駆動力配分装置としては従来、例えば特許� ��献1に記載のようなものが知られている。
 この文献に記載の駆動力配分装置は、遊星� ��車組を用いた四輪駆動車両のトランスファ� ��で、
 遊星歯車組のキャリアに変速機からのトル� ��を入力し、このトルクをキャリアから、サ� ��ギヤおよびリングギヤを経て主駆動輪およ� ��従駆動輪に分配出力することにより、主従� ��動輪間の駆動力配分(トルク配分)を決定す� �ものである。

特開2005-337442号公報

 しかし、上記のものに代表されるように従� ��の駆動力配分装置は、遊星歯車組などの歯� ��組を用いて主従駆動輪間でのトルク配分を� ��うものであるため、
 主駆動輪へのトルク(主駆動輪トルク)と、� �駆動輪へのトルク(従駆動輪トルク)の配分比 が、歯車諸元(特許文献1の構成では、サンギ� ��歯数およびリングギヤ歯数)で一義的に決ま ってしまう。

 従って、主駆動輪トルクと従駆動輪トルク� ��配分比が、全トルク域に亘って同じになり� ��駆動力配分装置への入力トルクが大きくな� ��と、主駆動輪トルクが大きくなるのは勿論� ��あるが、それに応じて従駆動輪トルクも、� ��トルク域に亘りトルクの配分比に応じて増� ��する。
 そのため、従駆動輪トルク配分比が最大kmax である従駆動輪トルク配分最大状態のときに 駆動力配分装置へ最大トルク(エンジントル� �が最大で、且つ、変速機の変速比が最ロー� �ある時のトルク)Tinmaxが入力された場合、当� ��従駆動輪トルク配分最大のトルク配分比kmax および最大入力トルクTinmaxに対応した大きな トルク(従駆動輪最大配分トルクTfkmax=kmax×Tinm ax)を従駆動輪へ向かわせる。

 しかし実用環境下において、かように大き� ��トルクを従駆動輪へ向かわせる必要はなく� ��不必要なほど大きなトルクを従駆動輪へ向� ��わせることとなる。
 さりとて、不必要なほどに大きなトルクが� ��駆動輪へ向かう可能性がある以上、当該大� ��なトルクにも抗し得るよう従駆動輪の駆動� ��を設計しなければならず、
 従来の駆動力配分装置を用いると、当該駆� ��系の強度を、実用上必要でないほどに大き� ��ものにしなければならず、コスト上の無駄� ��、重量増を招くという問題を生ずる。

 本発明は、上記の実情に鑑み、ローラ間径� ��向押圧力で決まる従駆動輪トルク配分最大� ��態での最大配分時最大ローラ伝達トルクを� ��限し得るような駆動力配分装置を提案し、
 これにより、従駆動輪の駆動系強度を、実� ��上必要でないほど大きいものにする必要が� ��いようにし、上記したコスト上および重量� ��に関する問題を解消することを目的とする� ��

 この目的のため、本発明による駆動力配分� ��置は、
 主駆動輪へのトルクの一部を従駆動輪へ分� ��して出力することにより、主従駆動輪間の� ��動力配分を決定するようにした駆動力配分� ��置を基礎前提とし、これに対し、
 主駆動輪へのトルク伝達経路を成す回転部� ��と共に回転する第1ローラと、
 従駆動輪へのトルク伝達経路を成す回転部� ��と共に回転する第2ローラと、
 これら第1ローラおよび第2ローラを相互に� �方向へ押圧接触させて、該第1ローラおよび� ��2ローラ間でのトルク伝達を可能にするロー ラ間径方向押圧部とを設けたものである。

 そして上記ローラ間径方向押圧部は、第1 ローラおよび第2ローラ間の径方向押圧力を� �該ローラ間径方向押圧力で決まる従駆動輪� �ルク配分最大状態での最大配分時最大ロー� �伝達トルクが、該従駆動輪トルク配分最大� �態のまま駆動力配分装置へ最大トルクを入� �させたと仮定した時の従駆動輪最大配分ト� �クよりも小さくなるよう定めた。

 かかる本発明の駆動力配分装置によれば、
 主駆動輪へのトルクの一部が、第1ローラか ら第2ローラを経て従駆動輪に向かい、主従� �動輪の双方を駆動させ得るが、
 この際、ローラ間径方向押圧力で決まる従� ��動輪トルク配分最大状態での最大配分時最� ��ローラ伝達トルクが、該従駆動輪トルク配� ��最大状態のまま駆動力配分装置へ最大トル� ��を入力させたと仮定した時の従駆動輪最大� ��分トルクよりも小さいため、以下の作用効� ��を奏し得る。

 つまり、最大配分時最大ローラ伝達トルク� ��越えて従駆動輪最大配分トルクに至るまで� ��大きなトルク、即ち実用環境下においては� ��要なほどに大きなトルクを従駆動輪へ向か� ��せることがなくなる。
 従って、当該大きなトルクに抗し得るよう� ��駆動輪の駆動系を設計する必要がなくなり� ��当該駆動系の強度を、実用上必要な範囲内� ��強度にしても差し支えないこととなって、� ��スト上の無駄や、重量増に関する前記の問� ��を解消することができる。

 以下、本発明の実施の形態を、図1,2に示� ��第1実施例、図3,4に示す第2実施例、図5,6に� �す第3実施例、図7に示す第4実施例、および� �8に示す第5実施例に基づき詳細に説明する。

[第1実施例]
 図1は、本発明の第1実施例になる駆動力配� �装置1を具えた四輪駆動車両のパワートレー� ��を、車両上方から見て示す概略平面図であ� ��。
 図1の四輪駆動車両は、エンジン2からの回� �を変速機3による変速後、リヤプロペラシャ� ��ト4およびリヤファイナルドライブユニット 5を経て左右後輪6L,6Rに伝達される後輪駆動車 をベース車両とし、
 左右後輪(主駆動輪)6L,6Rへのトルクの一部を 、駆動力配分装置1より、フロントプロペラ� �ャフト7およびフロントファイナルドライブ� ��ニット8を経て左右前輪(従駆動輪)9L,9Rへ伝� �することにより、四輪駆動走行が可能とな� �ようにした車両である。

 駆動力配分装置1は、上記のごとく左右後 輪(主駆動輪)6L,6Rへのトルクの一部を左右前� �(従駆動輪)9L,9Rへ分配して出力することによ� ��、左右後輪(主駆動輪)6L,6Rおよび左右前輪(� �駆動輪)9L,9R間のトルク配分を決定するもの� �、本実施例においては、この駆動力配分装� �1を図2に示すように構成する。

