JP6683460B2 - 差動装置 - Google Patents

Description

本発明は、差動装置、特にピニオン（差動ギヤ）を支持するピニオン支持部（差動ギヤ支持部）を支持して該ピニオン支持部と共に回転可能な入力部材の回転力を、ピニオンに噛合する歯部を外周部に有する一対のサイドギヤ（出力ギヤ）を介して一対の出力軸に分配して伝達するものの改良に関する。

従来、斯かる差動装置は、例えば特許文献１にも記載されているように公知である。従来装置では、サイドギヤの背面とデフケースとの間の隙間や、サイドギヤ内周と出力軸外周間のスプライン嵌合部を経て、ピニオンの摺動部やサイドギヤ噛合部に潤滑油が供給されるようになっている。

特開２００８−８９１４７号公報 特許第４８０３８７１号公報 特開２００２−３６４７２８号公報

ところが従来装置では、ピニオンとサイドギヤとの噛合部に大量の潤滑油を効率よく集めることができないため、例えばサイドギヤを大径化することで上記噛合部が出力軸から遠く離れる場合やピニオンが高速回転するような過酷な運転状況の場合には、ピニオンの摺動部やサイドギヤ噛合部への潤滑油の供給が不足してしまう虞れがある。

本発明は、斯かる事情に鑑みてなされたもので、上記問題を解決し得る差動装置を提供することを目的とする。

上記目的を達成するために、本発明に係る差動装置は、ピニオンを支持するピニオン支持部を支持して該ピニオン支持部と共に回転可能な入力部材の回転力を、前記ピニオンに噛合する歯部を外周部に有する一対のサイドギヤを介して一対の出力軸に分配して伝達する差動装置であって、前記入力部材を構成部材の一部として内部に前記ピニオン及び前記一対のサイドギヤを収容すると共に、潤滑油を内部に流通させる開口部を備えるデフケースを有し、前記一対のサイドギヤは、前記一対の出力軸にそれぞれ接続される軸部と、前記軸部と該軸部から前記入力部材の半径方向外方に離間した前記歯部との間を一体に接続する扁平な中間壁部とを有し、少なくとも一方の前記サイドギヤの前記中間壁部には、前記中間壁部の内側面と外側面とに両端が各々開口する貫通油路が形成され、前記貫通油路は、その中心軸線が前記出力軸の軸線に対して平行であるか、又は前記サイドギヤの内側面に近づくにつれて該サイドギヤの半径方向外方側に向かうように傾斜している（これを第１の特徴とする）。
なお、実施形態中の肉抜き部８は、本発明の開口部に対応する。

また、発明に係る差動装置は、ピニオンを支持するピニオン支持部を支持して該ピニオン支持部と共に回転可能な入力部材の回転力を、前記ピニオンに噛合する歯部を外周部に有する一対のサイドギヤを介して一対の出力軸に分配して伝達する差動装置であって、前記一対のサイドギヤは、前記一対の出力軸にそれぞれ接続される軸部と、前記軸部と該軸部から前記入力部材の半径方向外方に離間した前記歯部との間を一体に接続する扁平な中間壁部とを有し、少なくとも一方の前記サイドギヤの前記中間壁部には、前記中間壁部の内側面と外側面とに両端が各々開口する貫通油路が形成され、さらに、前記少なくとも一方のサイドギヤの外側面を覆う側壁部を有し且つ前記入力部材と一体に回転するよう結合されるカバー部と、前記側壁部の内側面と前記サイドギヤの外側面との間に介装されるワッシャとを備え、前記ワッシャの少なくとも内周部が前記貫通油路の、前記中間壁部の外側面への開口部に臨むように、該ワッシャ及び前記貫通油路の相対位置が設定される（これを第２の特徴とする）。

好適には、前記側壁部の内側面と前記サイドギヤの外側面との相対向面の少なくとも一方に、前記ワッシャを嵌合保持するワッシャ保持溝が形成される（これを第３の特徴とする）。

好適には、前記側壁部は、前記サイドギヤの外側面を露出させる肉抜き部を備え、前記側壁部の内側面には、前記入力部材の回転時に前記肉抜き部の周縁から前記ワッシャ及び前記貫通油路への潤滑油の流入を誘導し得る油ガイド溝が凹設される（これを第４の特徴とする）。

また上記目的を達成するために、本発明に係る差動装置は、差動ギヤを支持する差動ギヤ支持部を支持して該差動ギヤ支持部と共に回転可能な入力部材の回転力を、前記差動ギヤに噛合する歯部を外周部に有する一対の出力ギヤを介して一対の出力軸に分配して伝達する差動装置であって、前記一対の出力ギヤは、前記一対の出力軸にそれぞれ接続される軸部と、前記軸部と該軸部から前記入力部材の半径方向外方に離間した前記歯部との間を一体に接続する扁平な中間壁部とを有し、少なくとも一方の前記出力ギヤの前記中間壁部には、前記中間壁部の内側面と外側面とに両端が各々開口する貫通油路が形成され、前記出力ギヤの歯数をＺ１とし、前記差動ギヤの歯数をＺ２とし、前記差動ギヤ支持部の直径をｄ２とし、ピッチ円錐距離をＰＣＤとしたときに、

を満たし、
且つＺ１／Ｚ２＞２を満たす（これを第５の特徴とする）。

また、好適には、Ｚ１／Ｚ２≧４を満たす（これを第６の特徴とする）。

また、好適には、Ｚ１／Ｚ２≧５．８を満たす（これを第７の特徴とする）。

第１及び第２の特徴によれば、一対のサイドギヤは、出力軸に接続される軸部と、軸部から入力部材の半径方向外方に離間した歯部と軸部との間を一体に接続する扁平な中間壁部とを有するので、サイドギヤの歯数をピニオンの歯数よりも十分大きく設定し得るようにサイドギヤをピニオンに対し十分大径化でき、これにより、ピニオンからサイドギヤへのトルク伝達時におけるピニオン支持部の荷重負担を軽減できてピニオン支持部の有効直径の小径化、延いてはピニオンの軸方向幅狭化が図られるため、中間壁部が扁平である効果とも相俟って、差動装置の軸方向幅狭化に寄与することができる。また、サイドギヤの上記大径化に伴い、サイドギヤの歯部が出力軸から半径方向に遠く離れても、少なくとも一方のサイドギヤの中間壁部には、中間壁部の内側面と外側面とに両端が各々開口する貫通油路が形成されるので、貫通油路を通してサイドギヤの外側面側から内側面側へ潤滑油を流入可能とし、流入した潤滑油を遠心力でサイドギヤの外周の歯部、延いてはピニオンとの噛合部に効率よく供給可能である。これにより、サイドギヤの大径化でサイドギヤの歯部が出力軸から遠く離れる場合やピニオンが高速回転する過酷な運転状況の場合でも、ピニオンとサイドギヤとの噛合部やピニオンの摺動部へ潤滑油を十分に供給できるから、噛合部や摺動部の焼付きを効果的に防止できる。

また特に本発明の第２の特徴によれば、さらに、少なくとも一方のサイドギヤの外側面を覆う側壁部を有し且つ入力部材と一体に回転するよう結合されるカバー部と、側壁部の内側面とサイドギヤの外側面との間に介装されるワッシャとを備え、ワッシャの少なくとも内周部が貫通油路の、中間壁部の外側面への開口部に臨むように、ワッシャ及び貫通油路の相対位置が設定されるので、カバー部内側面とサイドギヤ外側面との間隙において遠心力で半径方向外方に流出しようとする潤滑油の流動をワッシャで抑制して、ワッシャの内周側から貫通油路を経てサイドギヤの内方側に誘導できる。これにより、貫通油路を通過してサイドギヤ内側面に沿って外周歯部側へ向かう潤滑油量を増やして噛合部等に対する潤滑効果を高めることができる。しかもワッシャが貫通油路への油誘導手段を兼ねるため、それだけ構造簡素化が図られ、コスト節減に寄与することができる。

また特に第３の特徴によれば、カバー部の側壁部の内側面とサイドギヤの外側面との相対向面の少なくとも一方にワッシャ保持溝が形成されるので、貫通油路への潤滑油経路を考慮した適切な定位置にワッシャを安定よく保持できる。

また特に第４の特徴によれば、カバー部の側壁部は、サイドギヤの外側面を露出させる肉抜き部を備えていて、側壁部の内側面には、入力部材の回転時に肉抜き部の周縁からワッシャ及び貫通油路への潤滑油の流入を誘導し得る油ガイド溝が凹設されるので、油ガイド溝の油誘導効果により、入力部材の回転を利用して肉抜き部の周縁からワッシャ及び貫通油路への潤滑油の流入を効率よく誘導できる。従って、ワッシャに対する潤滑効果が高められることは元より、貫通油路を通してサイドギヤの外周の歯部側へ向かう潤滑油量をより効果的に増やして噛合部等に対する潤滑効果を一層高めることができる。

