"回転軸に装着され回転中心C1を有するハブ部22aと、前記ハブ部22aの前記回転中心C1から半径方向外側に向かって延びるディスク部22bと、前記ディスク部22bの外側に設けられたリム部22cとを備える、はすば歯車21であって、前記リム部22cは、その外周面に複数の歯22dを含み、前記ディスク部22bは、前記ハブ部22aの周りに沿って設けられる貫通孔H11を規定する複数の開口周壁24を含み、前記開口周壁24は、回転方向先端側に位置し前記回転方向先端側に向かって凹み、円弧中心C2からの距離が第1半径D11である第1円弧側面24cを有し、前記第1円弧側面24cは、前記ハブ部22aの回転中心C1を中心とし前記円弧中心C2を通過する仮想円弧線CLを境にして、前記回転中心C1側には、前記円弧中心C2からの距離が前記第1半径D11の長さとは異なる位置に設けられる側面24e,24s,24tを備える、はすば歯車。前記開口周壁24は、前記ハブ部22a側に位置する内周側面24aと、前記内周側面24aよりも前記リム部22c側に位置する外周側面24bと、前記内周側面24aの一端と前記外周側面24bの一端を連結する前記第1円弧側面24cと、前記内周側面24aの他端と前記外周側面24bの他端を連結する第2円弧側面24dと、を含み、前記内周側面24aは、前記ハブ部22aの前記回転中心C1を中心とする第2半径D12を有する円弧の一部であり、前記外周側面24bは、前記ハブ部22aの前記回転中心C1を中心とし、前記第2半径D12よりも大きい第3半径D13を有する円弧の一部であり、前記第1円弧側面24cの円弧中心C2は、前記内周側面24aと前記外周側面24bとの中間位置を通る円弧状の中心半径CL上に位置する、請求項1に記載のはすば歯車。前記円弧中心C2から前記側面24e,24s,24tへの垂線距離D20は、前記第1半径D11の長さよりも短い、請求項2に記載のはすば歯車。前記内周側面24aと前記外周側面24bとの間の半径方向における距離と、前記第1半径D11の2倍の長さとは等しく設けられている、請求項3に記載のはすば歯車。前記側面24eは、前記第1円弧側面24cの前記仮想円弧線CLが交差する交点P1を通過するように設けられている、請求項4に記載のはすば歯車。前記側面24eは、前記仮想円弧線CLを境にして、前記外周側面24b側にまで延びるように設けられている、請求項4に記載のはすば歯車。前記側面24eは、前記内周側面24aに交差するように設けられている、請求項4に記載のはすば歯車。前記内周側面24aと前記外周側面24bとの間の半径方向における距離は、前記第1半径D11の2倍の長さよりも短く設けられている、請求項3に記載のはすば歯車。前記側面24sは、前記内周側面24aと同一の前記回転中心C1を中心する同一の前記第2半径D12を有する湾曲面である、請求項8に記載のはすば歯車。前記内周側面24aと前記外周側面24bとの間の半径方向における距離は、前記第1半径D11の2倍の長さよりも短く設けられ、前記円弧中心C2から前記側面24e,24s,24tへの垂線距離D20は、前記第1半径D11と同じであり、前記側面24tは、前記内周側面24aに交差するように設けられている、請求項2に記載のはすば歯車。前記第2円弧側面24dは、前記内周側面24aおよび前記外周側面24bを挟んで、前記第1円弧側面24cと対称な形状に設けられている、請求項2に記載のはすば歯車。前記開口周壁24は、前記回転方向先端側に前記第1円弧側面24cを有し、前記回転方向後端側に第2円弧側面24dを備え、前記第1円弧側面24cおよび前記第2円弧側面24dにより円形形状となり、前記側面24eは、前記第1円弧側面24cの前記仮想円弧線CLが交差する交点P1を通過するように設けられている、請求項1に記載のはすば歯車。前記第2円弧側面24dは、前記回転中心C1および前記円弧中心C2を通過する半径線HLを挟んで、前記第1円弧側面24cと対称な形状に設けられている、請求項12に記載のはすば歯車。