 図2において、ハウジング11内に入力軸12お� �び出力軸13を相互に平行に配して横架する。
 入力軸12は、その両端におけるボールベア� �ング14,15によりハウジング11に対し回転自在� ��支持し、出力軸13は、その両端におけるボ� �ルベアリング16,17によりハウジング11に対し� ��転自在に支持する。
 入力軸12は更に、ハウジング11内に配したロ ーラベアリング18,19によってもハウジング11� �対し回転自在に支持するようにし、出力軸13 は更に、ハウジング11内に配したローラベア� ��ング21,22によってもハウジング11に対し回転 自在に支持するようになす。

 このため、入出力軸12,13の同じ軸直角面内� �位置するローラベアリング18,21を、共通のベ アリングサポート23内に抱持し、このベアリ� ��グサポート23をボルト24等の任意の手段でハ ウジング11の対応する内側面に取着する。
 また、入出力軸12,13の同じ軸直角面内に位� �するローラベアリング19,22を、共通のベアリ ングサポート25内に抱持し、このベアリング� ��ポート25をボルト26等の任意の手段でハウジ ング11の対応する内側面に取着する。

 入力軸12の両端をそれぞれ、シールリング27 ,28による液密封止下でハウジング11から突出� ��せ、該入力軸12の図中左端を変速機3(図1参� �)の出力軸に結合し、図中右端をリヤプロペ� ��シャフト4(図1参照)を介してリヤファイナル ドライブユニット5に結合する。
 出力軸13の図中左端を、シールリング29によ る液密封止下でハウジング11から突出させ、� ��出力軸13の突出左端をフロントプロペラシ� �フト7(図1参照)を介してフロントファイナル� ��ライブユニット8に結合する。

 入力軸12の軸線方向中程には、第1ローラ31� �同心に一体成形して設け、出力軸13の軸線方 向中程には、第2ローラ32を同心に一体成形し て設け、これら第1ローラ31および第2ローラ32 を共通の軸直角面内に配置する。
 そして第1ローラ31および第2ローラ32が相互� ��径方向へ押し付けられ、ローラ外周面同士� ��符号31a,32aで示す箇所において予圧下に押圧 接触されるよう、
 第1ローラ31の回転軸線O ₁ と、第2ローラ32の回転軸線O ₂ との間における距離(第1ローラ31および第2ロ� ��ラ32の軸間距離)L1を、第1ローラ31の半径と� �2ローラ32の半径との和値よりも小さくする� �

 つまり、ベアリングサポート23,25は、第1ロ� ��ラ31および第2ローラ32の軸間距離L1を、第1� �ーラ31の半径と第2ローラ32の半径との和値よ りも小さくすることで、第1ローラ31および第 2ローラ32間に径方向押圧力を発生させている 。
 この径方向押付力によって第1ローラ31およ� ��第2ローラ32間で伝達可能なトルク(ローラ伝 達トルクTR)が決まる。
 ローラ伝達トルクTRは、径方向押付力に比� �した値(第1ローラ31および第2ローラ32間の摩� ��係数×径方向押付力)である。そして、この� ��ーラ伝達トルクTRが従駆動輪(左右前輪)トル クTfとなる。
 なお、第1ローラ31および第2ローラ32の軸間� ��離L1を決定するベアリングサポート23,25はそ れぞれ、本発明におけるローラ間径方向押圧 部(ローラ間径方向押圧手段)に相当する。

[トルク配分作用]
 上記した図1および図2に示す第1実施例の作� ��を以下に説明する。
 変速機3からの出力トルクは図2の左端から� �力軸12へ入力され、一方では、この入力軸12� ��らそのままリヤプロペラシャフト4およびリ ヤファイナルドライブユニット5を経て左右� �輪6L,6R(主駆動輪)に伝達される。
 他方で駆動力配分装置1は、左右後輪6L,6Rへ� ��トルクの一部を、第1ローラ31から、第1ロー ラ31および第2ローラ32間の摩擦接触箇所31a,32a 、第2ローラ32を順次経て出力軸13に向かわせ� ��その後このトルクを、出力軸13の図2中左端� ��ら、フロントプロペラシャフト7およびフロ ントファイナルドライブユニット8を経て左� �前輪(従駆動輪)9L,9Rへ伝達する。
 これにより、車両は、左右後輪6L,6R(主駆動� ��)および左右前輪(従駆動輪)9L,9Rの全てを駆� �しての四輪駆動走行が可能である。

 ここで、駆動力配分装置1によるトルク配分 について、図9を参照しつつ説明する。
 図9は、ローラ伝達トルクTR(従駆動輪[左右� �輪]トルクTf)と変速機3から駆動力配分装置1� �入力するトルク(駆動力配分装置入力トルク� ��変速機出力トルク)Tinとの関係を示す図であ る。
 本実施例では前記したごとく、後輪駆動車� ��ベース車両として四輪駆動化したものであ� ��ため、左右前輪(従駆動輪)トルクTfが左右後 輪(主駆動輪)トルクTrよりも大きくなるよう� �例えば、左右前輪のトルク配分比kmaxを60(%)� �して、左右前輪のトルク配分比60(%):左右後� �のトルク配分比40(%)のように定めると、前輪 コーナリングフォースの最大値が不要に小さ くなって車両の旋回性能を悪化させることに なる。

 そこで本実施例においては、左右前輪トル� ��Tfが左右後輪トルクTfを上回らないよう、左 右前輪のトルク配分比kmaxを50(%)として、左右 前輪のトルク配分比50(%):左右後輪のトルク配 分比50(%)にする。
 このように前後輪のトルク配分比を50:50に� �る場合、前後輪で回転差が生じないよう、� �1ローラ31の直径D1、第2ローラ32の直径D2、リ� ��ファイナルドライブユニット5のギヤ比ir、� ��ロントファイナルドライブユニット8のギヤ 比ifをD1×ir =D2×ifとする。本実施例では、D1=D 2, ir=ifとしている。
 ここで、本実施例を適用せずに、第1ローラ 31および第2ローラ32間の径方向押圧力(ローラ 伝達トルクTR)が駆動力配分装置入力トルクTin の全トルク域でローラ間スリップを生ずるこ とのない大きなものとなるようローラ軸間距 離L1を決定すると、
 ローラ伝達トルクTRは、駆動力配分装置入� �トルクTinに対し、図9の破線Aで示すような特 性をもって変化する。

 しかし、図9に破線Aで示すように従駆動� �トルク配分比kmaxが全トルク域に亘って同じ� ��ある場合、駆動力配分装置入力トルクTinが� ��きくなると、主駆動輪トルクTrが大きくな� �のは勿論であるが、それに応じて従駆動輪� �ルクTfも、全トルク域に亘り従駆動輪トルク 配分比kmaxに応じて増大し続ける。

 そのため、従駆動輪トルク配分比kmax=50(%)で 駆動力配分装置入力トルクTinの最大値Tinmax(� �ンジン2のトルクが最大で、且つ、変速機3の 変速比が最ローである時のトルク)が入力さ� �た場合、
 従駆動輪(左右前輪)トルクTfは、従駆動輪ト ルク配分比kmax=50(%)および駆動力配分装置入� �トルクTinの最大値Tinmaxに対応した大きな従� �動輪最大配分トルクTfkmax=kmax×Tinmaxを従駆動� ��へ向かわせる。

