四輪駆動車両のトランスファー(駆動力配分 装置)としては通常、例えば特許文献1に記載� ��ようなものが用いられる。
 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を決定するものである� ��

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駆動力配分を� ��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� ��の配分比が、全トルク域に亘って同じにな� ��、駆動力配分装置への入力トルクが大きく� ��ると、主駆動輪トルクが大きくなるのは勿� ��であるが、それに応じて従駆動輪トルクも� ��きくなる。

 ところで昨今は、地球温暖化や燃料費の高� ��から車両の燃費向上が社会的な重要課題と� ��っており、燃費向上の対策としては車両の� ��量化が有効な手だてとして知られている。
 そして、かかる車両の軽量化を実現しよう� ��すると、車両のコンパクト化を避けて通れ� ��、そのため、四輪駆動車両における従駆動� ��の駆動系も、その強度を必要最小限のもの� ��して小型化する必要がある。

 しかし従来の駆動力配分装置のように、主� ��駆動輪トルク配分比が全トルク域に亘って� ��じで、駆動力配分装置への入力トルクが大� ��くなると、主駆動輪トルクと同様の傾向を� ��って従駆動輪トルクも大きくなるのでは、
 大トルク入力時に従駆動輪トルクが、上記� ��理由から小型化せざるを得ない従駆動輪駆� ��系の強度を越えてしまうことになる。

 従って従来の歯車式駆動力配分装置は、� ��両のコンパクト化などの要求から従駆動輪� ��動系を小型化せざるを得なくなった四輪駆� ��車両のトランスファーとして用いることが� ��きないという問題を有する。

 本発明は、上記の実情に鑑み、従駆動輪� ��のトルクを上限設定可能な駆動力配分装置� ��として有用な摩擦ローラ式伝動装置を提供� ��、もって、上述した問題を解消することを� ��1の目的とする。

 そこで本発明は、一対の摩擦ローラを互い� ��径方向に押し付けて摩擦接触させ、これに� ��り該摩擦ローラ間で動力の受け渡しが可能� ��なるような摩擦ローラ式伝動装置を前提と� ��るが、
 本発明は更に、かかる摩擦ローラ式伝動装� ��を、摩擦ローラ間径方向押し付け力制御に� ��り伝達トルク容量を制御可能にして一層有� ��なものにすると共に、摩擦ローラ間径方向� ��し付け反力がハウジングに入力されること� ��ないようにしてハウジングの軽量化を実現� ��、併せて、上記摩擦ローラ間径方向押し付� ��力制御(伝達トルク容量制御)の制御精度を� �上させることを目的とする。

 この目的のため、本発明による摩擦ローラ� ��伝動装置は、
 一対の摩擦ローラを互いに、直接的または� ��接的に径方向に押し付けて摩擦接触させ、� ��れにより該摩擦ローラ間で動力の受け渡し� ��可能となるようにしたものであって、
 前記摩擦ローラの一方をクランクシャフト� ��対して偏心軸線を中心に回転自在に支持し� ��、該クランクシャフトの回転位置制御によ� ��前記摩擦ローラ間の径方向押し付け力を加� ��し得るようになし、
 前記摩擦ローラ対を挟んでその軸線方向両� ��に配置したベアリングサポートにそれぞれ� ��前記一方の摩擦ローラに係わるクランクシ� ��フト、および、他方の摩擦ローラに係わる� ��擦ローラ軸を軸受嵌合することにより、前� ��摩擦ローラ間の径方向押し付け反力を前記� ��ベアリングサポートで受け止めるようにな� ��、
 前記各ベアリングサポートの両端軸受嵌合� ��間における中央部に、前記摩擦ローラ間径� ��向押し付け反力に対する支持剛性を低下さ� ��るための括れ部を設けたことを特徴とする� ��のである。

 また、本発明による摩擦ローラ式伝動装置� ��、
 第1の方向の回転軸を有する第1の摩擦ロー� �と、
 前記第1の摩擦ローラと摩擦によるトルク伝 達可能に配置された第2の摩擦ローラであっ� �、前記第1の摩擦ローラの前記回転軸から第2 の方向上に位置し、前記第1の方向に略平行� �回転軸を有する該第2の摩擦ローラと、
 前記第2の摩擦ローラを偏心軸線を中心に回 転自在に支持するクランクシャフトであって 、回転によって前記第1及び第2の摩擦ローラ� ��の径方向押し付け力を変化させる該クラン� ��シャフトと、
 前記第1の摩擦ローラ軸支する第1の軸受支� �部、及び前記クランクシャフトを軸支する� �2の軸受支持部を有するベアリングサポート� ��あって、該軸受支持部間に、前記第1及び第 2の方向に共に垂直な方向の寸法が該軸受支� �部と比較して小さい中央部を有する該ベア� �ングサポート、
 を有するものである。

