斜齿轮装置的制作方法

本发明涉及一种斜齿轮装置，特别是涉及一种使三个第一斜齿轮、第二斜齿轮以及第三斜齿轮串联连结而成的斜齿轮装置的耐久性或传递效率提高的技术。

背景技术

已知一种斜齿轮装置，其具有：(a)第一斜齿轮，其围绕第一轴线而被旋转驱动；(b)第三斜齿轮，其以能够围绕与所述第一轴线平行的第三轴线旋转的方式被配置；(c)第二斜齿轮，其与所述第一斜齿轮以及所述第三斜齿轮的双方啮合，并且在其旋转中心处设置有插穿孔；(d)支承轴，其以与所述第一轴线平行的第二轴线同轴的方式被配置且被插穿在所述插穿孔内，并且以能够围绕该第二轴线旋转的方式对所述第二斜齿轮进行支承，(e)将旋转从所述第一斜齿轮经由所述第二斜齿轮而传递至所述第三斜齿轮。专利文献1所记载的装置为其一个示例，且行星齿轮装置46的第二小齿轮56相当于第一斜齿轮，第一小齿轮52相当于第二斜齿轮，太阳齿轮48相当于第三斜齿轮，并且相当于第二斜齿轮的第一小齿轮52经由滚针轴承66而以旋转自如的方式被作为支承轴的第一小齿轮轴62所支承。

在先技术文献

专利文献

专利文献1：日本特开2014-13055号公报

技术实现要素：

发明所要解决的课题

然而，在这样的斜齿轮装置中，有可能由于滚针轴承的径向的间隙(游隙)等而使第二斜齿轮偏心，从而接近第三斜齿轮而产生轮齿侧向间隙(backlash)变为0的啮合干涉。如果为了抑制打齿声而将轮齿侧向间隙设定为较小，则产生啮合干涉的可能性变高。如果这样在与第三斜齿轮之间产生了啮合干渉，则传递效率将显著恶化，并且会因与第一斜齿轮之间的啮合载荷的轴向成分而有偏载荷作用在第二斜齿轮上，从而有可能因磨损等而损害各部的耐久性。例如，在以邻接的方式在第二斜齿轮的轴向上设置有小直径的推力垫圈的情况下，啮合载荷的轴向成分根据其径向尺寸之差而被倍增(增加)，因此有可能会对推力垫圈施加过大的推力载荷从而使其提前磨损或损伤。

本发明是以上述的实际情况为背景而完成的发明，其目的在于，抑制由于第二斜齿轮的偏心而在与第三斜齿轮之间产生啮合干涉，从而使传递效率恶化或者损害耐久性的情况。

用于解决课题的方法

为了实现所涉及的目的，第一发明的斜齿轮装置具有：(a)第一斜齿轮，其围绕第一轴线被旋转驱动；(b)第三斜齿轮，其以能够围绕与所述第一轴线平行的第三轴线旋转的方式被配置；(c)第二斜齿轮，其与所述第一斜齿轮以及所述第三斜齿轮这双方啮合，并且在旋转中心处设置有插穿孔；(d)支承轴，其以与所述第一轴线平行的第二轴线同轴的方式被配置，并在于径向上具有预定的游隙的状态下被插穿在所述插穿孔中，且以能够围绕该第二轴线旋转的方式对所述第二斜齿轮进行支承，(e)所述斜齿轮装置将旋转从所述第一斜齿轮经由所述第二斜齿轮而向所述第三斜齿轮进行传递，所述斜齿轮装置的特征在于，(f)所述第二斜齿轮以及所述第三斜齿轮在两者的节圆彼此相接的基准啮合状态下具有预定的齿顶间隙，并且该齿顶间隙小于基准啮合状态下的轮齿侧向间隙的径向间隙。