 しかし実用環境下において、かように大き� ��従駆動輪最大配分トルクTfkmaxを従駆動輪へ� ��かわせる必要はなく、不必要なほど大きな� ��ルクを従駆動輪へ向かわせることとなる。
 この場合、かかる不必要なほどに大きな従� ��動輪最大配分トルクTfkmaxが従駆動輪へ向か� ��可能性があることから、当該大きなトルク� ��も抗し得るよう従駆動輪の駆動系を設計し� ��ければならず、
 当該駆動系の強度を、実用上必要でないほ� ��に大きいものにしなければならず、コスト� ��の無駄や、重量増を招くという問題を生ず� ��。

 そこで本実施例においては、第1ローラ31お� ��び第2ローラ32間の径方向押圧力を、従駆動� ��トルク配分比kmax=50(%)でのローラ伝達トルク の最大値(最大ローラ伝達トルク)Tfmaxが従動� �最大配分トルクTfkmaxよりも小さくなるよう� �めるべく、第1ローラ31および第2ローラ32の� �ーラ軸間距離L1を決定する。
 これにより、ローラ伝達トルクTRは、図9の� ��線Bのように、
 従駆動輪最大配分トルクTfkmax以下のトルク� ��では、従駆動輪トルク配分比kmax=50(%)と駆動 力配分装置入力トルクTinとを乗じた値(kmax×Ti n)となり、
 従駆動輪最大配分トルクTfkmaxを上回るトル� ��域では、従駆動輪トルク配分最大状態kmax=50 (%)であってもローラ間スリップによって実質 的な従駆動輪トルク配分比kが50(%)より小さく なり、最大配分時最大ローラ伝達トルクTfmax� ��制限される。

 なお、本実施例では、第1ローラ31および第2 ローラ32のローラ軸間距離L1が一定のため、� �駆動輪トルク配分比kmax=50(%)も一定値である� ��
 ゆえに、本実施例における従駆動輪トルク� ��分比kmax=50(%)の状態が従駆動輪駆動力配分最 大状態に相当し、最大ローラ伝達トルクTfmax� ��最大配分時最大ローラ伝達トルクに相当す� ��。
 また、従駆動輪最大配分トルクTfkmaxは、従� ��動輪トルク配分比の最大値(従駆動輪最大配 分時の従駆動輪トルク配分比)kmax=50(%)と駆動� ��配分装置入力トルクの最大値Tinmaxとを乗じ� ��値であり、
 従駆動輪トルク配分最大状態kmax=50(%)のまま 駆動力配分装置へ最大トルク(駆動力配分装� �入力トルクTinの最大値)Tinmaxを入力させたと� ��定したときの値に相当する。

 このようにすることで、実用環境下におい� ��従駆動輪へ向かわせる必要のないほど大き� ��トルクが従駆動輪に伝達されることがなく� ��り、かかる大きなトルクを考慮して従駆動� ��の駆動系を設計する必要がなくなる。
 よって従駆動輪の駆動系を、実用上必要で� ��いほど大きな強度に設計する必要がなく、� ��スト上の無駄や、重量増を招くという上記� ��問題を解消することができる。

 なお最大配分時最大ローラ伝達トルクTfma xは、上記の趣旨に照らし、実用環境下にお� �て従駆動輪へ向かわせるべき最も大きなト� �クを丁度伝達可能なトルク容量に対応させ� �のが良いのは言うまでもない。

 更に付言すると、駆動力配分装置1は、上記 のごとく左右後輪(主駆動輪)6L,6Rへのトルク� �一部を左右前輪(従駆動輪)9L,9Rへ分配して出� ��することにより、左右後輪(主駆動輪)6L,6Rお よび左右前輪(従駆動輪)9L,9R間の駆動力配分� �決定するに際し、
 前記した予圧による第1ローラ31および第2ロ ーラ32間の径方向押圧力に応じたローラ伝達� ��ルクTRの範囲を越える大きなトルクを第1ロ� ��ラ31から第2ローラ32へ伝達させることがな� �。

 よって、左右前輪(従駆動輪)へのトルク� �上限値を、図10にTdmaxで例示するごとく、第1 ローラ31および第2ローラ32間の径方向押圧力� ��応じた値に設定し、左右後輪(主駆動輪)6L,6R および左右前輪(従駆動輪)9L,9R間の駆動力配� �特性を図10に実線Eで例示するようなものに� �ることができる。

 従って、駆動力配分装置1への入力トルクが 大きくなっても、左右前輪(従駆動輪)へのト� ��クが上記の上限値Tdmaxを越えて大きくなる� �とはなく、
 本実施例の駆動力配分装置1は、車両コンパ クト化などの要求から左右前輪(従駆動輪)の� ��動系を小型化せざるを得なくなった四輪駆� ��車両においても、左右前輪(従駆動輪)駆動� �の強度不足を気にすることなく、当該四輪� �動車両の駆動力配分装置として用いること� �できる。

[第2実施例]
 図3は、本発明の第2実施例を示し、本実施� �においては駆動力配分装置1の第1ローラ31お� ��び第2ローラ32の軸間距離L1を任意に設定す� �ことで第1ローラ31および第2ローラ32間の径� �向押圧力を任意に設定し得るよう構成する� �
 この目的のため、出力軸13を図2に示す実施� ��よりも短くして、図2におけると同様なボー ルベアリング16およびローラベアリング21の� �でハウジング11に対し回転自在に支持する。

 図3中において、ハウジング11から突出する� ��力軸13の左端は、前記した実施例と同様に� �ロントプロペラシャフト7を介してフロント� ��ァイナルドライブユニット8に結合する。
 図3中において、ハウジング11内に位置する� ��力軸13の右端(内端)に対し同軸に、クランク シャフト41を突き合わせて配置する。

 該クランクシャフト41の図中左端を出力� �13の内端に、ニードルベアリング42を介して� ��合させることにより、クランクシャフト41� �図中左端を、出力軸13を介しハウジング11に� ��転自在に支持すると共に、出力軸13および� �ランクシャフト41を相対回転可能となす。

 クランクシャフト41の図中右端は、図2にお� ��ると同様なボールベアリング17およびロー� �ベアリング22によりハウジング11に対し回転� ��在に支持する。
 そしてクランクシャフト41の図中右端は、� �ールリング43による液密封止下でハウジング 11から外部に露出させる。