また第５の特徴によれば、一対の出力ギヤは、出力軸に接続される軸部と、軸部から入力部材の半径方向外方に離間した歯部と軸部との間を一体に接続する扁平な中間壁部とを有するので、出力ギヤの歯数を差動ギヤの歯数よりも十分大きく設定し得るように出力ギヤを差動ギヤに対し十分大径化できる。これにより、差動ギヤから出力ギヤへのトルク伝達時における差動ギヤ支持部の荷重負担を軽減できて差動ギヤ支持部の有効直径の小径化、延いては差動ギヤの軸方向幅狭化が図られるため、中間壁部が扁平である効果とも相俟って、差動装置の軸方向幅狭化に寄与することができる。また、出力ギヤの上記大径化に伴い、出力ギヤの歯部が出力軸から半径方向に遠く離れても、少なくとも一方の出力ギヤの中間壁部には、中間壁部の内側面と外側面とに両端が各々開口する貫通油路が形成されるので、貫通油路を通して出力ギヤの外側面側から内側面側へ潤滑油を流入可能とし、流入した潤滑油を遠心力で出力ギヤの外周の歯部、延いては差動ギヤとの噛合部に効率よく供給可能である。これにより、出力ギヤの大径化で出力ギヤの歯部が出力軸から遠く離れる場合や差動ギヤが高速回転する過酷な運転状況の場合でも、差動ギヤと出力ギヤとの噛合部や差動ギヤの摺動部へ潤滑油を十分に供給できるから、噛合部や摺動部の焼付きを効果的に防止できる。その上、第５の特徴によれば、従来装置と同程度の強度（例えば静ねじり荷重強度）や最大トルク伝達量を確保しながら、差動装置を全体として出力軸の軸方向で十分に幅狭化できるから、差動装置周辺のレイアウト上の制約が多い伝動系に対しても差動装置を、高い自由度を以て無理なく容易に組込み可能となり、またその伝動系を小型化する上で有利となる。

また特に第６及び第７の各特徴によれば、従来装置と同程度の強度（例えば静ねじり荷重強度）や最大トルク伝達量を確保しながら、差動装置を出力軸の軸方向で更に十分に幅狭化できる。

本発明の第１実施形態に係る差動装置及びその周辺の縦断面図（図２の１−１線断面図） 本発明の第１実施形態に係る差動装置の一部を破断した軸方向一方側の側面図（図１の２−２線断面図） 本発明の第１実施形態に係る差動装置の軸方向他方側の要部側面図（図１の３−３線断面図） 図１の４−４線断面図であって、一方のカバー部Ｃのみを実線で示す 図１の５−５線断面図であって、他方のカバー部Ｃ′及び入力部材のみを実線で示す （Ａ）は図１の６矢視部の拡大図であり、（Ｂ）は（Ａ）のＢ−Ｂ線断面図 油ガイド溝の形状のみが異なる、カバー部の変形例を示す図４対応図 本発明の第２実施形態に係る差動装置のピニオン支持部の変形例を示す、図６（Ａ）対応の部分断面図 従来の差動装置の一例を示す縦断面図 ピニオンの歯数を１０とした時の歯数比率に対するギヤ強度変化率の関係を示すグラフ ピッチ円錐距離の変化率に対するギヤ強度変化率の関係を示すグラフ ピニオンの歯数を１０とした時のギヤ強度を１００％維持する場合における歯数比率に対するピッチ円錐距離の変化率の関係を示すグラフ ピニオンの歯数を１０とした時の歯数比率と、シャフト径／ピッチ円錐距離の比率との関係を示すグラフ ピニオンの歯数を６とした時の歯数比率と、シャフト径／ピッチ円錐距離の比率との関係を示すグラフ ピニオンの歯数を１２とした時の歯数比率と、シャフト径／ピッチ円錐距離の比率との関係を示すグラフ ピニオンの歯数を２０とした時の歯数比率と、シャフト径／ピッチ円錐距離の比率との関係を示すグラフ

本発明の実施の形態を、添付図面に示す本発明の好適な実施例に基づいて以下に説明する。

先ず、図１〜図７に示す第１実施形態について説明する。差動装置Ｄは、自動車に搭載されるエンジン（図示せず）から伝達された回転駆動力を、左右一対の車軸に連なる左右一対の出力軸Ａに分配して伝達することにより、左右車軸を、差動回転を許容しつつ駆動するためのものであって、例えば車体前部のエンジンの横に配置されたミッションケース１内に収容、支持されている。

差動装置Ｄは、複数のピニオン（差動ギヤ）Ｐと、ピニオンＰを回転自在に支持するピニオン支持部（差動ギヤ支持部）としてのピニオンシャフトＰＳと、ピニオンシャフトＰＳと共に回転し得るようピニオンシャフトＰＳを支持する短円筒状の入力部材Ｉと、ピニオンＰに対し左右両側より噛合し且つ左右一対の出力軸Ａにそれぞれ接続される左右一対のサイドギヤ（出力ギヤ）Ｓと、両サイドギヤＳの外側をそれぞれ覆い且つ入力部材Ｉと一体に回転する左右一対のカバー部Ｃ，Ｃ′とを備えており、入力部材Ｉ及びカバー部Ｃ，Ｃ′によりデフケースＤＣが構成される。

尚、本実施形態ではピニオンＰを２個とし、ピニオン支持部としてのピニオンシャフトＰＳを入力部材Ｉの一直径線に沿って延びる直線棒状に形成して、それの両端部に２個のピニオンＰをそれぞれ支持させるようにしたものを示したが、ピニオンＰを３個以上設けてもよい。その場合には、ピニオンシャフトＰＳを、３個以上のピニオンＰに対応して入力部材Ｉの回転軸線Ｌから三方向以上に枝分かれして放射状に延びる交差棒状（例えばピニオンＰが４個の場合には十字状）に形成して、ピニオンシャフトＰＳの各先端部にピニオンＰを各々支持させるようにする。

また、ピニオンシャフトＰＳにピニオンＰを図示例のように直接嵌合させてもよいし、或いは軸受ブッシュ等の軸受手段（図示せず）を介挿させてもよい。またピニオンシャフトＰＳは、全長に亘り略一様等径の軸状としてもよいし、或いは段付き軸状としてもよい。またピニオンシャフトＰＳの、ピニオンＰと嵌合する外周面に凹部を設けて、そこを油通路としてもよい。

デフケースＤＣは、左右の軸受２を介してミッションケース１に回転自在に支持される。またミッションケース１に形成されて各出力軸Ａが嵌挿される貫通孔１ａの内周と、各出力軸Ａの外周との間には、その間をシールする環状シール部材３が介装される。またミッションケース１の底部には、ミッションケース１の内部空間に臨んで所定量の潤滑油を貯溜するオイルパン（図示せず）が設けられており、オイルパンに貯溜された潤滑油がミッションケース１内においてデフケースＤＣその他の回転部材の回転により差動装置Ｄの周辺に飛散することで、デフケースＤＣの内外に存する機械連動部分を潤滑できるようになっている。

入力部材Ｉの外周部には、ファイナルドリブンギヤとしての入力歯部Ｉｇが設けられ、入力歯部Ｉｇは、エンジンの動力で回転駆動されるドライブギヤ（図示せず）と噛合する。尚、入力歯部Ｉｇは、本実施形態では入力部材Ｉの外周面に横幅一杯（即ち軸方向全幅）に亘り直接形成されているが、入力歯部Ｉｇを入力部材Ｉよりも小幅に形成したり、或いは入力部材Ｉとは別体に形成して後付けで入力部材Ｉの外周部に固定するようにしてもよい。

またピニオンＰ及びサイドギヤＳは、本実施形態ではベベルギヤに形成されており、しかも歯部を含む全体が各々鍛造等の塑性加工で形成されている。そのため、ピニオンＰ及びサイドギヤＳの歯部を切削加工する場合のような機械加工上の制約を受けることなく歯部を任意の歯数比を以て高精度に形成可能である。尚、ベベルギヤに代えて他のギヤを採用してもよく、例えばサイドギヤＳをフェースギヤとし且つピニオンＰを平歯車又は斜歯歯車としてもよい。

また一対のサイドギヤＳは、一対の出力軸Ａの内端部がそれぞれスプライン嵌合４されて接続される円筒状の軸部Ｓｊと、軸部Ｓｊから入力部材Ｉの半径方向外方に離れた位置に在ってピニオンＰに噛合する円環状の歯部Ｓｇと、出力軸Ａの軸線Ｌと直交する扁平なリング板状に形成されて軸部Ｓｊ及び歯部Ｓｇ間を一体に接続する中間壁部Ｓｗとを備える。