上述齿顶间隙为，第二斜齿轮以及第三斜齿轮的一方的齿顶曲面与另一方的齿底曲面之间的中心线(lineofcentres；连结第二轴线与第三轴线的直线)上的距离，并且通常即使将一方以及另一方对调也为相同的大小。虽然在仅两个斜齿轮的齿不同的情况下齿顶间隙也不同，但是该情况则是指较小的一方的齿顶间隙。此外，基准啮合状态下的轮齿侧向间隙的径向间隙为，使两个斜齿轮从基准啮合状态到轮齿侧向间隙变为0为止沿着中心线而接近的情况下的接近距离，且与此时的节圆的重叠尺寸一致。

第二发明为，在第一发明的斜齿轮装置中，其特征在于，在所述支承轴与所述插穿孔之间配置有滚动轴承，所述第二斜齿轮经由该滚动轴承并在于径向上具有所述游隙的状态下，通过所述支承轴而以围绕所述第二轴线旋转自如的方式被支承。

第三发明为，在第一发明或第二发明的斜齿轮装置中，其特征在于，所述齿顶间隙被设定为，即使在所述第二斜齿轮以及所述第三斜齿轮彼此接近而使齿顶间隙变为0、且因所述游隙而使第二斜齿轮相对于所述第二轴线而倾斜的状态下，也不会产生第二斜齿轮以及第三斜齿轮的轮齿侧向间隙变为0的啮合干涉。

第四发明为，在第一发明至第三发明的任意一项的斜齿轮装置中，其特征在于，(a)所述第一斜齿轮、所述第二斜齿轮以及所述第三斜齿轮均为外齿的斜齿轮，(b)所述第一轴线、所述第二轴线以及所述第三轴线的位置关系被规定为，在从轴线方向进行观察的主视观察中，连结这些轴线的中心线以第二轴线作为顶点而以60°～150°的范围内的角度弯折，且第三轴线位于以第二轴线作为顶点的内角侧(角度较小的一侧)的所述第二斜齿轮的旋转方向的下游侧。

发明效果

在这样的斜齿轮装置中，由于第二斜齿轮以及第三斜齿轮的基准啮合状态下的齿顶间隙小于基准啮合状态下的轮齿侧向间隙的径向间隙，因此无论由第二斜齿轮与支承轴之间的游隙所导致的第二斜齿轮的偏心如何，均抑制了由于齿顶间隙变为0而使两斜齿轮的轮齿侧向间隙变为0的啮合干涉。由此，能够在抑制啮合干涉的同时使轮齿侧向间隙变小，并且抑制了因啮合干涉而造成的传递效率的恶化、或由因与第一斜齿轮啮合的啮合载荷的轴向成分而产生的偏载荷所造成的磨损等的耐久性的下降。

虽然在第二发明中，在支承轴与插穿孔之间配置有滚动轴承的情况下，由于该滚动轴承的径向的间隙而使第二斜齿轮相对于支承轴而具有所述游隙，但是设为齿顶间隙小于轮齿侧向间隙的径向间隙，从而抑制了啮合干涉，并抑制了传递效率的恶化或耐久性的下降。

在第三发明中，由于以即使在齿顶间隙变为0且因游隙而使第二斜齿轮倾斜的状态下也会不产生啮合干涉的方式设定了齿顶间隙的大小，因此不仅是在第二斜齿轮偏心的情况下，而且在相对于第二轴线而倾斜的情况下，也适当地防止了与第三斜齿轮的啮合干涉并抑制了传递效率的恶化或耐久性的下降。

在第四发明中，由于第一斜齿轮、第二斜齿轮以及第三斜齿轮均为外齿的斜齿轮，且第一轴线至第三轴线的位置关系被规定为，在从轴线方向进行观察的主视观察中，以第二轴线作为顶点而以60°～150°的范围内的角度弯折，且第三轴线位于第二斜齿轮的旋转方向的下游侧，因此通过从第一斜齿轮向第二斜齿轮施加的啮合载荷与从第三斜齿轮向第二斜齿轮施加的啮合反力，而在该第二斜齿轮上作用有具有相对于第三斜齿轮而接近的方向成分的偏心力。由此，虽然第二斜齿轮易于产生相对于第三斜齿轮而接近的方向的偏心，但是无论该偏心如何，均通过使齿顶间隙变为0而防止了啮合干涉，并抑制了传递效率的恶化或耐久性的下降。