請求項1に記載のはすば歯車を備える、動力伝達装置。図20および図21に、はすば歯車21Yの概略構成を示す。図20および図21は、歯車の噛み合い箇所で、歯車が傾斜倒れしている状態を図示している。また、傾斜の程度は、理解を容易にするために誇張して図示している。このはすば歯車21Yにおいては、ディスク部22bに回転軸周りの周方向に向かって延びる複数の貫通孔H21が設けられている。これにより、ハブ部22aとリム部22cとの間に位置するディスク部22bの周方向に沿った剛性を変化させることで、図21に示すように、スラスト方向に向けてはすば歯車21Zが大きく倒れることを可能としている。これにより、振動、および騒音の増大を抑制している。しかし、回転軸の半径方向において、リム部22cからハブ部22aを見た場合に、貫通孔H21が設けられていない領域のディスク部22bの剛性と、貫通孔H21が設けられている領域のディスク部22bの剛性とが急峻に変化する。このため、貫通孔H21において、はすば歯車21Yの回転方向の先頭側回転方向R1の最も先端側図20中のA1で囲まれる領域において、ディスク部22bに生じる応力が極端に増加し、貫通孔H21の噛み合い進行方向側のリム部22cの強度不足が生じるおそれがある。一方、この強度不足を解消するために、たとえば、ディスク部22bの厚さを増大した場合には、剛性が高まり、振動、および騒音が増大することが懸念される。本発明は上記の問題に鑑みてなされたものであり、振動および騒音の抑制を図るとともに、ディスク部に設けられる貫通孔の回転方向の先端側に生じる応力を低下させることが可能な構造を備える、はすば歯車および動力伝達装置を提供することにある。この発明に基づいてた、はすば歯車においては、回転軸に装着され回転中心を有するハブ部と、上記ハブ部の上記回転中心から半径方向外側に向かって延びるディスク部と、上記ディスク部の外側に設けられたリム部とを備えるはすば歯車であって、上記リム部は、その外周面に複数の歯を含み、上記ディスク部は、上記ハブ部の周りに沿って設けられる貫通孔を規定する複数の開口周壁を含む。上記開口周壁は、回転方向先端側に位置し上記回転方向先端側に向かって凹み、円弧中心からの距離が第1半径である第1円弧側面を有し、上記第1円弧側面は、上記ハブ部の回転中心を中心とし上記円弧中心を通過する仮想円弧線を境にして、上記回転中心側には、上記円弧中心からの距離が上記第1半径の長さとは異なる位置に設けられる側面を備える。他の形態においては、上記開口周壁は、上記ハブ部側に位置する内周側面と、上記内周側面よりも上記リム部側に位置する外周側面と、上記内周側面の一端と上記外周側面の一端を連結する第1円弧側面と、上記内周側面の他端と上記外周側面の他端を連結する第2円弧側面とを含む。上記内周側面は、上記ハブ部の上記回転中心を中心とする第2半径を有する円弧の一部であり、上記外周側面は、上記ハブ部の上記回転中心を中心とし、上記第2半径よりも大きい第3半径を有する円弧の一部であり、上記第1円弧側面の円弧中心は、上記内周側面と上記外周側面との中間位置を通る円弧状の中心半径上に位置する。他の形態においては、上記円弧中心から上記側面への垂線距離は、上記第1半径の長さよりも短い。他の形態においては、上記内周側面と上記外周側面との間の半径方向における距離と、上記第1半径の2倍の長さとは等しく設けられている。他の形態においては、上記側面は、上記第1円弧側面の上記仮想円弧線が交差する交点を通過するように設けられている。他の形態においては、上記側面は、上記仮想円弧線を境にして、上記外周側面側にまで延びるように設けられている。他の形態においては、上記側面は、上記内周側面に交差するように設けられている。他の形態においては、上記内周側面と上記外周側面との間の半径方向における距離は、上記第1半径の2倍の長さよりも短く設けられている。他の形態においては、上記側面は、上記内周側面と同一の上記回転中心を中心する同一の上記第2半径を有する湾曲面である。