少なくとも一方（本実施形態では両方）のサイドギヤＳの中間壁部Ｓｗには、中間壁部Ｓｗの内側面と外側面とに両端が各々開口して該中間壁部Ｓｗを貫通する貫通油路１５が形成される。尚、貫通油路１５は、本実施形態では出力軸Ａの軸線Ｌと中心軸線が平行な円形孔に形成されるが、その横断面形状は、図示例に限定されず、種々の形状、例えば扇形状、楕円状、多角形状の孔や角形の孔であってもよく、また孔の中心軸線は、出力軸Ａの軸線Ｌに対し平行でなくてもよい。例えば、貫通油路１５の中心軸線がサイドギヤＳの内側面に近づくにつれてサイドギヤＳの半径方向外方側に向かうように、貫通油路１５を出力軸Ａの軸線Ｌに対し斜めに設けることで、貫通油路１５を通してサイドギヤＳの外周歯部Ｓｇ（従ってピニオンＰ）側へ向かう潤滑油の流動をより促進できる。

また、サイドギヤＳの中間壁部Ｓｗは、これの半径方向の幅ｔ１がピニオンＰの最大直径ｄ１よりも大きくなり、且つ中間壁部Ｓｗの、出力軸Ａの軸方向での最大肉厚ｔ２がピニオンシャフトＰＳの有効直径ｄ２よりも小さくなるように形成（図１参照）される。これにより、後述するように、サイドギヤＳの歯数Ｚ１をピニオンＰの歯数Ｚ２よりも十分大きく設定し得るようサイドギヤＳを十分に大径化することができ、且つ出力軸Ａの軸方向でサイドギヤＳが十分に薄肉化できる。尚、本明細書において、「有効直径ｄ２」とは、ピニオンＰと別体又は一体に形成されてピニオンＰを支持し且つ入力部材Ｉに取付けられる、ピニオン支持部としての軸（即ち、ピニオンシャフトＰＳ或いは後述する支持軸部ＰＳ′）の外径ｄ２をいう。

また一対のカバー部Ｃ，Ｃ′のうちの一方Ｃは、入力部材Ｉとは別体に形成されて入力部材Ｉにボルトｂを以て着脱可能に結合されるが、その結合手段としては、ネジ手段以外の種々の結合手段、例えば溶接手段やカシメ手段も使用可能である。また他方のカバー部Ｃ′は入力部材Ｉに一体に形成される。尚、他方のカバー部Ｃ′を、一方のカバー部Ｃと同様に入力部材Ｉとは別体に形成して、入力部材Ｉにボルトｂその他の結合手段を以て結合してもよい。

また各々のカバー部Ｃ，Ｃ′は、サイドギヤＳの軸部Ｓｊを同心状に囲繞して回転自在に嵌合支持する円筒状のボス部Ｃｂと、外側面を入力部材Ｉの回転軸線Ｌと直交する平坦面としてボス部Ｃｂの軸方向内端に一体に連設される板状の側壁部Ｃｓとを備えており、カバー部Ｃ，Ｃ′の側壁部Ｃｓは、出力軸Ａの軸方向で入力部材Ｉ（従って入力歯部Ｉｇ）の幅内に収まるように配置される。これにより、カバー部Ｃ，Ｃ′の側壁部Ｃｓが入力部材Ｉの端面より軸方向外方側に張出すことが抑えられるから、差動装置Ｄの出力軸Ａの軸方向での幅狭化を図る上で有利になる。

また、カバー部Ｃ，Ｃ′の側壁部Ｃｓの内側面により、サイドギヤＳの中間壁部Ｓｗ及び歯部Ｓｇのうちの少なくとも一方（図示例では中間壁部Ｓｗ）の背面がワッシャＷを介して回転自在に支持される。尚、このようなワッシャＷを省略して、側壁部Ｃｓの内側面により、サイドギヤＳの背面を回転自在に直接支持させてもよい。またサイドギヤＳの軸部Ｓｊは、カバー部Ｃ，Ｃ′のボス部Ｃｂに軸受を介して支持させてもよい。

次にピニオン支持部としてのピニオンシャフトＰＳの入力部材Ｉへの取付構造について図６を併せて参照して説明する。ピニオンシャフトＰＳは、ピニオンシャフトＰＳの両端部がそれぞれ取付体Ｔを介して入力部材Ｉに連結支持されており、取付体Ｔには、ピニオンシャフトＰＳの端部を全周に亘って嵌合、保持し得る保持孔Ｔｈが形成される（図１参照）。また入力部材Ｉの内周面には、入力部材Ｉの、一方のカバー部Ｃ側の側面に開口部を有して出力軸Ａ軸方向に延びる横断面コ字状の取付溝Ｉａが凹設されており、取付溝Ｉａには、取付溝Ｉａの開口部より直方体状の取付体Ｔが挿入される。取付体Ｔは、これを入力部材Ｉの取付溝Ｉａに挿入された状態で一方のカバー部Ｃを入力部材Ｉにボルトｂで締結することにより入力部材Ｉに固定される。また取付体ＴとピニオンＰの大径側端面との間には、その間の相対回転を許容する環状のスラストワッシャ２５が介装される。

上記したようなピニオンシャフトＰＳの入力部材Ｉへの取付構造によれば、ピニオンシャフトＰＳの端部を全周に亘り嵌合保持させたブロック状の取付体Ｔを介して、ピニオンシャフトＰＳを入力部材Ｉの取付溝Ｉａに容易且つ強固に連結固定できるため、入力部材ＩにピニオンシャフトＰＳ支持のための貫通孔を特別に形成することなく、また組立作業性を低下させることなく、ピニオンシャフトＰＳを入力部材Ｉに対し高い強度を以て連結支持させることができる。しかも本実施形態では、サイドギヤＳの外側を覆うカバー部Ｃが取付体Ｔに対する抜け止め固定手段を兼ねることで構造簡素化が図られる。

かくして、ピニオンシャフトＰＳの両端部が取付体Ｔを介して入力部材Ｉに連結支持された状態では、ピニオンシャフトＰＳに回転自在に支持されるピニオンＰの大径側端面と、入力部材Ｉの内周面との間には半径方向の間隙１０が形成される。従って、間隙１０には潤滑油が溜まり易くなるため、間隙１０に臨むピニオンＰの端部やピニオンＰの周辺部の焼付き防止に有効である。

ところで、一方のカバー部Ｃの側壁部Ｃｓは、出力軸Ａの軸方向外方から見た側面視で（即ち図２で見て）ピニオンＰと重なる領域を含む第１の所定領域でサイドギヤＳの背面を覆う油保持部７を備えており、更に上記側面視でピニオンＰと重ならない第２の所定領域において、サイドギヤＳの背面をデフケースＤＣ外に露出させる開口部である肉抜き部８と、油保持部７から入力部材Ｉの周方向に離間し且つ入力部材Ｉの半径方向に延びてボス部Ｃｂ及び入力部材Ｉ間を連結する連結腕部９とを併せ持つ構造となっている。換言すれば、カバー部Ｃの基本的に円板状をなす側壁部Ｃｓは、そこに切欠き状をなす肉抜き部８が周方向に間隔をおいて複数形成されることで、肉抜き部８を周方向に挟んで一方側に油保持部７が、他方側に連結腕部９がそれぞれ形成される構造形態となっている。

このようなカバー部Ｃの側壁部Ｃｓの構造形態、特に油保持部７により、入力部材Ｉの回転による遠心力で径方向外方側に移動しようとする潤滑油を、油保持部７と入力部材Ｉとで覆われた空間に滞留させ易くなり、ピニオンＰ及びピニオンＰの周辺部に潤滑油を保持し易くすることができる。その上、カバー部Ｃが肉抜き部８を備えることで、肉抜き部８を通してデフケースＤＣの内外に潤滑油を流通させることができるため、潤滑油が適度に交換・冷却されて、油劣化防止に効果的である。また、デフケースＤＣ内に多量の潤滑油を閉じ込めておく必要はない上、肉抜き部８の形成分だけカバー部Ｃ自体が軽くなるため、それだけ差動装置Ｄの軽量化が図られる。

尚、肉抜き部８は、本実施形態では側壁部Ｃｓの外周端側が開放した切欠き状に形成されるが、外周端側が開放されない貫通孔状に形成してもよい。

また本実施形態では、図３に示されるように、他方のカバー部Ｃ′においても、側壁部Ｃｓに一方のカバー部Ｃと同様に肉抜き部８が形成される。但し、他方のカバー部Ｃ′の側壁部Ｃｓにおいては、油保持部７及び連結腕部９は入力部材Ｉに一体に形成される。尚、カバー部Ｃ，Ｃ′のうちの何れか一方のカバー部の側壁部Ｃｓを、肉抜き部を持たない（従ってサイドギヤＳの中間壁部Ｓｗ及び歯部Ｓｇの背面全面を覆う）円板状に形成してもよい。