附图说明

图1为对作为本发明的一个实施例的斜齿轮装置进行说明的概要主视图，且为同时示出了啮合部el、e2的放大图的图。

图2为图1的第二斜齿轮的侧视图，且为同时示出了第一斜齿轮以及第三斜齿轮的啮合齿(剖面)的图。

图3为图2的第二斜齿轮的轴线方向的剖视图。

图4为图1的斜齿轮装置的第二斜齿轮与第三斜齿轮的啮合部e2的放大图，且为对齿顶间隙d1以及轮齿侧向间隙的径向间隙d2进行说明的图。

图5为将图4的轮齿侧向间隙的径向间隙d2作为节圆p2、p3的重叠尺寸来表示的图。

图6为表示在图4中在啮合旋转时由于第二斜齿轮的偏心而使与第三斜齿轮之间的径向间隙d1变为0的状态的图。

图7为对应于图2的第二斜齿轮的侧视图，且为对第二斜齿轮因游隙而引起相对于支承轴而倾斜了的状态进行说明的图。

图8为对第二斜齿轮被花键嵌合在支承轴上的情况进行说明的主视图。

图9为现有的斜齿轮装置的对应于图2的第二斜齿轮的侧视图，且为对在与第三斜齿轮之间产生了啮合干涉的情况进行说明的图。

图10为对应于图9的轴线方向的剖视图，且为对与第一斜齿轮之间的啮合载荷的轴向成分f1s被增力并被施加于推力垫圈上的情况进行说明的图。

具体实施方式

虽然第一斜齿轮以例如与输入轴一体地围绕第一轴线旋转的方式，第三斜齿轮以例如与输出轴一体地围绕第三轴线旋转的方式，并且以不能进行相对旋转的方式经由花键等而与这些输入轴或输出轴连结，但是也可以有如下情况，即，进一步地与其它的斜齿轮啮合而被传递有旋转，或者传递旋转。虽然第二斜齿轮经由例如滚动轴承而围绕第二轴线以旋转自如的方式被支承轴所支承，但是也能够采用在于径向上具有预定的游隙的状态下进行支承的各种各样的支承方式，即，既能够经由轴承金属件等的滑动轴承来进行支承，也能够经由花键嵌合而以不能进行相对旋转的方式与支承轴连结从而与支承轴一起以能够围绕第二轴线旋转的方式进行支承等。虽然作为滚动轴承，可使用例如针状滚子轴承(滚针轴承)或滚子轴承，但是也可以使用滚珠轴承等。

虽然期望第二斜齿轮与第三斜齿轮之间的齿顶间隙被设定为，即使在该齿顶间隙变为0且第二斜齿轮相对于第二轴线而倾斜的状态下，也不会产生第二斜齿轮以及第三斜齿轮的轮齿侧向间隙变为0的啮合干涉，但是只要至少为比第二斜齿轮与第二轴线平行的基准啮合状态下的轮齿侧向间隙的径向间隙小的尺寸即可。在第一斜齿轮、第二斜齿轮以及第三斜齿轮均为外齿的斜齿轮的情况下，期望第一轴线至第三轴线的位置关系被规定为，在从轴线方向进行观察的主视观察中，连结这些轴线的中心线以第二轴线为顶点而以60°～150°的范围内的角度弯折，且在以第二轴线作为顶点的内角侧处第三轴线位于第二斜齿轮的旋转方向的下游侧。即，虽然当以第二轴线为顶点的角度变为小于60°时，作用于第二斜齿轮上的偏心力变小，且当以第二轴线为顶点的角度超过150°时，偏心力的方向从朝向第三轴线的方向较大地偏离，但是即使在小于60°或超过150°的情况下，由于存在第二斜齿轮相对于第三斜齿轮而向接近的方向偏心的可能性，因此同样能够应用本发明。另外，如果第三轴线位于第二斜齿轮的旋转方向的下游侧的动力传递状态是可能的，则即使为向反方向旋转的动力传递状态也不存在任何问题。