 クランクシャフト41は、両端回転支承部間� �半径がRの偏心軸部41aを有し、この偏心軸部4 1aは、その軸心O ₃ をクランクシャフト41(出力軸13)の軸線O ₂ からεだけオフセットさせると共に、入力軸1 2上の第1ローラ31と同じ軸直角面内に位置さ� �る。
 そして、クランクシャフト41の偏心軸部41a� �にローラベアリング44を介し、第2ローラ32を 回転自在に、しかし軸線方向位置決め状態で 取り付ける。

 従って、第2ローラ32の回転軸線は偏心軸部4 1aの軸心O ₃ と同じになり、クランクシャフト41の回転位� ��制御により第2ローラ回転軸線O ₃ (偏心軸部41aの軸心)を、クランクシャフト回� ��軸線(出力軸回転軸線)O ₂ の周りに回転させることで、第1ローラ31およ び第2ローラ32の軸間距離L1を加減すれば、
 第1ローラ31および第2ローラ32間の径方向押� ��力(第1,2ローラ間のローラ伝達トルクTR)を自 在に制御することができる。

 そのため、ローラ間押し付け力制御モータ4 5をハウジング11に取着して設け、ハウジング 11から露出しているクランクシャフト41の端� �にモータ45の出力軸45aをセレーション嵌合な どにより駆動結合する。
 本実施例においては、第1ローラ31および第2 ローラ32の軸間距離L1を加減するクランクシ� �フト41およびローラ間押し付け力制御モータ 45が、ベアリングサポート23,25と共働して、� �発明におけるローラ間径方向押圧部を構成� �る。

 モータ45による制御下で第2ローラ32を第1ロ� ��ラ31に向け径方向へ押し付けることで、こ� �らローラ31,32の外周面同士が符号31a,32aで示� �箇所において押圧接触し、この押圧接触部31 a,32aを経て第1ローラ31から第2ローラ32へトル� ��を伝達することができる。
 これにより回転される第2ローラ32の回転を� ��力軸13へ伝達し得るようにするため、出力� �13の内端にフランジ部13aを一体成形して設け 、該フランジ部13aの直径を第2ローラ32と軸線 方向に対面する大きさにする。

 第2ローラ32と対面する出力軸フランジ部13a� ��、第2ローラ32へ向けて突出する複数個の駆� ��ピン46を固設し、これら駆動ピン46を図4に� �すごとく同一円周上に等間隔に配置する。
 出力軸フランジ部13aと対面する第2ローラ32� ��端面には、駆動ピン46が個々に貫入して第2� ��ーラ32から出力軸13(フランジ部13a)へのトル� ��伝達を可能にするための複数個の孔47を穿� �する。
 そして、これら駆動ピン貫入孔47を図4に明� ��するごとく、駆動ピン46の直径よりも大径� �円孔とし、その直径は、出力軸13の回転軸線 O ₂ および第2ローラ32の回転軸線O ₃ 間の偏心量εを吸収しつつ上記した第2ローラ 32から出力軸13(フランジ部13a)へのトルク伝達 を可能にするのに必要な直径とする。

 上記以外は、図2に示す第1実施例と同様� �構成するため、対応する部分を同一符号で� �すにとどめ、重複説明を避けた。

[トルク配分制御]
 上記した図3および図4に示す第2実施例のト� ��ク配分制御を以下に説明する。
 変速機3から入力軸12へのトルクは、一方で� ��図2に示す第1実施例と同様に、この入力軸12 からそのままリヤプロペラシャフト4(図1参照 )およびリヤファイナルドライブユニット5(図 1参照)を経て左右後輪6L,6R(主駆動輪)に伝達さ れる。

 他方で本実施例の駆動力配分装置1は、左右 後輪6L,6Rへのトルクの一部を、第1ローラ31か� ��、第1ローラ31および第2ローラ32間の摩擦接� ��箇所31a,32a、第2ローラ32、駆動ピン46、出力� ��フランジ13aを順次経て出力軸13に向かわせ� �
 その後このトルクを、出力軸13の図3中左端� ��ら、フロントプロペラシャフト7(図1参照)お よびフロントファイナルドライブユニット8(� ��1参照)を経て左右前輪(従駆動輪)9L,9Rへ伝達� ��る。
 かくして車両は、左右後輪6L,6R(主駆動輪)お よび左右前輪(従駆動輪)9L,9Rの全てを駆動し� �の四輪駆動走行が可能である。

 この際本実施例においては、ローラ間押し� ��け力制御モータ45によりクランクシャフト41 の軸線O ₂ 周りにおける回転位置を制御することで、
 第2ローラ回転軸線O ₃ (偏心軸部41aの軸心)が、クランクシャフト回� ��軸線(出力軸回転軸線)O ₂ の周りに回転され、第1ローラ31および第2ロ� �ラ32の軸間距離L1を加減することができる。

 かように第1ローラ31および第2ローラ32の� ��間距離L1を変更制御することで、第1ローラ3 1に対する第2ローラ32の径方向押圧力を変更� �御することができ、結果として第1,2ローラ� �のローラ伝達トルクTRを自在に制御すること ができる。

 かかる第1,2ローラ31,32間の径方向押圧力(ロ� ��ラ伝達トルクTR)制御によれば、ローラ軸間� ��離L1を制御最小値から大きくするにつれ、� �なわち、第1,2ローラ間の径方向押圧力(ロー� ��伝達トルクTR)を制御最大値から小さくする� ��つれ、
 従駆動輪トルク配分比を最大値kmax=50(%)から 小さくし、駆動力配分装置入力トルクTinに対 するローラ伝達トルクTR(従駆動輪(左右前輪)� ��ルクTf)の変化特性を、図9にkmax=50(%)の実線B� ��示すような特性(詳細は後述する)から、同� �にk=25(%)の実線Cで示すような特性を経て、同 図にk=0(%)の実線Dで示すような特性(二輪駆動� ��態)へと変化させることができる。
 ちなみに、図9にk=0(%)の実線Dで示す特性は� �ローラ軸間距離L1が第1,2ローラ31,32の半径の� ��値よりも大きくて(第1ローラ31と第2ローラ32 とが非接触の状態)、これらローラ31,32間の径 方向押圧力(ローラ伝達トルクTR)が0である時� ��特性である。

 逆に、ローラ軸間距離L1を制御最大値から� �御最小値まで小さくするにつれ、すなわち� �第1,2ローラ31,32間の径方向押圧力(ローラ伝� �トルクTR)を0から制御最大値まで大きくする� ��つれ、
 駆動力配分装置入力トルクTinに対するロー� ��伝達トルクTR(従駆動輪(左右前輪)トルクTf)� �変化特性を、図9にk=0(%)の実線Dで示すような 特性から、同図にk=25(%)の実線Cで示すような� ��性を経て、同図にkmax=50(%)の実線Bで示すよ� �な特性へと変化させることができる。