他の形態においては、上記内周側面と上記外周側面との間の半径方向における距離は、上記第1半径の2倍の長さよりも短く設けられ、上記円弧中心から上記側面への垂線距離は、上記第1半径と同じであり、上記側面は、上記内周側面に交差するように設けられている。他の形態においては、上記第2円弧側面は、上記内周側面および上記外周側面を挟んで、上記第1円弧側面と対称な形状に設けられている。他の形態においては、上記開口周壁は、上記回転方向先端側に上記第1円弧側面を有し、上記回転方向後端側に第2円弧側面を備え、上記第1円弧側面および上記第2円弧側面により円形形状となり、上記側面は、上記第1円弧側面の上記仮想円弧線が交差する交点を通過するように設けられている。他の形態においては、上記第2円弧側面は、上記回転中心および上記円弧中心を通過する半径線を挟んで、上記第1円弧側面と対称な形状に設けられている。この発明に基づいた動力伝達装置においては、上述に記載のはすば歯車を備える。この発明に基づいたはすば歯車および動力伝達装置によれば、振動および騒音の抑制を図るとともに、ディスク部に設けられる貫通孔の回転方向の先端側に生じる応力を低下させることが可能な構造を備えるはすば歯車および動力伝達装置を提供する。以下、図面に基づいて本発明の実施の形態を説明する。以下の図面において、同一または相当する部分には同一の参照番号を付し、その説明は繰返さない。以下に説明する実施の形態において、各々の構成要素は、特に記載がある場合を除き、本発明にとって必ずしも必須のものではない。以下の実施の形態において、個数、量などに言及する場合、特に記載がある場合を除き、上記個数などは例示であり、本発明の範囲は必ずしもその個数、量などに限定されない。各実施の形態における構成を適宜組み合わせて用いることは当初から予定されていることである。図1は、本実施の形態のはすば歯車が採用された歯車装置を備えるトランスミッションとアクスルとが一体に形成されている、トランスアクスルの構成を示す断面図である。図1に示すトランスミッションは、前輪駆動のハイブリッド車両に用いられるトランスミッションである。図1に示すように、トランスアクスルは、回転電機100,200と、動力分配用のプラネタリギヤ300と、ディファレンシャル機構400とを備える。回転電機100,200、プラネタリギヤ300、およびディファレンシャル機構400は、ハウジング内に設けられている。回転電機100は、ハウジングに対して回転可能に設けられた、第1軸としての回転シャフト10を含む。回転電機200は、ハウジングに対して回転可能に設けられた、第2軸としての回転シャフト20を含む。回転電機100,200は、電磁鋼板を積層して形成されたステータコアと、ステータコアに巻回されたステータコイルとを有する。ステータコイルの端子が外部電源からの給電ケーブルと接続されて、外部電源とステータコイルとが電気的に接続される。プラネタリギヤ300は、回転シャフト20に接続されている。プラネタリギヤ300は、回転シャフト20を経由して伝達されるエンジン動力を、回転シャフト10と、第3軸としての回転シャフト30とに、分割して伝達する。ディファレンシャル機構400は、ファイナルドリブンギヤ91を含む。ファイナルドリブンギヤ91は、ファイナルドライブギヤ81を介在させて、回転シャフト30に連結されている。回転シャフト30から動力伝達を受けたディファレンシャル部90は、車両旋回時の左右車輪の回転速度を変えながら、両輪に均等な駆動力を伝達する。このようにして、図1に示すトランスアクスルは、モータおよびエンジンのクランクシャフトから入力される回転駆動力を駆動輪へ伝達して出力する、動力伝達装置として機能する。このトランスアクスルでは、小型化、軽量化および低コスト化を達成するために、モータ動力とエンジン動力とを出力するトランスミッションに、一つの歯車が2箇所の噛合いをもつ3軸構造の歯車装置が採用されている。回転シャフト10には、第1歯車11が設けられている。