虽然第一斜齿轮、第二斜齿轮以及第三斜齿轮例如均由外齿的斜齿轮构成，但是第一斜齿轮以及第三斜齿轮中的任意一方也可以为内齿的内啮合齿轮。此外，虽然第一轴线至第三轴线通过例如壳体等而被规定在固定的位置上，但是也可以如双小齿轮型的行星齿轮装置那样，第一轴线为太阳齿轮或者内啮合齿轮的中心轴线，且将第二轴线以及第三轴线设定在以能够围绕该第一轴线旋转的方式被配置的齿轮架上。同样地，也可以采用如下方式，即，第三轴线为太阳齿轮或者内啮合齿轮的中心轴线，且将第一轴线以及第二轴线设定在以能够围绕该第三轴线旋转的方式被配置的齿轮架上。

[实施例]

以下，参照附图，对本发明的实施例进行详细地说明。另外，在以下的实施例中，为了进行说明而对附图进行了适当的简化或者变形，各部分的尺寸比以及形状等不一定被正确地描绘。

图1为对作为本发明的一个实施例的斜齿轮装置10进行说明的概要主视图，且为同时示出了啮合部el、e2的放大图的图。该斜齿轮装置10被用于车辆用动力传递装置等，并且具备以能够围绕第一轴线c1旋转的方式被配置的第一斜齿轮12、以能够围绕与第一轴线c1平行的第二轴线c2旋转的方式被配置的第二斜齿轮14、以能够围绕与第一轴线c1平行的第三轴线c3旋转的方式被配置的第三斜齿轮16，且第二斜齿轮14与第一斜齿轮12以及第三斜齿轮16这两方啮合。这些斜齿轮12、14、16均为在外周部具备围绕轴线扭转的啮合齿18、20、22的外齿的斜齿轮，这些啮合齿18、20、22彼此啮合并传递旋转。此外，虽然第一轴线c1至第三轴线c3通过例如壳体等而被规定在固定的位置处，但是也可以如双小齿轮型的行星齿轮装置那样，第一轴线c1为太阳齿轮的中心轴线，并且在以能够围绕该第一轴线c1旋转的方式被配置的齿轮架上，更加具体而言，分别在与该齿轮架连结的两个小齿轮的中心轴线上设置有第二轴线c2以及第三轴线c3。也就是说，可以采用如下方式，即，第一斜齿轮12为太阳齿轮，第二斜齿轮14以及第三斜齿轮16分别为被配置在齿轮架上的第一小齿轮以及第二小齿轮。

第一斜齿轮12经由花键等而以不能进行相对旋转的方式而与和第一轴线c1同轴配置的输入轴24连结，并经由输入轴24而被传递有旋转动力，从而以与输入轴24一体的方式围绕第一轴线c1被旋转驱动。第三斜齿轮16经由花键等而以不能进行相对旋转的方式而与和第三轴线c3同轴配置的输出轴26连结，并以与输出轴26一体的方式围绕第三轴线c3旋转，从而经由其输出轴26而输出旋转动力。即，从输入轴24向第一斜齿轮12传递的旋转，经由第二斜齿轮14而被传递至第三斜齿轮16，进一步地从第三斜齿轮16输出至输出轴26。当例如第一斜齿轮12如箭头标记a所示的那样以右旋的方式被旋转驱动时，第二斜齿轮14如箭头标记b所示的那样以左旋的方式旋转，第三斜齿轮16如箭头标记c所示的那样以右旋的方式旋转。