 ところで、ローラ軸間距離L1の制御最小値� �、すなわち、ローラ間径方向押圧力(ローラ� ��達トルクTR)の上記制御最大値が、従駆動輪� ��ルク配分比を最大値(従駆動輪トルク配分最 大状態)kmax=50(%)にする値である。
 この径方向押圧力(ローラ伝達トルクTR)の上 記制御最大値が、駆動力配分装置入力トルク Tinの全トルク域でローラ間スリップを生ずる ことのない大きなものである場合(本実施例� �適用しなかった場合)、
 ローラ伝達トルクTRは、駆動力配分装置入� �トルクTinに対し、図9の破線Aで示すような特 性をもって変化する。

 しかし、図9に破線Aで示すように従駆動輪� �ルク配分比kmaxがローラ伝達トルクTRを制限� �ず全トルク域に亘って同じである場合(本実� ��例を適用しなかった場合)、従駆動輪トルク 配分最大状態kmax=50(%)で駆動力配分装置入力� �ルクの最大値Tinmaxが入力されたとき、
 従駆動輪(左右前輪)トルクTfは、従駆動輪ト ルク配分比kmax=50(%)および駆動力配分装置入� �トルクTinの最大値Tinmaxに対応した大きな従� �動輪最大配分トルクTfkmax=kmax×Tinmaxを従駆動� ��へ向かわせる。

 このため、実用環境下ではこれほど大きな� ��駆動輪最大配分トルクTfkmaxを従駆動輪へ向� ��わせる必要がないにもかかわらず、これを� ��慮して従駆動輪の駆動系を、必要以上の高� ��度に設計しなければならず、コスト上の無� ��や、重量増を招くという問題を生ずる。
 そこで本実施例においては、第1ローラ31お� ��び第2ローラ32間の径方向押圧力の制御最大� ��(ローラ軸間距離L1の制御最小値)を、
 当該ローラ間径方向押圧力の制御最大値(ロ ーラ軸間距離L1の制御最小値)で決まる従駆動 輪トルク配分比最大状態kmax=50(%)でのローラ� �達トルクの最大値(最大配分時最大ローラ伝� ��トルク)Tfmaxが、図9に実線Bで例示するごと� �、従駆動輪最大配分トルクTfkmaxよりも小さ� �なるよう決定する。

 これにより、ローラ伝達トルクTRは、ロー� �間径方向押圧力を制御最大値(ローラ軸間距� ��L1を制御最小値)にしたとき、図9の実線Bの� �うに、
 従駆動輪最大配分トルクTfkmax以下のトルク� ��では、従駆動輪トルク配分比の最大値(従駆 動輪最大配分時の従駆動輪トルク配分比)kmax= 50(%)と駆動力配分装置入力トルクTinとを乗じ� ��値(kmax×Tin)となり、
 従駆動輪最大配分トルクTfkmaxを上回るトル� ��域では、従駆動輪トルク配分最大状態kmax=50 (%)であってもローラ間スリップによって実質 的な従駆動輪トルク配分比kが50(%)より小さく なり、最大配分時最大ローラ伝達トルクTfmax� ��制限される。

 なお、従駆動輪最大配分トルクTfkmaxは、� ��駆動輪トルク配分比の最大値(従駆動輪最大 配分時の従駆動輪トルク配分比)kmax=50(%)と駆� ��力配分装置入力トルクの最大値Tinmaxとを乗� ��た値であり、従駆動輪トルク配分最大状態k max=50(%)のまま駆動力配分装置へ最大トルク(� �動力配分装置入力トルクTinの最大値)Tinmaxを� ��力させたと仮定したときの値に相当する。

 このようにすることで、実用環境下におい� ��従駆動輪へ向かわせる必要のないほど大き� ��トルクが従駆動輪に伝達されることがなく� ��り、かかる大きなトルクを考慮して従駆動� ��の駆動系を設計する必要がなくなる。
 よって従駆動輪の駆動系を、実用上必要で� ��いほど大きな強度に設計する必要がなく、� ��スト上の無駄や、重量増を招くという上記� ��問題を解消することができる。

 なお最大配分時最大ローラ伝達トルクTfma xは、上記の趣旨に照らし、実用環境下にお� �て従駆動輪へ向かわせるべき最も大きなト� �クを丁度伝達可能なトルク容量に対応させ� �のが良いのは言うまでもない。

 更に付言すると、本実施例の駆動力配分装� ��1は、上記のごとく左右後輪(主駆動輪)6L,6R� �のトルクの一部を左右前輪(従駆動輪)9L,9Rへ� ��配して出力することにより、左右後輪(主駆 動輪)6L,6Rおよび左右前輪(従駆動輪)9L,9R間の� �動力配分を決定するに際し、
 前記した第1ローラ31に対する第2ローラ32の� ��方向押圧力に応じたローラ伝達トルクTRの� �囲を越えた大きなトルクを第1ローラ31から� �2ローラ32へ伝達させることがない。

 よって、左右前輪(従駆動輪)へのトルクの� �限値を図10にTdmaxで例示するごとく、第1ロー ラ31に対する第2ローラ32の径方向押圧力に応� ��た値に設定し、左右後輪(主駆動輪)6L,6Rおよ び左右前輪(従駆動輪)9L,9R間の駆動力配分特� �を図10に実線Eで例示するようなものにする� �とができる。
 従って、駆動力配分装置1への入力トルクが 大きくなっても、左右前輪(従駆動輪)9L,9Rへ� �トルクが上記の上限値Tdmaxを越えて大きくな ることはなく、
 本実施例の駆動力配分装置1は、車両コンパ クト化などの要求から左右前輪(従駆動輪)9L,9 Rの駆動系を小型化せざるを得なくなった四� �駆動車両においても、左右前輪(従駆動輪)駆 動系の強度不足を気にすることなく、当該四 輪駆動車両の駆動力配分装置として用いるこ とができる。

 なお上記諸々の作用効果を達成するのに本� ��施例のごとく、第2ローラ32の径方向変位に� ��り当該作用効果が奏し得られるようにする� ��合、
 同一車種において二輪駆動車と四輪駆動車� ��両方の設定がある際にも、主駆動輪(左右後 輪6L,6R)側の要素部品を二輪駆動車と四輪駆動 車の両方で共用することができ、四輪駆動車 の場合は従駆動輪(左右前輪9L,9R)側の要素部� �を追加するのみで駆動力配分装置1の構築が� ��能となる。
 従って、二輪駆動車用と四輪駆動車用とで� ��動力配分装置1の部品を共用化することがで き、これによるコスト低減が可能となる。

 また、上記第2ローラ32の径方向変位を生起� ��せるに際し本実施例のように、
 第2ローラ32を、クランクシャフト41の偏心� �部41a上に回転自在に支持し、クランクシャ� �ト41の回転変位により第2ローラ32の上記径方 向変位を惹起させるように構成した場合、
 制御性が高く、且つ、制御精度も高いモー� ��45を用いて、クランクシャフト41を簡単に、 しかも高精度に回転位置制御することができ る。