回転シャフト20には、第2歯車21が設けられている。回転シャフト30には、第3歯車31が設けられている。第1歯車11、第2歯車21、および第3歯車31には、それぞれはすば歯車が用いられている。図2を参照して、3軸構成の歯車装置の噛合い状態を示す。図2に示すように、第1歯車11と第2歯車21とは、噛合い点41において噛合っている。第2歯車21と第3歯車31とは、噛合い点42において噛合っている。動力伝達装置は、第1歯車11、第2歯車21および第3歯車31を含む歯車装置を備える。噛合い点41は、第1歯車11と第2歯車21との噛合い位置である。噛合い点42は、第2歯車21と第3歯車31との噛合い位置である。ここで、図3から図6を参照して、第2歯車としてのはすば歯車21の詳細構造について説明する。図3は、はすば歯車21を示す正面図、図4は、はすば歯車21の部分拡大正面図、図5は、図4中のA1で囲まれた領域の部分拡大図、図6は、図3中VI-VI線矢視に対応するはすば歯車の噛み合い時の変形を示す断面図である。第1歯車11および第3歯車31の採用されるはすば歯車にも、本実施の形態と同様のはすば歯車が採用されるとよい。図3から図5を参照して、このはすば歯車21は、回転中心C1を有する回転シャフト20に装着されるハブ部22aと、ハブ部22aから回転シャフト20の半径方向外側に向かって延びるディスク部22bと、ディスク部22bの外側に設けられたリム部22cとを備える。リム部22cは、その外周面に複数の歯22dを含んでいる。ディスク部22bは、ハブ部22aの周りに沿って設けられる貫通孔H11を規定する開口周壁24を含む。本実施の形態では、開口周壁24は、120°ピッチで3箇所に設けられている。貫通孔H11を規定する開口周壁24は、ハブ部22a側に位置する内周側面24aと、内周側面24aよりもリム部22c側に位置する外周側面24bと、内周側面24aの一端と外周側面24bの一端とを連結するの第1円弧側面24cと、内周側面24aの他端と外周側面24bの他端を連結する第2円弧側面24dとを含む。ここでは、一端は、回転方向R1先端側を意味し、他端は、回転方向後端側を意味する。図5を参照して、はすば歯車21の回転方向をR1とした場合には、第1円弧側面24cは、回転方向先端側に位置し回転方向先端側に向かって凹み、円弧中心C2からの距離は第1半径D11に設けられている。第1円弧側面24cは、ハブ部22aの回転中心C1を中心とし円弧中心C2を通過する仮想円弧線CLを境にして、回転中心C1側には、円弧中心C2からの距離が第1半径D11の長さとは異なる位置に設けられる側面24eを備える。内周側面24aは、ハブ部22aの回転中心C1を中心とする第2半径D12を有する円弧の一部である。外周側面24bは、ハブ部22aの回転中心C1を中心とし、第2半径D12よりも大きい第3半径D13を有する円弧の一部である。第1円弧側面24cの円弧中心C2は、内周側面24aと外周側面24bとの中間位置を通る円弧状の中心半径CL上に位置している。貫通孔H11を規定する開口周壁24において、内周側面24aおよび外周側面24bは、回転軸方向孔線を規定し、第1円弧側面24cおよび第2円弧側面24dは、周方向孔線を規定する。内周側面24aと外周側面24bとの間の半径方向における距離D13-D12と、第1半径D11の2倍の長さとは等しく設けられている。本実施の形態における側面24eは、直線状の形態を有する。側面24eは、円弧中心C2からこの側面24eへの垂線距離D20が、第1半径D11の長さよりも短くなるように設けられている。側面24eは、第1円弧側面24cの仮想円弧線CLが交差する交点P1を通過するように設けられている。交点P1を通過する第1円弧側面24cの接線SLと側面24eとの交わる角度α°は、本実施の形態では約20°である。なお、この角度20°に限定はされない。