尚、油保持部７及び連結腕部９を入力部材Ｉに各々連結する構造は、カバー部Ｃ，Ｃ′の入力部材Ｉへの連結構造として前述した通りである。即ち、油保持部７及び連結腕部９は、入力部材Ｉと一体に形成してもよく、また別体に形成する場合には、本実施形態のようにボルトｂ等のネジ手段で入力部材Ｉに結合されてもよいし、或いはその他の種々の結合手段（例えば溶接手段、カシメ手段等）で入力部材Ｉに結合されてもよい。

ところで、カバー部Ｃ，Ｃ′の側壁部Ｃｓの内側面とサイドギヤＳの外側面との間には前述のようにワッシャＷが介装されるが、ワッシャＷを、貫通油路１５への潤滑油経路を考慮した適切な定位置に位置決め保持するために、側壁部Ｃｓの内側面とサイドギヤＳの外側面との少なくとも一方（図示例ではサイドギヤＳの外側面）には環状のワッシャ保持溝１６が形成され、これにワッシャＷが嵌合される。

そして、ワッシャＷの内周部が貫通油路１５の、中間壁部Ｓｗの外側面への開口部に臨むように、ワッシャＷ及び貫通油路１５の相対位置が設定される。これにより、カバー部Ｃ，Ｃ′の側壁部Ｃｓの内側面とサイドギヤＳの外側面との間隙において遠心力で半径方向外方に流出しようとする潤滑油の流動がワッシャＷで抑制されて、ワッシャＷの内周側から貫通油路１５を経てサイドギヤＳの内方側に誘導できるため、貫通油路１５を通過してサイドギヤＳの内側面に沿って歯部Ｓｇ側へ向かう潤滑油量を増やすことができる。

また図４，図５を併せて参照して、カバー部Ｃ，Ｃ′の側壁部Ｃｓの内側面には、入力部材Ｉの回転時に肉抜き部８の周縁からワッシャＷ及び貫通油路１５への潤滑油の流入を誘導し得る油ガイド溝１７が凹設される。油ガイド溝１７は、肉抜き部８の周縁から油保持部７の接線方向に対し斜めに（より具体的に言えば、入力部材Ｉの後述する正転方向後方側に向かって中心軸線Ｌ側に）傾斜して延びる第１内側壁１７ａと、同じく油保持部７の接線方向に延びる第２内側壁１７ｂと、両内側壁１７ａ，１７ｂの内端間を接続する奥壁部１７ｃとによって、概ね三角形状に形成される。

しかも油ガイド溝１７の、奥壁部１７ｃが臨む内奥溝部１７ｉは、入力部材Ｉの回転軸線Ｌと直交する投影面で見てワッシャＷの一部と常にオーバラップし、且つ入力部材Ｉの回転に伴い貫通油路１５の、中間壁部Ｓｗの外側面への開口部とも一時的にオーバラップし得る位置に配置される。

而して、自動車を前進させるべくエンジンから差動装置Ｄの入力歯部Ｉｇに伝達される回転力で入力部材Ｉが正転方向（図２〜図５の太字矢印方向）に回転される場合には、ミッションケース１内でデフケースＤＣの周囲を飛散する潤滑油が、飛散した潤滑油と回転中のカバー部Ｃ，Ｃ′との相対速度差により肉抜き部８の周縁から油保持部７内（即ち油ガイド溝１７）に流入する。この場合、油ガイド溝１７に流入した潤滑油は、特に第１内側壁１７ａの案内作用により油ガイド溝１７の回転方向最後方位置の内奥溝部１７ｉに向けて効率よく集められて、内奥溝部１７ｉからワッシャＷ及び貫通油路１５側へ効率よく誘導される。そして、貫通油路１５を通過してサイドギヤＳの内側に達した潤滑油は、遠心力でサイドギヤＳの中間壁部Ｓｗの内側面を径方向外方側に流動し、サイドギヤＳの歯部Ｓｇに到達する。これにより、ワッシャＷに対する潤滑効果が高められることは元より、貫通油路１５を通過してサイドギヤＳの外周の歯部Ｓｇ側へ向かう潤滑油量をより効果的に増やすことができて、サイドギヤＳとピニオンＰとの噛合部やピニオンＰの摺動部に対する潤滑効果が高められる。

更に本実施形態のカバー部Ｃ，Ｃ′は、肉抜き部８の周縁部において、入力部材Ｉの回転時に入力部材Ｉの内方側への潤滑油の流入を誘導し得る油誘導斜面ｆを有しており、上記した油ガイド溝１７の入口も油誘導斜面ｆに開口している。そして、油誘導斜面ｆは、油保持部７及び連結腕部９を入力部材Ｉの周方向に横切る横断面（図５の部分断面図を参照）で見て、油保持部７及び連結腕部９の各々の外側面から内側面に向かって油保持部７及び連結腕部９の各々の周方向中央側に傾斜した斜面より構成される。

而して、油誘導斜面ｆの油誘導作用により、デフケースＤＣの回転に伴いカバー部Ｃ，Ｃ′の外側から内側へ潤滑油をスムーズに流入させることができ、特に油ガイド溝１７にも、油誘導斜面ｆに開口する入口から潤滑油を一層効率よく流入させることができるため、油ガイド溝１７による前述の油案内作用と相俟って、噛合部等に対する潤滑効果が一層高められる。

尚、カバー部Ｃ，Ｃ′における肉抜き部８（従って油保持部７及び連結腕部９）の形態は種々の変形例が考えられ、図２，図３の実施形態に限定されない。

尚また、カバー部Ｃ，Ｃ′の側壁部Ｃｓの内側面に凹設される油ガイド溝１７の形態も種々の変形例が考えられ、例えば、図７に示すように油ガイド溝１７を、曲率が一部領域で異なる一連の円弧状に形成してもよい。即ち、油ガイド溝１７は、入力部材Ｉの正転方向の回転に伴いミッションケース１内で飛散した潤滑油がカバー部Ｃ，Ｃ′の肉抜き部８の周縁から油ガイド溝１７に流入したときに、流入した潤滑油が円弧状の第１内側壁１７ａの案内作用により、図１〜図６に記載した実施形態と同様、油ガイド溝１７の回転方向最後方位置の内奥溝部１７ｉに向けて効率よく集められて、内奥溝部１７ｉからワッシャＷ及び貫通油路１５側へ効率よく誘導される。従って、図７に記載した油ガイド溝１７は、図１〜図６に記載した油ガイド溝１７と同様の作用効果が達成可能である。

次に、上記した実施形態の作用について説明する。本実施形態の差動装置Ｄは、入力部材Ｉにエンジンから回転力を受けた場合に、ピニオンＰがピニオンシャフトＰＳ回りに自転しないで入力部材Ｉと共に入力部材Ｉの軸線Ｌ回りに公転するときは、左右のサイドギヤＳが同速度で回転駆動されて、駆動力が均等に左右の出力軸Ａに伝達される。また、自動車の旋回走行等により左右の出力軸Ａに回転速度差が生じるときは、ピニオンＰが自転しつつ公転することで、ピニオンＰから左右のサイドギヤＳに対して差動回転を許容しつつ回転駆動力が伝達される。以上は、従来周知の差動装置の作動と同様である。

ところで自動車の前進走行状態でエンジンの動力が差動装置Ｄを介して左右の出力軸Ａに伝達される場合に、デフケースＤＣの正転方向（図２〜図５の太字矢印方向）の回転に伴いミッションケース１内の各所で潤滑油が勢いよく飛散するが、飛散した潤滑油の一部は、前述のようにカバー部Ｃ，Ｃ′の内側に肉抜き部８から流入する。

この場合、カバー部Ｃ，Ｃ′の側壁部Ｃｓの内側面に形成される油ガイド溝１７に流入した潤滑油は、前述のように第１内側壁１７ａの案内作用により内奥溝部１７ｉに向けて効率よく集められて、そこからワッシャＷ及び貫通油路１５側へ効率よく誘導されるため、ワッシャＷに対する潤滑効果が高められることは元より、貫通油路１５を通過して遠心力でサイドギヤＳの外周の歯部Ｓｇ側へ向かう潤滑油量をより効果的に増やすことができる。これにより、サイドギヤＳとピニオンＰとの噛合部やピニオンＰの摺動部に対する潤滑効果が高められる。その結果、サイドギヤＳの大径化でサイドギヤＳの歯部Ｓｇが出力軸Ａから遠く離れる場合やピニオンＰが高速回転する過酷な運転状況の場合でも、上記した噛合部や摺動部へ潤滑油を効率よく供給可能となるから、噛合部や摺動部の焼付きを効果的に防止できる。