 なお何れにしても本実施例において上記の� ��用効果を達成するためには、第2ローラ32の� ��転軸線O ₃ が最も入力軸12の回転軸線O ₁ に接近してローラ軸間距離L1が最小となった� ��におけるトルク上限値Tdmax(図10参照)が、左� ��前輪(従駆動輪)9L,9Rの駆動系に係わる強度に 応じ、これよりも低くなるよう、入力軸12お� ��び出力軸13の軸間距離(回転軸線O ₁ ,O ₂ 間の距離)および偏心軸部41aの偏心量εを決定 する必要があるのは言うまでもない。

 ところで、第2ローラ32の回転軸線O ₃ が最も入力軸12の回転軸線O ₁ から離れてローラ軸間距離L1が最大となった� ��、第1ローラ31および第2ローラ32間の径方向� ��圧力が丁度略ゼロになるようにしたり、第1 ローラ31および第2ローラ32間に隙間が発生す� ��ようになすのがよい。

 前者のように第1ローラ31および第2ローラ32� ��軸間距離L1の最大値を、第1ローラ31および� �2ローラ32間の径方向押圧力が丁度略ゼロに� �るようなものに決定する場合、
 左右前輪(従駆動輪)9L,9Rへのトルク配分を運 転状況に応じて完全に0にし、二輪駆動状態� �得ることができる。

 また後者のように第1ローラ31および第2ロー ラ32の軸間距離L1の最大値を、第1ローラ31お� �び第2ローラ32間に隙間が発生するように決� �する場合、
 四輪駆動車の前輪または後輪を接地したま� ��でのレッカー移動で前輪と後輪との間に差� ��転が発生しても、この差回転を第1ローラ31� ��よび第2ローラ32間の隙間で吸収することが� ��き、駆動力配分装置1内で発熱や摩耗等の問 題を生ずることがなく、前輪または後輪を接 地したままでのレッカー移動が可能である。

 ちなみに従来の一般的な駆動力配分装置� ��は、四輪駆動車の前輪または後輪を接地し� ��ままでのレッカー移動で前輪と後輪との間� ��差回転が発生すると、この前後輪間の差回� ��により駆動力伝達部に発熱を生じたり、摩� ��する箇所が存在し、前輪または後輪を接地� ��たままでのレッカー移動が不能である。

 なお上記では、後輪駆動車をベース車両と� ��、その前輪にトルクの一部を分配出力して� ��後輪トルク配分を決定するような駆動力配� ��装置について発明を展開したが、
 前輪駆動車をベース車両とし、その後輪に� ��ルクの一部を分配出力して前後輪トルク配� ��を決定するような駆動力配分装置の場合も� ��本発明の上記した着想は同様に適用し得る� ��と勿論である。

 かように前輪駆動車をベース車両とする場� ��、車両の旋回性能と操縦安定性の両立を実� ��すべく、前輪(主駆動輪)でコーナリングフ� �ースを稼げるように、駆動力を積極的に後� �(従駆動輪)へ配分するのが好ましい。
 従ってこの場合、従駆動輪トルク配分最大� ��態が図9にkmax=50(%)の破線Aで示すような特性� ��りも急勾配な(例えば、図示していないが従 駆動輪トルク配分比kmax=70(%)の)特性となるよ� ��、前輪(主駆動輪)側の第1ローラの直径D1、� �輪(副駆動輪)側の第2ローラの直径D2、フロン トファイナルドライブユニットのギヤ比if、� ��ヤファイナルドライブユニットのギヤ比ir� �D1×if >D2×irとする。

 かかる急勾配特性のもとで、第1ローラおよ び第2ローラのローラ間径方向押圧力(ローラ� ��達トルクTR)の制御最大値(ローラ軸間距離L1� ��制御最小値)を、
 当該ローラ間径方向押圧力(ローラ伝達トル クTR)の制御最大値で決まる従駆動輪トルク配 分比最大状態(kmax=70(%))での最大配分時最大ロ ーラ伝達トルク(図9のTfmaxに対応するもの)が� ��同図のTfkmaxに対応する従駆動輪最大配分ト� ��クよりも小さくなるよう決定することによ� ��、
 前輪駆動車をベース車両とする場合におい� ��も、第2実施例におけると同様な作用効果を 達成することができる。

 第2実施例においては図3につき前記したと� �り、第2ローラ32を、クランクシャフト41の偏 心軸部41a上に回転自在に支持し、クランクシ ャフト41の回転変位により第2ローラ32の径方� ��変位を惹起して、第1ローラ31および第2ロー ラ32の軸間距離L1の変更を行うため、
 第2ローラ32と出力軸13とを図4に示すような� ��心継手で結合する必要があるが、クランク� ��ャフト41を中実に構成して第2ローラ32に対� �軸線方向に貫通させることができ、構成が� �単であると共に、ローラ間押し付け力制御� �ータ45に対するクランクシャフト41の結合が� ��易である。

[第3実施例]
 図5は本発明の第3実施例を示し、本実施例� �、第2実施例の上記中実インナーシャフト型� ��のクランクシャフト41に代え、一対1組の中� ��アウターシャフト型式のクランクシャフト5 1L,51Rを用い、これらのクランクシャフト51L,51 Rの回転変位により第2ローラ32の径方向変位� �惹起して、第1ローラ31および第2ローラ32の� �間距離L1の変更を行うようにしたものである 。

 このため、第2ローラ32を出力軸13に一体的� �形成し、上記中空のクランクシャフト51L,51R� ��、第2ローラ32の軸線方向両側に配置する。
 第2ローラ32の軸線方向両側から突出する出� ��軸13の両端にそれぞれ、クランクシャフト51 L,51Rの中心孔51La,51Ra(半径Ri)を嵌合し、この嵌 合部に軸受52L,52Rを介在させて出力軸13をクラ ンクシャフト51L,51Rの中心孔51La,51Ra内で、こ� �らの中心軸線O ₂ の周りに自由に回転し得るよう支持する。

 クランクシャフト51L,51Rには図6に明示する� �とく、中心孔51La,51Ra(中心軸線O ₂ )に対し偏心した外周部51Lb,51Rb(半径Ro)を設定� ��、これら偏心外周部51Lb,51Rbの中心軸線O ₃ は中心孔51La,51Raの軸線O ₂ から、両者間の偏心分εだけオフセットして� ��る。
 クランクシャフト51L,51Rの偏心外周部51Lb,51Rb はそれぞれ、軸受53L,53Rを介して対応する側� �おけるベアリングサポート23,25内に回転自在 に支持し、
 この際、クランクシャフト51L,51Rをそれぞれ 、第2ローラ32と共に、スラストベアリング54L ,54Rで軸線方向に位置決めする。