再び図3を参照して、第1円弧側面24cに側面24eを設けることで、複数の開口周壁24において、隣り合う第1円弧側面24cと第2円弧側面24dとの間に位置するディスク部22b柱部22pの周方向に沿った幅は、側面24eの交点P1同士の間の間隔をW1、側面24eの回転中心C1側の下端の間隔をW2とした場合には、下端の間隔をW2を、従来の構造に比べて厚くすることを可能としている。本実施の形態の貫通孔H11を規定する開口周壁24において、第2円弧側面24dは、内周側面24aおよび外周側面24bを挟んで、第1円弧側面24cと対称な形状に設けられている。これにより、はすば歯車21の回転方向が、図3に示す反時計回転方向R1の場合には、第1円弧側面24cが回転方向先端側となる。はすば歯車21の回転方向が、図3に示す回転方向R1と反対の時計回転方向の場合には、第2円弧側面24dが回転方向先端側となる。ここで、図7および図8を参照して、背景技術におけるはすば歯車21Yの形状について説明する。図7は、背景技術におけるはすば歯車21Yを示す正面図、図8は、図7中VIII-VIII線矢視に対応するはすば歯車21Yの噛み合い時の変形を示す断面図である。図3から図6に示す本実施の形態おけるはすば歯車21と、背景技術におけるはすば歯車21Yとの基本的形状は同じであり、ディスク部22bに設けられる貫通孔H21を規定する開口周壁24の形状が異なっている。図7に示すはすば歯車21Yにおける貫通孔H11規定する開口周壁24においては、第1円弧側面24cの形状は半円形状であり、本実施の形態に示すような側面24eは設けられていない。上述した図3に示す構成を有する本実施の形態のはすば歯車21の噛み合い時の変形と、図7に示す背景技術におけるはすば歯車21Yの噛み合い時の変形と、図5および図8を用いて比較すると、図8に示すはすば歯車21Yの倒れ角度α2よりも、図3に示す、本実施の形態におけるはすば歯車21の倒れ角度α1の方が小さい。一方、図19に示す、ディスク部22bに貫通孔を設けていないはすば歯車21Zの倒れ角度α3よりも、本実施の形態におけるはすば歯車21の倒れ角度α1の方が大きい。つまり、はすば歯車21Yの倒れ角度α2>はすば歯車21の倒れ角度α1>はすば歯車21Zの倒れ角度α3の関係となる。貫通孔とディスク部との間で剛性の差が大きく生じる部分でギヤが噛み合った場合に、大きな変形がはすば歯車に生じる。その結果、噛み合っている歯が剛性の大きい部分に押し付けられるように変形をする。そのため、噛み合っている歯元が引っ張られ歯元の応力が高くなる。これにより、ディスク部に貫通孔を設けた歯車では、歯元強度が極端に不利になり、大きな応力が発生すると考えられる。本実施の形態におけるはすば歯車では、貫通孔H11を回転方向に沿って見た場合に、回転方向先端側の第1円弧側面24cに側面24eを設けた場合には、この領域におけるディスク部22bの剛性が高まり、歯車の噛み合い時に第1円弧側面24cの近傍に生じる応力の低下を図ることが可能となる。その結果、歯が剛性の高い部分に押し付けられるような変形を緩和することが可能となり、歯元応力の上昇を抑制することが可能となる。このようにして、本実施の形態におけるはすば歯車では、振動および騒音の抑制を図るとともに、ディスク部に設けられる貫通孔の回転方向の先端側に生じる応力を低下させることが可能となる。その結果、このはすば歯車が採用された歯車装置、およびこの歯車装置を備えるトランスアクスルの性能の向上を図ることが可能となる。図9に、はすば歯車の発生応力と噛み合い位相との関係を示す。噛み合い位相の初期段階のおけるディスク部22bの開口周壁24における第1円弧側面24cの近傍に生じる応力を、約280Mpaから約210Mpまで低下させていることが確認できた。他の形態図10から図12に、本実施の形態に採用される貫通孔H11規定する開口周壁24の側面24eを有する第1円弧側面24cの他の形態について説明する。第2円弧側面24dにも同様の形態が採用される。図10から図12は、それぞれ図4中のA1で囲まれた領域の部分拡大図に相当する他の形態を示す図である。