而して、本実施形態の差動装置Ｄにおいて、サイドギヤＳは、出力軸Ａに接続される軸部Ｓｊと、出力軸Ａの軸線Ｌと直交する扁平なリング板状に形成されて、軸部Ｓｊと該軸部Ｓｊから入力部材Ｉの半径方向外方に離間したサイドギヤＳの歯部Ｓｇとの間を一体に接続する中間壁部Ｓｗとを有しており、その上、中間壁部Ｓｗは、それの半径方向幅ｔ１がピニオンＰの最大直径ｄ１よりも長くなるよう形成されている。このため、サイドギヤＳの歯数Ｚ１をピニオンＰの歯数Ｚ２よりも十分大きく設定し得るようにサイドギヤＳをピニオンＰに対し十分大径化できることから、ピニオンＰからサイドギヤＳへのトルク伝達時におけるピニオンシャフトＰＳの荷重負担を軽減できてピニオンシャフトＰＳの有効直径ｄ２の小径化、延いてはピニオンＰの、出力軸Ａの軸方向での幅狭化を図ることができる。

また上記のようにピニオンシャフトＰＳの荷重負担が軽減されると共に、サイドギヤＳにかかる反力が低下し、その上、サイドギヤＳの中間壁部Ｓｗ又は歯部Ｓｇの背面がカバー側壁部Ｃｓに支持されるので、サイドギヤＳの中間壁部Ｓｗを薄肉化してもサイドギヤＳの必要な剛性強度は確保することが容易であり、即ち、サイドギヤＳに対する支持剛性を確保しつつサイドギヤ中間壁部Ｓｗを十分に薄肉化することが可能となる。また、本実施形態では、上記のように小径化を可能としたピニオンシャフトＰＳの有効直径ｄ２よりもサイドギヤ中間壁部Ｓｗの最大肉厚ｔ２が更に小さく形成されるため、サイドギヤ中間壁部Ｓｗの更なる薄肉化が達成可能となる。しかもカバー側壁部Ｃｓが、外側面を出力軸Ａの軸線Ｌと直交する平坦面とした板状に形成されることで、カバー側壁部Ｃｓ自体の薄肉化も達成される。

それらの結果、差動装置Ｄは、従来装置と同程度の強度（例えば静ねじり荷重強度）や最大トルク伝達量を確保しながら、全体として出力軸Ａの軸方向で十分に幅狭化することができる。これにより、差動装置Ｄの周辺のレイアウト上の制約が多い伝動系に対しても差動装置Ｄを、高い自由度を以て無理なく容易に組込み可能となり、またその伝動系を小型化する上で頗る有利となる。

ところで、上記した第１実施形態では、ピニオン支持部（差動ギヤ支持部）として長いピニオンシャフトＰＳを用いるものを示したが、図８に示す第２実施形態のようにピニオン（差動ギヤ）Ｐの大径側の端面に同軸に一体に結合された支持軸部ＰＳ′でピニオン支持部（差動ギヤ支持部）を構成してもよい。この構成によれば、ピニオンシャフトＰＳを嵌合させる貫通孔をピニオンＰに設ける必要はなくなるため、それだけピニオンＰを小径化（軸方向幅狭化）できて、差動装置Ｄの出力軸Ａの軸方向での扁平化を図ることができる。即ち、ピニオンシャフトＰＳがピニオンＰを貫通する場合、ピニオンＰにはピニオンシャフト径に対応するサイズの貫通孔を形成する必要があるが、ピニオンＰの端面に支持軸部ＰＳ′を一体化した場合には、支持軸部ＰＳ′の径に依存することなくピニオンＰの小径化（軸方向幅狭化）が可能となる。

また本第２実施形態では、支持軸部ＰＳ′の外周面と、これが挿入される取付体Ｔの保持孔Ｔｈの内周面との間に、その間の相対回転を許容する軸受としての軸受ブッシュ１２が介挿される。尚、軸受としては、ニードルベアリング等の軸受を使用してもよい。尚また、軸受を省略して、支持軸部ＰＳ′を取付体Ｔの保持孔Ｔｈに直接嵌合させてもよい。

ところで上記した特許文献２，３で例示したような従来の差動装置（特に入力部材内にピニオン（差動ギヤ）と、ピニオン（差動ギヤ）に噛合する一対のサイドギヤ（出力ギヤ）とを備えた従来の差動装置）では、通常、サイドギヤ（出力ギヤ）の歯数Ｚ１とピニオン（差動ギヤ）の歯数Ｚ２として、例えば特許文献３に示される14×10、或いは16×10または13×９が用いられている。この場合、差動ギヤに対する出力ギヤの歯数比率Ｚ１／Ｚ２は、それぞれ1.4 、1.6 、1.44となっている。また従来の差動装置では、歯数Ｚ１，Ｚ２の、その他の組合わせとして、例えば15×10、17×10、18×10、19×10、または20×10となっているものも知られており、この場合の歯数比率Ｚ１／Ｚ２は、それぞれ1.5 、1.7 、1.8 、1.9 、2.0 となっている。

一方、今日では、差動装置周辺でのレイアウト上の制約を伴う伝動装置も増えており、差動装置のギヤ強度を確保しつつ差動装置を出力軸の軸方向に十分幅狭化（即ち扁平化）することが市場で要求されている。しかしながら従来の既存の差動装置では、上記歯数比率の組み合わせからも明らかなように出力軸の軸方向で幅広の構造形態となっているため、上記した市場の要求を満たすことが困難な状況にある。

そこで差動装置のギヤ強度を確保しつつ差動装置を出力軸の軸方向に十分幅狭化（即ち扁平化）し得る差動装置Ｄの構成例を、上記した実施形態とは異なる観点より、以下に具体的に特定する。尚、この構成例に係る差動装置Ｄの各構成要素の構造は、図１〜図８（特に図１〜図７）で説明した上記実施形態の差動装置Ｄの各構成要素と同様であるので、各構成要素の参照符号は、上記実施形態のそれと同じ符号を使用し、構造説明は省略する。

先ず、差動装置Ｄを出力軸Ａの軸方向に十分に幅狭化（即ち扁平化）するための基本的な考え方を、図９を併せて参照して説明すると、それは、
［１］ピニオンＰ即ち差動ギヤに対するサイドギヤＳ即ち出力ギヤの歯数比率Ｚ１／Ｚ２を従来既存の差動装置の歯数比率よりも増大させる。（これにより、ギヤのモジュール（従って歯厚）が減少してギヤ強度が低下する一方で、サイドギヤＳのピッチ円直径が増大してギヤ噛合部での伝達荷重が低減しギヤ強度が増大するが、全体としては後述する如くギヤ強度は低下する。）
［２］ピニオンＰのピッチ円錐距離ＰＣＤを従来既存の差動装置のピッチ円錐距離よりも増やす。（これにより、ギヤのモジュールが増加してギヤ強度が増大すると共に、サイドギヤＳのピッチ円直径が増大してギヤ噛合部での伝達荷重が低減しギヤ強度が増大するため、全体としては後述する如くギヤ強度は大幅に増大する。）
従って、上記［１］によるギヤ強度低下の量と、上記［２］によるギヤ強度増大の量とが等しくなるか、或いは上記［１］によるギヤ強度低下の量よりも、上記［２］によるギヤ強度増大の量の方が上回るように、歯数比率Ｚ１／Ｚ２及びピッチ円錐距離ＰＣＤを設定することにより、全体としてギヤ強度を従来既存の差動装置と比べて同等もしくは増大させることができる。

次に上記［１］［２］に基づくギヤ強度の変化態様を数式により具体的に検証する。尚、検証は、以下の実施形態で説明する。先ず、サイドギヤＳの歯数Ｚ１を１４、ピニオンＰの歯数Ｚ２を１０とした時の差動装置Ｄ′を「基準差動装置」とする。また「変化率」とは、基準差動装置Ｄ′を基準（即ち100 ％）とした場合の各種変数の変化率である。
［１］について
サイドギヤＳのモジュールをＭ、ピッチ円直径をＰＤ₁ 、ピッチ角をθ₁ 、ピッチ円錐距離をＰＣＤ、ギヤ噛合部での伝達荷重をＦ、伝達トルクをＴとした場合に、ベベルギヤの一般的な公式より、
Ｍ＝ＰＤ₁ ／Ｚ１
ＰＤ₁ ＝２ＰＣＤ・ sinθ₁
θ₁ ＝ tan^-1（Ｚ１／Ｚ２）
これら式から、ギヤのモジュールは、
Ｍ＝２ＰＣＤ・ sin｛ tan^-1（Ｚ１／Ｚ２）｝／Ｚ１ ・・・（１）
となり、
また基準差動装置Ｄ′のモジュールは、２ＰＣＤ・ sin｛ tan^-1（７／５）｝／１４
となる。