在第二斜齿轮14的旋转中心处设置有插穿孔30，第二斜齿轮14经由滚动轴承34而以围绕第二轴线c2旋转自如的方式被插穿在插穿孔30内的支承轴32所支承。图2为第二斜齿轮14的侧视图，且为同时示出了第一斜齿轮12以及第三斜齿轮16的啮合齿18、22的剖面的图，图3为图2的第二斜齿轮14的轴线方向的剖视图。在这些附图中，在支承轴32上，以邻接的方式在第二斜齿轮14的轴向上一体地固定设置有第四斜齿轮38，并且为了降低两者的相对旋转阻力，从而有推力垫圈36介于这些第二斜齿轮14与第四斜齿轮38之间。第四斜齿轮38与第二斜齿轮14相比直径较小，推力垫圈36的外径为略大于第四斜齿轮38的外径的尺寸，且充分小于第二斜齿轮14的外径。

第二斜齿轮14具备在外周部上具有啮合齿20的圆板部40、和在圆板部40的内周侧以与旋转中心(与第二轴线c2相同)同心的方式一体地设置的圆筒部42，并且该圆筒部42的内周面为插穿孔30，且在该插穿孔30与支承轴32的外周面之间的环状空间中配置有滚动轴承34。圆筒部42的外径与所述推力垫圈36的外径大致相同，圆筒部42的内径即插穿孔30的直径尺寸与第四斜齿轮38的外径大致相同。滚动轴承34具备圆筒状的内轮44、多个滚子46以及保持器48等，内轮44被嵌合在支承轴32上。该滚动轴承34例如为使用针状滚子作为滚子46的针状滚子轴承(滚针轴承)，且在径向上具有预定的间隙(游隙)。

此处，所述第一轴线cl、第二轴线c2以及第三轴线c3的位置关系被规定为，在从图1所示的轴线方向进行观察的主视观察中，作为连结第一轴线c1和第二轴线c2的直线的第一中心线lc1与作为连结第二轴线c2和第三轴线c3的直线的第二中心线lc2，以第二轴线c2为顶点而以60°～150°的范围内(在实施例中为，约90°)的角度弯折，且第三轴线c3在以第二轴线c2为顶点的内角侧处(图1中的左侧的角度范围)位于第二斜齿轮14的旋转方向的下游侧。在该情况下，在从第一斜齿轮12经由第二斜齿轮14而向第三斜齿轮16传递动力的动力传递时，基于第三斜齿轮16的旋转阻力，在第一斜齿轮12与第二斜齿轮14的啮合部e1中，从第一斜齿轮12向第二斜齿轮14施加有啮合载荷f1，在第二斜齿轮14与第三斜齿轮16的啮合部e2中，从第三斜齿轮16向第二斜齿轮14施加有啮合反力f2。通过这些啮合载荷f1以及啮合反力f2，从而在第二斜齿轮14上作用有它们的合力即偏心力fa，基于该偏心力fa，从而有可能使第二斜齿轮14相对于第三斜齿轮16而接近与滚动轴承34的径向间隙量对应的量。另外，虽然通过这些啮合载荷f1以及啮合反力f2而在第二斜齿轮14上作用有图2中的右旋方向的力矩，但是会被滚动轴承34所承受，从而适当地维持了滚动性能，并且，轴向成分相互抵消，从而不会对推力垫圈36施加过大的推力载荷。

另一方面，在第二斜齿轮14与第三斜齿轮16的啮合部e2中，如图4所示那样，在第二斜齿轮14的节圆p2以及第三斜齿轮16的节圆p3彼此相接的基准啮合状态下，具有预定的齿顶间隙d1。虽然在图4中，示出了第二斜齿轮14的齿顶与第三斜齿轮16的齿底之间的齿顶间隙d1，但是第二斜齿轮14以及第三斜齿轮16的啮合齿20、22的剖面形状相同，且第二斜齿轮14的齿底与第三斜齿轮16的齿顶之间的齿顶间隙的大小也相同。并且，该齿顶间隙dl被规定为，小于基准啮合状态下的轮齿侧向间隙50的径向间隙d2的尺寸。轮齿侧向间隙50的径向间隙d2为，从图4所示的基准啮合状态起到如图5所示那样轮齿侧向间隙50变为0为止的、使两斜齿轮14、16沿着第二中心线lc2而接近的情况下的接近距离，且与此时的节圆p2、p3的重叠尺寸一致。图5为假定忽视第二斜齿轮14的齿顶与第三斜齿轮16的齿底的干涉而使两者接近直到轮齿侧向间隙50变为0为止的情况的图。当以此方式设为齿顶间隙d1小于轮齿侧向间隙50的径向间隙d2时，即使随着所述偏心力fa而使第二斜齿轮14接近第三斜齿轮16，如图6所示那样，齿顶间隙d1也会在轮齿侧向间隙50变为0之前变为0，从而阻止了进一步的接近，进而防止了轮齿侧向间隙50变为0的啮合干涉。