 クランクシャフト51L,51Rの相互に向き合う隣 接端にそれぞれ、同仕様のリングギヤ51Lc,51Rc を一体に設け、
 これらリングギヤ51Lc,51Rcに、共通のクラン� ��シャフト駆動ピニオン55を噛合させる。
 なおこの噛合に当たっては、クランクシャ� ��ト51L,51Rを両者の偏心外周部51Lb,51Rbが円周方 向において相互に整列する回転位置にした状 態で、リングギヤ51Lc,51Rcにクランクシャフト 駆動ピニオン55を噛合させる。

 クランクシャフト駆動ピニオン55はピニオ� �シャフト56に結合し、ピニオンシャフト56の� ��端を軸受56a,56bによりハウジング11に回転自� ��に支持する。
 図5の右側におけるピニオンシャフト56の右� ��をハウジング11の外に露出させ、
 該ピニオンシャフト56の露出端面には、ハ� �ジング11に取着して設けたローラ間押し付け 力制御モータ45の出力軸45aをセレーション嵌� ��などにより駆動結合する。

 よって、ローラ間押し付け力制御モータ45� �よりピニオン55およびリングギヤ51Lc,51Rcを介 しクランクシャフト51L,51Rを回転位置制御す� �とき、出力軸13および第2ローラ32の回転軸線 O ₂ が図6に破線で示す軌跡円に沿って旋回し、� �ーラ軸間距離L1の変更により第1ローラ31に対 する第2ローラ32の径方向押圧力(ローラ間ロ� �ラ伝達トルクTR)を任意に制御することがで� �る。
 従って、ローラ間押し付け力制御モータ45� �ピニオン55およびクランクシャフト51L,51Rは� �ベアリングサポート23,25と共に本発明におけ るローラ間径方向押圧部を構成する。

 クランクシャフト51Lおよび出力軸13をそれ� �れ図5の左側においてハウジング11から突出� �せ、該突出部においてハウジング11およびク ランクシャフト51L間にシールリング57を介在� ��せると共に、クランクシャフト51L および� �力軸13間にシールリング58を介在させ、
 これらシールリング57,58により、ハウジン� �11から突出するクランクシャフト51Lおよび出 力軸13の突出部をそれぞれ液密封止する。

 なおシールリング57,58の介在に際しては、� �れらシールリング57,58を位置させるクランク シャフト51Lの端部においてその内径と外径の 中心を、出力軸13の支持位置と同様に偏心さ� ��、
 クランクシャフト51Lの上記端部外径とハウ� ��ング11との間にシールリング57を介在させ、 クランクシャフト51Lの上記端部内径と出力軸 13との間にシールリング58を介在させる。
 かかるシール構造によれば、出力軸13の上� �旋回によりその回転軸線O ₂ が旋回変位するにもかかわらず、出力軸13を� ��ウジング11から突出する箇所において良好� �シールすることができる。

 上記以外は、図2に示す第1実施例と同様� �構成するため、対応する部分を同一符号で� �すにとどめ、重複説明を避けた。

[トルク配分制御]
 上記した図5および図6に示す第3実施例の駆� ��力配分制御を以下に説明する。
 変速機3から入力軸12へのトルクは、一方で� ��図2に示す第1実施例および図3に示す第2実施 例と同様、この入力軸12からそのままリヤプ� ��ペラシャフト4(図1参照)およびリヤファイナ ルドライブユニット5(図1参照)を経て左右後� �6L,6R(主駆動輪)に伝達される。

 他方で本実施例の駆動力配分装置1は、ロー ラ間押し付け力制御モータ45によりピニオン5 5およびリングギヤ51Lc,51Rcを介しクランクシ� �フト51L,51Rを回転位置制御して、ローラ軸間� ��離L1を第1ローラ31および第2ローラ32の半径� �和値よりも小さくした結果、これらローラ31 ,32が径方向相互押圧力に応じたローラ伝達ト ルクTRを持っている場合、
 左右後輪6L,6R(主駆動輪)へのトルクの一部を 、第1ローラ31から第2ローラ32を経て出力軸13� ��向かわせる。
 その後このトルクは、出力軸13の図5中左端� ��ら、フロントプロペラシャフト7(図1参照)お よびフロントファイナルドライブユニット8(� ��1参照)を経て左右前輪(従駆動輪)9L,9Rへ伝達� ��る。
 かくして車両は、左右後輪6L,6R(主駆動輪)お よび左右前輪(従駆動輪)9L,9Rの全てを駆動し� �の四輪駆動走行が可能である。

 なお、ローラ間押し付け力制御モータ45に� �るローラ間径方向相互押圧力制御(ローラロ� ��ラ伝達トルク制御)によって、出力軸13(その 回転軸線O ₂ )が旋回変位するが、
 かから出力軸13(その回転軸線O ₂ )の旋回変位は、出力軸13およびフロントプロ ペラシャフト7間を結合する自在継手により� �収され得て、上記左右前輪(従駆動輪)9L,9Rへ� ��トルク伝達が阻害されることはない。

 本実施例においても、ローラ間押し付け力� ��御モータ45によりピニオン55およびリングギ ヤ51Lc,51Rcを介しクランクシャフト51L,51Rの軸� �O ₃ 周りにおける回転位置を制御することで、
 第2ローラ回転軸線O ₂ (出力軸13の軸線)が、クランクシャフト回転� �線O ₃ の周りに旋回され、第1ローラ31および第2ロ� �ラ32の軸間距離L1を加減することができる。
 そして、当該ローラ軸間距離L1の加減制御� �より、第1ローラ31および第2ローラ32間の径� �向押圧力(ローラ伝達トルクTR)を変更制御す� ��ことができる。

 かかる第1,2ローラ31,32間の径方向押圧力(ロ� ��ラ伝達トルクTR)制御によれば、ローラ軸間� ��離L1を制御最大値から制御最小値まで小さ� �するにつれ、すなわち、第1,2ローラ間の径� �向押圧力(ローラ伝達トルクTR)を0から制御最 大値まで大きくするにつれ、
 駆動力配分装置入力トルクTinに対するロー� ��伝達トルクTR(従駆動輪(左右前輪)トルクTf)� �変化特性を、図9にk=0(%)の実線Dで示すような 特性から、同図にk=25(%)の実線Cで示すような� ��性を経て、同図にkmax=50(%)の実線Bで示すよ� �な特性へと変化させることができる。

 しかし、ローラ軸間距離L1を制御最小値が� �すなわち、ローラ間径方向押圧力(ローラ伝� ��トルクTR)の上記制御最大値が、従駆動輪ト� ��ク配分比を最大値(従駆動輪トルク配分最大 状態)kmax=50(%)にする値である。
 この径方向押圧力(ローラ伝達トルクTR)の上 記制御最大値が、駆動力配分装置入力トルク Tinの全トルク域でローラ間スリップを生ずる ことのない大きなものである場合(本実施例� �適用しなかった場合)、
 実用環境下では不必要なほどに大きな従駆� ��輪最大配分トルクTfkmaxが左右前輪(従駆動輪 )へ向かうことになり、これを考慮して左右� �輪(従駆動輪)の駆動系を、必要以上の高強度 に設計しなければならず、コスト上の無駄や 、重量増を招くという問題を生ずる。