図10に示す貫通孔H11規定する開口周壁24の第1円弧側面24cにおいて、側面24eは、第1円弧側面24cの仮想円弧線CLが交差する交点P1を通過せずに、仮想円弧線CLを境にして、外周側面24b側にまで側面24eが延びるように設けられている。この側面24eも、円弧中心C2からこの側面24eへの垂線距離D21が、第1半径D11の長さよりも短くなるように設けられている。図11に示す貫通孔H11規定する開口周壁24の第1円弧側面24cにおいて、側面24eは、第1円弧側面24cの仮想円弧線CLが交差する交点P1を通過し、内周側面24aに交差するように設けられている。この側面24eも、円弧中心C2からこの側面24eへの垂線距離D22が、第1半径D11の長さよりも短くなるように設けられている。図10および図12に示すいずれの第1円弧側面24cを有する貫通孔H11であっても、図3に示したはすば歯車と同様に、側面24eを設けた領域におけるディスク部22bの剛性が高まり、歯車の噛み合い時に第1円弧側面24cの近傍に生じる応力の低下を図ることが可能となる。その結果、歯が剛性の高い部分に押し付けられるような変形を緩和することが可能となり、歯元応力の上昇を抑制することが可能となる。これにより、振動および騒音の抑制を図るとともに、ディスク部に設けられる貫通孔の回転方向の先端側に生じる応力を低下させることが可能となる。その結果、このはすば歯車が採用された歯車装置、およびこの歯車装置を備えるトランスアクスルの性能の向上を図ることが可能となる。図12に示す貫通孔H11は、これまでに説明した貫通孔H11規定する開口周壁24とは異なり、内周側面24aおよび外周側面24bを有していない。貫通孔H11規定する開口周壁24は、第1円弧側面24cおよび第2円弧側面24dにより円形形状を有している。側面24eは、図3に示す貫通孔H11と同様に、第1円弧側面24cの仮想円弧線CLが交差する交点P1を通過するように設けられている。交点P1を通過する第1円弧側面24cの接線SLと側面24eとの交わる角度α°は、本実施の形態では約20°である。なお、この角度20°に限定はされない。側面24eは、円弧中心C2からこの側面24eへの垂線距離D20が、第1半径D11の長さよりも短くなるように設けられている。第2円弧側面24dは、回転中心C1および円弧中心C2を通過する半径線HLを挟んで、第1円弧側面24cと対称な形状に設けられている。図12に示す第1円弧側面24cを有する貫通孔H11であっても、図3に示したはすば歯車と同様に、側面24eを設けた領域におけるディスク部22bの剛性が高まり、歯車の噛み合い時に第1円弧側面24cの近傍に生じる応力の低下を図ることが可能となる。その結果、歯が剛性の高い部分に押し付けられるような変形を緩和することが可能となり、歯元応力の上昇を抑制することが可能となる。これにより、振動および騒音の抑制を図るとともに、ディスク部に設けられる貫通孔の回転方向の先端側に生じる応力を低下させることが可能となる。その結果、このはすば歯車が採用された歯車装置、およびこの歯車装置を備えるトランスアクスルの性能の向上を図ることが可能となる。上記実施の形態では、第1円弧側面24cと第2円弧側面24dとは対称となる開口周壁24を採用した場合について説明したが、図13に示すはすば歯車21Bのように、図示において、回転方向が反時計回転方向R1方向の場合に、回転方向の先端側図中A1で囲まれる領域である第1円弧側面24cにのみ側面24eを有する開口周壁24を採用することも可能である。また、図14に示すはすば歯車21Cのように、図示において、回転方向が時計回転方向R2方向の場合に、回転方向の先端側図中A2で囲まれる領域である第2円弧側面24dにのみ側面24eを有する開口周壁24を採用することも可能である。