従って、この両式の右項を除算することにより、基準差動装置Ｄ′に対するモジュール変化率は、次の（２）式のようになる。

また、ギヤ強度（即ち歯部の曲げ強度）に相当する歯部の断面係数は、歯厚の二乗に比例する関係にあり、一方、その歯厚は、モジュールＭと略リニアな関係にある。従って、モジュール変化率の二乗は、歯部の断面係数変化率、延いてはギヤ強度の変化率に相当する。即ち、そのギヤ強度変化率は、（２）式に基づいて次の（３）式のように表される。（３）式は、ピニオンＰの歯数Ｚ２が１０の時には図１０のＬ１で示され、これにより、歯数比率Ｚ１／Ｚ２が増えるにつれてモジュール減少によりギヤ強度が低下することが判る。

ところで上記したベベルギヤの一般的な公式より、サイドギヤＳのトルク伝達距離は、次の（４）式のようになる。

ＰＤ₁ ／２＝ＰＣＤ・ sin｛ tan^-1（Ｚ１／Ｚ２）｝・・・（４）
そして、トルク伝達距離ＰＤ₁ ／２による伝達荷重Ｆは、Ｆ＝２Ｔ／ＰＤ₁ である。従って、基準差動装置Ｄ′のサイドギヤＳにおいて、トルクＴを一定とすれば、伝達荷重Ｆとピッチ円直径ＰＤ₁ とが反比例の関係となる。また伝達荷重Ｆの変化率は、ギヤ強度の変化率とも反比例の関係にあることから、ギヤ強度の変化率は、ピッチ円直径ＰＤ₁ の変化率と等しくなる。

その結果、ピッチ円直径ＰＤ₁ の変化率は、（４）の式を用いて、次の（５）式のようになる。

（５）式は、ピニオンＰの歯数Ｚ２が１０の時には図１０のＬ２で示され、これにより、歯数比率Ｚ１／Ｚ２が増えるにつれて伝達荷重低減によりギヤ強度が高まることが判る。

結局のところ、歯数比率Ｚ１／Ｚ２が増えることに伴うギヤ強度の変化率は、モジュールＭの減少によるギヤ強度の減少変化率（上記した（３）式の右項）と、伝達荷重低減によるギヤ強度の増加変化率（上記した（５）式の右項）との掛け合わせにより、次の（６）式として表される。

（６）式は、ピニオンＰの歯数Ｚ２が１０の時には図１０のＬ３で示され、これにより、歯数比率Ｚ１／Ｚ２が増えるにつれて全体としてギヤ強度が低下することが判る。
［２］について
ピニオンＰのピッチ円錐距離ＰＣＤを基準差動装置Ｄ′のピッチ円錐距離よりも増やすと、変更前のＰＣＤをＰＣＤ１、変更後のＰＣＤをＰＣＤ２とした場合には、ＰＣＤの変更前後のモジュール変化率は、上記したベベルギヤの一般的な公式より、歯数を一定とすれば、（ＰＣＤ２／ＰＣＤ１）となる。

一方、サイドギヤＳのギヤ強度の変化率は、（３）式を導いた過程からも明らかなように、モジュール変化率の二乗に相当するため、結局のところ、
モジュール増大によるギヤ強度変化率＝（ＰＣＤ２／ＰＣＤ１）² ・・・（７）
（７）式は、図１１のＬ４で示され、これにより、ピッチ円錐距離ＰＣＤが増えるにつれてモジュール増加によりギヤ強度が増加することが判る。

また、ピッチ円錐距離ＰＣＤを基準差動装置Ｄ′のピッチ円錐距離ＰＣＤ１よりも増やした場合に、伝達荷重Ｆが低減されるが、これによる、ギヤ強度の変化率は、前述のようにピッチ円直径ＰＤ₁ の変化率と等しくなる。またサイドギヤＳのピッチ円直径ＰＤ₁ とピッチ円錐距離ＰＣＤとは比例関係にある。従って、
伝達荷重低減によるギヤ強度変化率＝ＰＣＤ２／ＰＣＤ１ ・・・（８）
（８）式は、図１１のＬ５で示され、これにより、ピッチ円錐距離ＰＣＤが増えるにつれて伝達荷重低減によりギヤ強度が高まることが判る。

そして、ピッチ円錐距離ＰＣＤが増えることに伴うギヤ強度の変化率は、モジュールＭの増大によるギヤ強度の増加変化率（上記した（７）式の右項）と、ピッチ円直径ＰＤの増加に伴う伝達荷重低減によるギヤ強度の増加変化率（上記した（８）式の右項）との掛け合わせにより、次の（９）式として表される。

ピッチ円錐距離増大によるギヤ強度変化率＝（ＰＣＤ２／ＰＣＤ１）³ ・・（９）
（９）式は、図１１のＬ６で示され、これにより、ピッチ円錐距離ＰＣＤが増えるにつれてギヤ強度が大幅に高められることが判る。

そして、［１］の手法（歯数比率増大）によるギヤ強度の低下分を、［２］の手法（ピッチ円錐距離増大）によるギヤ強度の増大分で十分補うようにして全体として差動装置のギヤ強度を従来既存の差動装置のギヤ強度と同等もしくはそれ以上とするように、歯数比率Ｚ１／Ｚ２及びピッチ円錐距離ＰＣＤの組み合わせを決定する。

例えば、基準差動装置Ｄ′のサイドギヤＳのギヤ強度を１００％維持する場合には、［１］で求めた歯数比率増大に伴うギヤ強度の変化率（上記した（６）式の右項）と、［２］で求めたピッチ円錐距離増大によるギヤ強度変化率（上記した（９）の右項）とを掛け合わせたものが１００％となるように設定すればよい。これより、基準差動装置Ｄ′のギヤ強度を１００％維持する場合における歯数比率Ｚ１／Ｚ２とピッチ円錐距離ＰＣＤの変化率との関係は、次の（１０）式で求められる。（１０）式は、ピニオンＰの歯数Ｚ２が１０の時には図１２のＬ７で示される。

このように（１０）式は、歯数比率Ｚ１／Ｚ２＝１４／１０とした基準差動装置Ｄ′のギヤ強度を１００％維持する場合における歯数比率Ｚ１／Ｚ２とピッチ円錐距離ＰＣＤの変化率との関係（図１２参照）を示すものであるが、図１２の縦軸のピッチ円錐距離ＰＣＤの変化率は、ピニオンＰを支持するピニオンシャフトＰＳ（即ちピニオン支持部）のシャフト径をｄ２とした場合にはｄ２／ＰＣＤの比率に変換可能である。

すなわち、従来既存の差動装置において、ピッチ円錐距離ＰＣＤの増大変化は、上記表１のようにｄ２の増大変化と相関があり、且つｄ２を一定としたときはｄ２／ＰＣＤの比率の低下として表現可能である。しかも、従来既存の差動装置においては、上記表１のように、基準差動装置Ｄ′の時にはｄ２／ＰＣＤが40〜45％の範囲に収まっている関係と、ＰＣＤを増やすとギヤ強度が増大することとから、基準差動装置Ｄ′の時には少なくともｄ２／ＰＣＤが45％以下となるように、ピニオンシャフトＰＳのシャフト径ｄ２及びピッチ円錐距離ＰＣＤを決めれば、ギヤ強度を従来既存の差動装置のギヤ強度と同等もしくはそれ以上とすることができる。つまり、基準差動装置Ｄ′の場合には、
ｄ２／ＰＣＤ≦0.45を満たせばよい。この場合、基準差動装置Ｄ′のピッチ円錐距離ＰＣＤ１に対して、増減変更後のＰＣＤをＰＣＤ２とすれば、
ｄ２／ＰＣＤ２≦0.45／（ＰＣＤ２／ＰＣＤ１）・・・（１１）
を満たせばよいということになる。そして、（１１）式を、上記した（１０）式に適用すれば、ｄ２／ＰＣＤと、歯数比率Ｚ１／Ｚ２との関係が、次の（１２）式のように変換可能である。

（１２）式の等号が成立する時において、ピニオンＰの歯数Ｚ２が１０の時には図１３のＬ８のように表すことができる。（１２）式の等号が成立する時が、基準差動装置Ｄ′のギヤ強度を１００％維持する場合のｄ２／ＰＣＤと歯数比率Ｚ１／Ｚ２との関係である。