即，当发生啮合干涉时，将因由第二斜齿轮14以及第三斜齿轮16的啮合齿20、22的齿面的接触(咬入)所导致的滑动阻力或卡阻而使旋转阻力变大，从而显著地损害了传递效率。此外，由于啮合反力f2较小，因此有可能因与第一斜齿轮12啮合的啮合载荷f1的轴向成分而在第二斜齿轮14上作用有偏载荷，从而损害耐久性。图9以及图10涉及第二斜齿轮14与第三斜齿轮16之间的齿顶间隙d1大于轮齿侧向间隙50的径向间隙d2的现有的斜齿轮装置100，当因第二斜齿轮14与第三斜齿轮16的啮合干涉而使啮合反力f2变为大致为0时，由于会以该啮合干涉部位作为支点而在与第一斜齿轮12的啮合部e1处作用有啮合载荷f1，因此该啮合载荷f1的轴向成分f1s将根据与在第二斜齿轮14的轴向上以邻接的方式被配置的推力垫圈36的径尺寸之差而被增力，从而有可能对该推力垫圈36施加过大的推力载荷f1s*，而使其提前磨损或损伤。特别地，在第二斜齿轮14的圆筒部42的外径以及推力垫圈36的外径大于第四斜齿轮38的外径，并从第四斜齿轮38向外周侧突出，并且圆筒部42的内径与第四斜齿轮38的外径大致相同的情况下，有可能由于过大的推力载荷f1s*而使推力垫圈36发生变形。

此外，第二斜齿轮14有可能会因由啮合载荷f1以及啮合反力f2产生的力矩，而在滚动轴承34的径向间隙的范围内如图7的箭头标记d所示那样旋转，并相对于第二轴线c2而倾斜。当以此方式第二斜齿轮14倾斜时，第三斜齿轮16的啮合齿22(或齿槽)相对于第二斜齿轮14的齿槽(或啮合齿20)而倾斜，从而易于产生轮齿侧向间隙50变为0的啮合干涉。在第三斜齿轮16的齿宽小于第二斜齿轮14的齿宽的本实施例中，啮合齿22的两端的边缘22a、22b易于卡入第二斜齿轮14的啮合齿20的齿面。在第二斜齿轮14的齿宽小于第三斜齿轮16的齿宽的情况下，第二斜齿轮14的啮合齿20的两端的边缘易于卡入第三斜齿轮16的啮合齿22的齿面。在前述图9的现有的斜齿轮装置100中，当在第二斜齿轮14倾斜的状态下，在与第三斜齿轮16之间产生啮合干涉时，通过将边缘22a、22b卡入第二斜齿轮14的啮合齿20的齿面，从而阻止了第二斜齿轮14的轴向的脱逃，并更加可靠地对推力垫圈36施加过大的推力载荷f1s*。与此相对，在本实施例中，所述齿顶间隙dl被规定为，即使在第二斜齿轮14与第三斜齿轮16被迫接近而使齿顶间隙d1变为0，且如图7所示那样因滚动轴承34的径向间隙而使第二斜齿轮14相对于第二轴线c2而倾斜的状态下，也不产生轮齿侧向间隙50变为0的啮合干涉，从而无论第二斜齿轮14的偏心或倾斜情况如何，均适当地防止了啮合干涉。