また、図15に示すはすば歯車21Dのように、すべての開口周壁24に、側面24eを有する第1円弧側面24cまたは第2円弧側面24dを採用する必要なく、たとえば、図13に示す場合と比較して、3つの開口周壁24の中から選択された2つの開口周壁24に設けられる第1円弧側面24cが側面24eを有するようにしてもかまわない。図16に、他の実施の形態の開口周壁24を採用した、はすば歯車21Eについて説明する。図16は、他の実施の形態のはすば歯車を示す正面図である。図16に示すはすば歯車21Eの開口周壁24においては、基本的な構成は、図3から図5に示す開口周壁24と同じであるが、相違点として、内周側面24aと外周側面24bとの間の半径方向における距離は、第1半径D11の2倍の長さよりも短く設けられている。そのため、第1円弧側面24cは、より円形に近い形状となり、第1円弧側面24cは、内周側面24aおよび外周側面24bから半径方向に膨出している。さらに、第1円弧側面24cに設けられる側面24sは、内周側面24aと同一の回転中心C1を中心する同一の第2半径D12を有する湾曲面である。したがって、側面24sと内周側面24aとは連続する同一側面となっている。側面24sは、円弧中心C2からこの側面24sへの垂線距離D41が、第1半径D11の長さよりも短くなる。図16中の破線は、側面24sを設けなかった場合の第1円弧側面24cの側面を仮想的に示した線であり、側面24sを設けることで、側面24sと破線部分との間が、埋められた状態を示している。図17に、さらに他の実施の形態の開口周壁24を採用した、はすば歯車21Fについて説明する。図17は、他の実施の形態のはすば歯車を示す正面図である。図17に示すはすば歯車21Fの開口周壁24と、上記図16に示すはすば歯車21Eの開口周壁24との相違は、図17に示すはすば歯車21Fの開口周壁24においては、第1円弧側面24cの回転中心C1側において、側面24tが、第1円弧側面24cの接線であり、その側面24tが内周側面24aに交差するように設けられている点にある。したがって、接点においては、円弧中心C2から側面24tへの垂線距離D42は、第1半径D11と同じであるが、内周側面24a側に向かう側面においては、円弧中心C2からの距離が第1半径D11の長さとは異なる位置を含む側面となる。図17中の破線は、側面24sを設けなかった場合の第1円弧側面24cおよび内周側面24aの側面を仮想的に示した線であり、側面24tを設けることで、第1円弧側面24cおよび内周側面24aが一部取り除かれた状態を示している。この図16に示すはすば歯車21E、および図17に示すはすば歯車21Fにおいても、これまで説明したはすば歯車と同様に、開口周壁24において左右対称となるように設けても良いし、回転方向の先端側にのみ設けてもかまわない。また、はすば歯車に設けられるすべての開口周壁24に図16および図17の構造を採用してもよいし、選択された開口周壁24にのみ図16および図17の構造を採用してもよい。以上、図16に示すはすば歯車21E、および図17に示すはすば歯車においても、側面24s、24tを設けた領域におけるディスク部22bの剛性が高まり、歯車の噛み合い時に第1円弧側面24cの近傍に生じる応力の低下を図る応力集中が緩和される。その結果、歯が剛性の高い部分に押し付けられるような変形を緩和することが可能となり、歯元応力の上昇を抑制することが可能となる。これにより、振動および騒音の抑制を図るとともに、ディスク部に設けられる貫通孔の回転方向の先端側に生じる応力を低下させることが可能となる。その結果、このはすば歯車が採用された歯車装置、およびこの歯車装置を備えるトランスアクスルの性能の向上を図ることが可能となる。今回開示された実施の形態および実施例はすべての点で例示であって、制限的なものではないと考えられるべきである。本発明の範囲は上記した説明ではなくて請求の範囲によって示され、請求の範囲と均等の意味、および範囲内でのすべての変更が含まれることが意図される。本発明は、車両のトランスミッション、トランスファなどの歯車装置に、特に有利に適用され得る。"