 そこで本実施例においても、第1ローラ31お� ��び第2ローラ32間の径方向押圧力の制御最大� ��(ローラ軸間距離L1の制御最小値)を、
 当該ローラ間径方向押圧力の制御最大値(ロ ーラ軸間距離L1の制御最小値)で決まる従駆動 輪トルク配分比最大状態kmax=50(%)でのローラ� �達トルクの最大値(最大配分時最大ローラ伝� ��トルク)Tfmaxが、図9に実線Bで例示するごと� �、従駆動輪最大配分トルクTfkmaxよりも小さ� �なるよう決定する。

 これにより、ローラ伝達トルクTRは、ロー� �間径方向押圧力を制御最大値(ローラ軸間距� ��L1を制御最小値)にしたとき、図9の実線Bの� �うに、
 従駆動輪最大配分トルクTfkmax以下のトルク� ��では、従駆動輪トルク配分比の最大値(従駆 動輪最大配分時の従駆動輪トルク配分比)kmax= 50(%)と駆動力配分装置入力トルクTinとを乗じ� ��値(kmax×Tin)となり、
 従駆動輪最大配分トルクTfkmaxを上回るトル� ��域では、従駆動輪トルク配分最大状態kmax=50 (%)であってもローラ間スリップによって実質 的な従駆動輪トルク配分比kが50(%)より小さく なり、最大配分時最大ローラ伝達トルクTfmax� ��制限される。

 なお、従駆動輪最大配分トルクTfkmaxは、� ��駆動輪トルク配分比の最大値(従駆動輪最大 配分時の従駆動輪トルク配分比)kmax=50(%)と駆� ��力配分装置入力トルクの最大値Tinmaxとを乗� ��た値であり、従駆動輪トルク配分最大状態k max=50(%)のまま駆動力配分装置へ最大トルク(� �動力配分装置入力トルクTinの最大値)Tinmaxを� ��力させたと仮定したときの値に相当する。

 このようにすることで、実用環境下にお� ��て従駆動輪へ向かわせる必要のないほど大� ��なトルクが従駆動輪に伝達されることがな� ��なり、かかる大きなトルクを考慮して従駆� ��輪の駆動系を設計する必要がなく、上記し� ��コスト上の無駄や、重量増を招くという問� ��を解消することができる。

 本実施例においては、上記の作用効果に加� ��て以下の作用効果を奏し得る。
 つまり、第2ローラ32をクランクシャフト51L, 51Rの中心孔51La,51Raで回転自在に軸承し、クラ ンクシャフト51L,51Rの中心孔51La,51Raに対し偏� �した偏心外周部51Lb,51Rbをハウジング11に固定 のベアリングサポート23,25に対し回転自在に� ��持し、
 クランクシャフト51L,51Rの回転変位により第 2ローラ32の径方向変位を惹起して、第1ロー� �31および第2ローラ32の軸間距離L1(ローラ間径 方向押圧力:ローラ伝達トルクTR)の変更制御� �行う構成のため、
 クランクシャフト51L,51Rを、中心孔51La,51Raが 存在する中空クランクシャフトに構成するこ とができ、その軽量化を実現することができ る。

 しかも当該構成によれば、従駆動輪に結合� ��べき出力軸13を第2ローラ32に同軸に結着し� �この出力軸13をクランクシャフト51L,51Rの中� �孔51La,51Ra内に回転自在に支承して、該クラ� �クシャフト中心孔51La,51Raに対する第2ローラ3 2の軸承を行うことができ、
 出力軸13と第2ローラ32との結合に際し、第2� ��施例で必要であった図4に例示する偏心継手 が不要となり、構造の簡易化、そして伝動効 率の向上を実現することができる。

 また、クランクシャフト51L,51Rを一対1組と� �て第2ローラ32の軸線方向両側に配設し、こ� �らクランクシャフト51L,51Rを偏心外周部51Lb,51 Rbが相互に整列した回転位置において、共通� ��クランクシャフト駆動ピニオン55に噛合さ� �、該クランクシャフト駆動ピニオン55を介し 一対1組のクランクシャフト51L,51Rを一体回転� ��せるよう構成したため、
 第2ローラ32の軸線方向両側において前記の� ��ーラ伝達トルク制御が行われることとなっ� ��、当該制御の精度を向上させることができ� ��。
 また、この作用効果のためにクランクシャ� ��ト51L,51Rを一対1組としても、これらを共通� �1個のモータ45により、しかも両者の回転位� �を同じに保って回転させることができる。

[第4実施例]
 図7は本発明の第4実施例を示し、本実施例� �図5に示す第3実施例に対し、以下の構成上の 変更を行ったものである。
 つまり、クランクシャフト駆動ピニオン55� �シャフト56を回転自在に支持するに際し、ハ ウジング11に直接支持するのではなく、クラ� ��クシャフト51L,51Rの偏心外周部51Lb,51Rbと同じ く、ハウジング11に固設したベアリングサポ� ��ト23,25に支持する。

 かかる構成によれば、クランクシャフト駆� ��ピニオンシャフト56の支持部材と、クラン� �シャフト偏心外周部51Lb,51Rbの支持部材とが� �じ部材(ベアリングサポート23,25)であること� ��なり、
 ローラ間径方向押圧力(ローラ伝達トルクTR) 大きく、ベアリングサポート23,25のローラ間� ��向の伸び量が大きくなっても、クランクシ� ��フト51L,51Rおよびクランクシャフト駆動ピニ オン55の相対変位が抑制されて、クランクシ� ��フト51L,51Rに設けたリングギヤ51Lc,51Rcに対す るクランクシャフト駆動ピニオン55の噛合状� ��が異常になる弊害を回避することができる� ��

[第5実施例]
 図8は本発明の第5実施例を示し、本実施例� �図5に示す第3実施例に対し、以下の構成上の 変更を行ったものである。
 つまり、第2ローラ32の外周を部分的に跨ぐ� ��う一対1組のクランクシャフト51L,51R間に配� �して連結部材59を設け、この連結部材59によ� ��一対1組のクランクシャフト51L,51Rを相互に� �合させる。

 かようにクランクシャフト51L,51Rを相互に結 合させた構成によれば、クランクシャフト51L ,51Rに設けたリングギヤ51Lc,51Rcの精度誤差に� �るクランクシャフト51L,51Rの回転位相差を確� ��になくすことができ、
 第2ローラ32の軸線方向両側でローラ軸間距� ��L1が異なって、第2ローラ32が第1ローラ31に� �し片当たりし、ローラ31,32の耐久性が低下す るのを回避することができる。