以此方式，在本实施例的斜齿轮装置10中，由于在第二斜齿轮14以及第三斜齿轮16的基准啮合状态下的齿顶间隙d1小于基准啮合状态下的轮齿侧向间隙50的径向间隙d2，因此无论由第二斜齿轮14与支承轴32之间的游隙(滚动轴承34的径向间隙)所造成的第二斜齿轮14的偏心如何，均抑制了由于齿顶间隙d1变为0而使轮齿侧向间隙50变为0的啮合干涉。由此，能够在抑制啮合干涉的同时使轮齿侧向间隙50变小，并且抑制了因该啮合干涉而引起的传递效率的恶化、或由因与第一斜齿轮12之间的啮合载荷f1的轴向成分f1s而产生的偏载荷所造成的磨损等的耐久性的下降。即，在图9、图10所示的d1＞d2的现有的斜齿轮装置100中，当在第二斜齿轮14与第三斜齿轮16之间产生啮合干涉时，根据与在第二斜齿轮14的轴向上以邻接的方式被配置的推力垫圈36的径尺寸之差，而使啮合载荷f1的轴向成分f1s增力，从而对推力垫圈36施加了过大的推力载荷f1s*，并且由于第二斜齿轮14的圆筒部42的外径大于第四斜齿轮38的外径，且圆筒部42的内径与第四斜齿轮38的外径大致相同，因此有可能会因过大的推力载荷f1s*而使推力垫圈36发生损伤或提前发生磨损，但是通过设为d1＜d2而抑制了啮合干涉，从而适当地抑制了损伤或磨损。

此外，由于以如下方式设定了齿顶间隙d1的大小，即，即使在齿顶间隙d1变为0且因滚动轴承34的径向间隙而引起第二斜齿轮14倾斜的状态下，也不产生啮合干涉，因此不仅是在第二斜齿轮14的偏心的情况下，而且即使是在相对于第二轴线c2而倾斜的情况下，也适当地防止了与第三斜齿轮16的啮合干涉，并抑制了传递效率的恶化或耐久性的下降。

此外，由于第一斜齿轮12、第二斜齿轮14以及第三斜齿轮16均为外齿的斜齿轮，且第一轴线c1至第三轴线c3的位置关系被规定为，在从轴线方向进行观察的主视观察中，以第二轴线c2作为顶点而以60°～150°的范围内的角度弯折，且第三轴线c3位于第二斜齿轮14的旋转方向的下游侧处，因此虽然通过从第一斜齿轮12向第二斜齿轮14施加的啮合载荷f1与从第三斜齿轮16向第二斜齿轮14施加的啮合反力f2，而在该第二斜齿轮14上作用有具有相对于第三斜齿轮16而接近的方向成分的偏心力fa，从而第二斜齿轮14易于产生相对于第三斜齿轮16而接近的方向的偏心，但是无论该偏心如何，均通过使齿顶间隙d1变为0而防止了啮合干涉，并抑制了传递效率的恶化或耐久性的下降。

另外，虽然在上述实施例中，第二斜齿轮14经由滚动轴承34而以能够围绕第二轴线c2旋转的方式被支承轴32所支承，但是如图8所示，第二斜齿轮14也可以经由花键嵌合部60而以不能进行相对旋转的方式与支承轴32连结，并以能够与支承轴32一起围绕第二轴线c2旋转的方式被支承。即，在花键嵌合部60于径向上具有预定的游隙的状态下对第二斜齿轮14与支承轴32进行连结的情况下，也同样能够应用本发明。

以上，虽然参照附图而对本发明的实施例进行了详细地说明，但是这些内容归根结底只不过是一个实施方式，本发明能够基于本领域技术人员的知识而以施加了各种各样的变更、改良的方式而实施。

符号说明

10：斜齿轮装置；12：第一斜齿轮；14：第二斜齿轮；16：第三斜齿轮；30：插穿孔；32：支承轴；34：滚动轴承；50：轮齿侧向间隙；c1：第一轴线；c2：第二轴线；c3：第三轴线；lc1：第一中心线；lc2：第二中心线；p2：第二斜齿轮的节圆；p3：第三斜齿轮的节圆；dl：齿顶间隙；d2：轮齿侧向间隙的径向间隙。