ところで従来既存の差動装置では、上述したように、通常、基準差動装置Ｄ′のような歯数比率Ｚ１／Ｚ２を１．４とするものだけでなく、歯数比率Ｚ１／Ｚ２を１．６とするものや、歯数比率Ｚ１／Ｚ２を１．４４とするものも採用されている。この事実を踏まえて、基準差動装置Ｄ′（Ｚ１／Ｚ２＝１．４）で必要十分な、即ち１００％のギヤ強度が得られると想定した場合には、従来既存の差動装置において歯数比率Ｚ１／Ｚ２が１６／１０の差動装置では、図１０から明らかなようにギヤ強度が基準差動装置Ｄ′に比べ８７％に低下していることが判る。しかしながら、この程度に低下したギヤ強度は、従来既存の差動装置では実用強度として許容され、実用されている。そこで、軸方向に扁平な差動装置においても、基準差動装置Ｄ′に対し少なくとも８７％のギヤ強度があれば、ギヤ強度が十分に確保、許容されると考えられる。

このような観点から、基準差動装置Ｄ′のギヤ強度を８７％維持する場合における歯数比率Ｚ１／Ｚ２と、ピッチ円錐距離ＰＣＤの変化率との関係を先ず求めると、その関係は、（１０）式を導く過程に倣って演算（即ち、歯数比率増大に伴うギヤ強度の変化率（上記した（６）式の右項）と、ピッチ円錐距離増大によるギヤ強度変化率（上記した（９）の右項）とを掛け合わせたものが８７％となるように演算）することにより、次の（１０′）式のように表すことができる。

そして、前述の（１１）式を、上記した（１０′）式に適用すれば、基準差動装置Ｄ′のギヤ強度を８７％以上維持する場合におけるｄ２／ＰＣＤと、歯数比率Ｚ１／Ｚ２との関係が、次の（１３）式のように変換可能である。但し、計算の過程において、変数を用いて表される項を除き、有効数字を３桁で計算し、それ以外の桁は切り捨てで対応する都合上、実際には計算誤差によりほぼ等しいとなる場合でも、式の表現では等号で表すこととする。

（１３）式の等号が成立する場合において、ピニオンＰの歯数Ｚ２が１０の時には図１３のように（より具体的には、図１３のＬ９ラインのように）表すことができ、この場合に（１３）式に対応する領域は、図１３でＬ９ライン上及びＬ９ラインよりも下側の領域となる。そして、（１３）式を満たし、且つ図１３でＬ１０ラインよりも右側となる歯数比率Ｚ１／Ｚ２が２．０を超えることを満たす特定領域（図１３のハッチング領域）が、特にピニオンＰの歯数Ｚ２が１０で歯数比率Ｚ１／Ｚ２が２．０を超える軸方向に扁平な差動装置において、基準差動装置Ｄ′に対し少なくとも８７％のギヤ強度を確保可能なＺ１／Ｚ２及びｄ２／ＰＣＤの設定領域である。尚、参考までに、歯数比率Ｚ１／Ｚ２を４０／１０と、ｄ２／ＰＣＤを２０．００％とそれぞれ設定した時の実施例を図１３において例示すれば、菱形点のようになり、また歯数比率Ｚ１／Ｚ２を５８／１０と、ｄ２／ＰＣＤを１６．６７％とそれぞれ設定した時の実施例を図１３において例示すれば、三角点のようになり、これらは上記の特定領域に収まっている。これらの実施例について、シミュレーションによる強度解析を行った結果、従来と同等またはそれ以上のギヤ強度（より具体的には基準差動装置Ｄ′に対して８７％のギヤ強度またはそれ以上のギヤ強度）が得られていることが確認できた。

而して、上記特定領域にある扁平な差動装置は、従来既存の非扁平な差動装置と同程度のギヤ強度（例えば静ねじり荷重強度）や最大トルク伝達量を確保しながら、全体として出力軸の軸方向で十分に幅狭化な差動装置として構成されるものであり、そのため、差動装置周辺のレイアウト上の制約が多い伝動系に対しても差動装置を、高い自由度を以て無理なく容易に組込み可能となり、またその伝動系を小型化する上で頗る有利となる等の効果を達成可能である。

また、上記特定領域にある扁平な差動装置の構造が、例えば、上述した実施形態の構造（より具体的には、図１〜８で示される構造）となる場合には、上記特定領域にある扁平な差動装置は、上述した実施形態で示した構造に伴う効果も併せて達成可能である。

尚、前述の説明（特に図１０，１２，１３に関する説明）は、ピニオンＰの歯数Ｚ２を１０とした時の差動装置について行っているが、本発明は、これに限定されるものではない。例えば、ピニオンＰの歯数Ｚ２を６，１２，２０とした場合にも、上記効果を達成可能な扁平な差動装置は、図１４，１５，１６のハッチングで示されるように、（１３）式で表すことができる。即ち、前述のようにして導出された（１３）式は、ピニオンＰの歯数Ｚ２の変化に関わらず適用できるものであって、例えばピニオンＰの歯数Ｚ２を６，１２，２０とした場合でも、ピニオンＰの歯数Ｚ２を１０とした場合と同様、（１３）式を満たすようにサイドギヤＳの歯数Ｚ１、ピニオンＰの歯数Ｚ２、ピニオンシャフトＰＳのシャフト径ｄ２及びピッチ円錐距離ＰＣＤを設定すれば上記効果が得られる。

また、参考までに、ピニオンＰの歯数Ｚ２を１２とした場合において、歯数比率Ｚ１／Ｚ２を４８／１２と、ｄ２／ＰＣＤを２０．００％とそれぞれ設定した時の実施例を図１５に菱形点で、歯数比率Ｚ１／Ｚ２を７０／１２と、ｄ２／ＰＣＤを１６．６７％とそれぞれ設定した時の実施例を図１５に三角点で例示する。これらの実施例について、シミュレーションによる強度解析を行った結果、従来と同等またはそれ以上のギヤ強度（より具体的には基準差動装置Ｄ′に対して８７％のギヤ強度またはそれ以上のギヤ強度）が得られていることが確認できた。また、これらの実施例は、図１５に示されるように上記特定領域に収まっている。

比較例として、上記特定範囲に収まらない実施例、例えばピニオンＰの歯数Ｚ２を１０とした場合において、歯数比率Ｚ１／Ｚ２を５８／１０と、ｄ２／ＰＣＤを２７．５０％とそれぞれ設定した時の実施例を図１３に星形点で、ピニオンＰの歯数Ｚ２を１０とした場合において、歯数比率Ｚ１／Ｚ２を４０／１０と、ｄ２／ＰＣＤを３４．２９％とそれぞれ設定した時の実施例を図１３に丸点で、ピニオンＰの歯数Ｚ２を１２とした場合において、歯数比率Ｚ１／Ｚ２を７０／１２と、ｄ２／ＰＣＤを２７．５０％とそれぞれ設定した時の実施例を図１５の星形点で、ピニオンＰの歯数Ｚ２を１２とした場合において、歯数比率Ｚ１／Ｚ２を４８／１２と、ｄ２／ＰＣＤを３４．２９％とそれぞれ設定した時の実施例を図１５の丸点で示す。これらの実施例についてシミュレーションによる強度解析を行った結果、従来と同等またはそれ以上のギヤ強度（より具体的には基準差動装置Ｄ′に対して８７％のギヤ強度またはそれ以上のギヤ強度）が得られなかったことが確認できた。つまり、上記特定範囲に収まらない実施例では上記効果が得られないことが確認できた。

以上、本発明の実施形態を説明したが、本発明は上述した実施形態に限定されるものではなく、その要旨を逸脱しない範囲で種々の設計変更が可能である。

例えば、上述した実施形態では、ミッションケース１内にランダムに飛散する潤滑油がカバー部Ｃ，Ｃ′の肉抜き部８を通して自然流入するものを示したが、肉抜き部８に対しては、ミッションケース１内で差動装置Ｄの回転に伴い特定方向に撥ね掛けるようにした潤滑油や、ミッションケース１の天井部から特定箇所に滴下させる潤滑油を積極的に流入させるようにしてもよく、或いは潤滑油ポンプで潤滑油を強制的に圧送させるようにしてもよい。

また上述した実施形態では、左右少なくとも一方のカバー部Ｃ，Ｃ′の側壁部Ｃｓに肉抜き部８を設けたものを示したが、左右何れのカバー部Ｃ，Ｃ′の側壁部Ｃｓにも肉抜き部８を形成しないようにして、側壁部Ｃｓにより、対応するサイドギヤＳの背面全面を覆うようにしてもよい。

また上述した実施形態では、サイドギヤＳの外側まで潤滑油が導かれる油経路として、カバー部Ｃ，Ｃ′の側壁部Ｃｓに形成した肉抜き部８から油ガイド溝１７に至る油経路を説明したが、このような肉抜き部８（油ガイド溝１７）に代えて、又は加えて、他の油経路も実施可能である。他の油経路としては、例えば、サイドギヤＳの軸部Ｓｊとカバー部Ｃ，Ｃ′のボス部Ｃｂとの嵌合面の少なくとも一方に螺旋溝を形成して、軸部Ｓｊとボス部Ｃｂとの相対回転に連動してカバー部Ｃ，Ｃ′の外側から螺旋溝を通してサイドギヤＳの外側面に潤滑油を導くようにしてもよい。或いは、カバー部Ｃ，Ｃ′の側壁部Ｃｓに、肉抜き部８とは別に貫通油路を形成してカバー部Ｃ，Ｃ′の外側からサイドギヤＳの外側面に潤滑油を導くようにしてもよい。

また上述した実施形態では、入力部材Ｉが入力歯部Ｉｇを一体に備えるものを示したが、入力部材Ｉとは別体に形成したリングギヤを後付けで入力部材Ｉに固定するようにしてもよい。また本発明の入力部材は、上記のような入力歯部Ｉｇやリングギヤを備えない構造であってもよく、例えば入力部材Ｉが、動力伝達経路で入力部材Ｉよりも上流側に位置する駆動部材（例えば遊星歯車機構や減速歯車機構の出力部材、無端伝動帯式伝動機構の被動輪等）と連動、連結されることにより、入力部材Ｉに回転駆動力が入力されるようにしてもよい。

また、上述した実施形態では、一対のサイドギヤＳの背面を一対のカバー部Ｃ，Ｃ′でそれぞれ覆うものを示したが、本発明では、一方のサイドギヤＳの背面にのみカバー部を設けるようにしてもよい。この場合、例えば、カバー部が設けられない側に、動力伝達経路で上流側に位置する駆動部材を配設して、カバー部が設けられない側で駆動部材と入力部材とを連動、連結させるようにしてもよい。

また、上述した実施形態において、差動装置Ｄは、左右車軸の回転差を許容するものであったが、前輪と後輪の回転差を吸収するセンターデフにも本発明の差動装置を実施可能である。

Ａ・・・・・出力軸
Ｃ，Ｃ′・・カバー部
Ｃｓ・・・・側壁部
Ｄ・・・・・差動装置
ｄ２・・・・ピニオンシャフトの直径、支持軸部の直径（ピニオン支持部の直径，差動ギヤ支持部の直径）
Ｉ・・・・・入力部材
Ｐ・・・・・ピニオン（差動ギヤ）
ＰＣＤ・・・ピッチ円錐距離
ＰＳ・・・・ピニオンシャフト（ピニオン支持部，差動ギヤ支持部）
ＰＳ′・・・支持軸部（ピニオン支持部，差動ギヤ支持部）
Ｓ・・・・・サイドギヤ（出力ギヤ）
Ｓｊ・・・・軸部
Ｓｇ・・・・歯部
Ｓｗ・・・・中間壁部
Ｗ・・・・・ワッシャ
８・・・・・肉抜き部（開口部）
１５・・・・貫通油路
１６・・・・ワッシャ保持溝
１７・・・・油ガイド溝

Claims (7)

1. ピニオン（Ｐ）を支持するピニオン支持部（ＰＳ，ＰＳ′）を支持して該ピニオン支持部（ＰＳ，ＰＳ′）と共に回転可能な入力部材（Ｉ）の回転力を、前記ピニオン（Ｐ）に噛合する歯部（Ｓｇ）を外周部に有する一対のサイドギヤ（Ｓ）を介して一対の出力軸（Ａ）に分配して伝達する差動装置であって、
   前記入力部材（Ｉ）を構成部材の一部として内部に前記ピニオン（Ｐ）及び前記一対のサイドギヤ（Ｓ）を収容すると共に、潤滑油を内部に流通させる開口部（８）を備えるデフケース（ＤＣ）を有し、
   前記一対のサイドギヤ（Ｓ）は、前記一対の出力軸（Ａ）にそれぞれ接続される軸部（Ｓｊ）と、前記軸部（Ｓｊ）と該軸部（Ｓｊ）から前記入力部材（Ｉ）の半径方向外方に離間した前記歯部（Ｓｇ）との間を一体に接続する扁平な中間壁部（Ｓｗ）とを有し、
   少なくとも一方の前記サイドギヤ（Ｓ）の前記中間壁部（Ｓｗ）には、前記中間壁部（Ｓｗ）の内側面と外側面とに両端が各々開口する貫通油路（１５）が形成され、
   前記貫通油路（１５）は、その中心軸線が前記出力軸（Ａ）の軸線（ｌ）に対して平行であるか、又は前記サイドギヤ（Ｓ）の内側面に近づくにつれて該サイドギヤ（Ｓ）の半径方向外方側に向かうように傾斜していることを特徴とする差動装置。
   
2. ピニオン（Ｐ）を支持するピニオン支持部（ＰＳ，ＰＳ′）を支持して該ピニオン支持部（ＰＳ，ＰＳ′）と共に回転可能な入力部材（Ｉ）の回転力を、前記ピニオン（Ｐ）に噛合する歯部（Ｓｇ）を外周部に有する一対のサイドギヤ（Ｓ）を介して一対の出力軸（Ａ）に分配して伝達する差動装置であって、
   前記一対のサイドギヤ（Ｓ）は、前記一対の出力軸（Ａ）にそれぞれ接続される軸部（Ｓｊ）と、前記軸部（Ｓｊ）と該軸部（Ｓｊ）から前記入力部材（Ｉ）の半径方向外方に離間した前記歯部（Ｓｇ）との間を一体に接続する扁平な中間壁部（Ｓｗ）とを有し、
   少なくとも一方の前記サイドギヤ（Ｓ）の前記中間壁部（Ｓｗ）には、前記中間壁部（Ｓｗ）の内側面と外側面とに両端が各々開口する貫通油路（１５）が形成され、
   さらに、前記少なくとも一方のサイドギヤ（Ｓ）の外側面を覆う側壁部（Ｃｓ）を有し且つ前記入力部材（Ｉ）と一体に回転するよう結合されるカバー部（Ｃ，Ｃ′）と、前記側壁部（Ｃｓ）の内側面と前記サイドギヤ（Ｓ）の外側面との間に介装されるワッシャ（Ｗ）とを備え、
   前記ワッシャ（Ｗ）の少なくとも内周部が前記貫通油路（１５）の、前記中間壁部（Ｓｗ）の外側面への開口部に臨むように、該ワッシャ（Ｗ）及び前記貫通油路（１５）の相対位置が設定されることを特徴とする差動装置。
   
3. 前記側壁部（Ｃｓ）の内側面と前記サイドギヤ（Ｓ）の外側面との相対向面の少なくとも一方に、前記ワッシャ（Ｗ）を嵌合保持するワッシャ保持溝（１６）が形成されることを特徴とする、請求項２に記載の差動装置。
4. 前記側壁部（Ｃｓ）は、前記サイドギヤ（Ｓ）の外側面を露出させる肉抜き部（８）を備え、
   前記側壁部（Ｃｓ）の内側面には、前記入力部材（Ｉ）の回転時に前記肉抜き部（８）の周縁から前記ワッシャ（Ｗ）及び前記貫通油路（１５）への潤滑油の流入を誘導し得る油ガイド溝（１７）が凹設されることを特徴とする、請求項２又は３に記載の差動装置。
5. 差動ギヤ（Ｐ）を支持する差動ギヤ支持部（ＰＳ，ＰＳ′）を支持して該差動ギヤ支持部（ＰＳ，ＰＳ′）と共に回転可能な入力部材（Ｉ）の回転力を、前記差動ギヤ（Ｐ）に噛合する歯部（Ｓｇ）を外周部に有する一対の出力ギヤ（Ｓ）を介して一対の出力軸（Ａ）に分配して伝達する差動装置であって、
   前記一対の出力ギヤ（Ｓ）は、前記一対の出力軸（Ａ）にそれぞれ接続される軸部（Ｓｊ）と、前記軸部（Ｓｊ）と該軸部（Ｓｊ）から前記入力部材（Ｉ）の半径方向外方に離間した前記歯部（Ｓｇ）との間を一体に接続する扁平な中間壁部（Ｓｗ）とを有し、
   少なくとも一方の前記出力ギヤ（Ｓ）の前記中間壁部（Ｓｗ）には、前記中間壁部（Ｓｗ）の内側面と外側面とに両端が各々開口する貫通油路（１５）が形成され、
   前記出力ギヤ（Ｓ）の歯数をＺ１とし、前記差動ギヤ（Ｐ）の歯数をＺ２とし、前記差動ギヤ支持部（ＰＳ，ＰＳ′）の直径をｄ２とし、ピッチ円錐距離をＰＣＤとしたときに、
   

   

   を満たし、
   且つＺ１／Ｚ２＞２を満たすことを特徴とする差動装置。
6. Ｚ１／Ｚ２≧４を満たすことを特徴とする、請求項５に記載の差動装置。
7. Ｚ１／Ｚ２≧５．８を満たすことを特徴とする、請求項５に記載の差動装置。

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