 また、本発明による摩擦ローラ式伝動装置� ��、
 第1の方向の回転軸を有する第1の摩擦ロー� �と、
 前記第1の摩擦ローラと摩擦によるトルク伝 達可能に配置された第2の摩擦ローラであっ� �、前記第1の方向に略平行の回転軸を有する� ��第2の摩擦ローラと、
 前記第2の摩擦ローラを偏心軸線を中心に回 転自在に支持するクランクシャフトであって 、回転によって前記第1及び第2の摩擦ローラ� ��の径方向押し付け力を変化させる該クラン� ��シャフトと、
 前記第1の摩擦ローラ軸支する第1の軸受支� �部、及び前記クランクシャフトを軸支する� �2の軸受支持部を有するベアリングサポート� ��あって、該軸受支持部間に、前記第1の方向 の寸法が該軸受支持部と比較して小さい中央 部を有する該ベアリングサポート、
 を有するものである。

 本発明の摩擦ローラ式伝動装置によれば、
 一対の摩擦ローラ間で摩擦接触により動力� ��受け渡しを行うことから、摩擦ローラ間径� ��向押し付け力で決まる伝達トルク容量の範� ��を越えた大きなトルクがローラ間で受け渡� ��れることがなく、
 四輪駆動車両の駆動力配分装置として用い� ��場合において、従駆動輪へのトルクを上限� ��定し得ることとなる。

 よって、摩擦ローラ式伝動装置への入力ト� ��クが大きくなっても、従駆動輪トルクが上� ��の上限を越えて大きくなることはなく、
 本発明の摩擦ローラ式伝動装置は、車両コ� ��パクト化などの要求から従駆動輪駆動系を� ��型化せざるを得なくなった四輪駆動車両に� ��いても、その駆動力配分装置として用いる� ��とができる。

 また本発明の摩擦ローラ式伝動装置によれ� ��、
 前記摩擦ローラの一方をクランクシャフト� ��対して偏心軸線を中心に回転自在に支持し� ��、該クランクシャフトの回転位置制御によ� ��前記摩擦ローラ間の径方向押し付け力を加� ��し得るようになしたから、
 摩擦ローラ間径方向押し付け力で決まる伝� ��トルク容量を自由に制御することができ、� ��の伝達トルク容量に関する広範な要求に自� ��に応え得て大いに有用である。

 更に本発明の摩擦ローラ式伝動装置によれ� ��、
 摩擦ローラ対の軸線方向両側に配置したベ� ��リングサポートが、摩擦ローラ間径方向押� ��付け反力を受け止めてハウジングに伝達し� ��いため、ハウジングの軽量化を実現するこ� ��ができる。

 ところで、上記の目的のため摩擦ローラ� ��の軸線方向両側に設けたベアリングサポー� ��は、摩擦ローラ間径方向押し付け反力に対� ��る大きな支持剛性故に、前記したクランク� ��ャフトの回転位置制御による摩擦ローラ間� ��方向押し付け力制御(伝達トルク容量制御)� �際し、クランクシャフトの回転角に対する� �擦ローラ間径方向押し付け力変化割合(伝達� ��ルク容量変化割合)を急なものとなし、摩擦 ローラ間径方向押し付け力制御(伝達トルク� �量制御)に用い得るクランクシャフトの回転� ��範囲が狭くなり、当該制御の精度が悪くな� ��傾向にある。

 しかして本発明によれば、各ベアリングサ� ��ートの両端軸受嵌合部間における中央部に� ��摩擦ローラ間径方向押し付け反力に対する� ��持剛性を低下させるための括れ部を設けた� ��め、
 摩擦ローラ間径方向押し付け反力によるベ� ��リングサポートの撓み量が大きくなり、そ� ��分だけ、クランクシャフトの回転角に対す� ��摩擦ローラ間径方向押し付け力変化割合(伝 達トルク容量変化割合)が緩やかで、摩擦ロ� �ラ間径方向押し付け力制御(伝達トルク容量� ��御)に用い得るクランクシャフトの回転角範 囲が広くなり、当該制御の精度を向上させる ことができる。

 以下、本発明の実施の形態を、図面に示す� ��施例に基づき詳細に説明する。
 図1は、本発明の一実施例になる摩擦ローラ 式伝動装置を駆動力配分装置(トランスファ� �)1として具えた四輪駆動車両のパワートレー ンを、車両上方から見て示す概略平面図であ る。

 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の摩擦伝動より、フロン� �プロペラシャフト7およびフロントファイナ� ��ドライブユニット8を経て左右前輪(従駆動� �)7L,7Rへ伝達することにより、四輪駆動走行� �可能となるようにした車両である。

 駆動力配分装置(摩擦ローラ式伝動装置)1� ��、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輪(従駆動輪)7L,7Rへ分� �して出力することにより、左右後輪(主駆動� ��)6L,6Rおよび左右前輪(従駆動輪)9L,9R間の駆動 力配分を決定するもので、本実施例において は、この駆動力配分装置(摩擦ローラ式伝動� �置)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内に長い入力軸1 2、および、短い出力軸13と、この出力軸13に� ��ードルベアリング42を介し同軸突き合わせ� �態で相対回転可能に軸受嵌合したクランク� �ャフト41とよりなる軸ユニットを、相互に平 行に配して横架する。
 入力軸12は、その両端をハウジング11の軸貫 通孔11a,11bに挿通し、該入力軸12の両端と、ハ ウジング11の軸貫通孔11a,11bとの間にボールベ アリング14,15を介在させ、これらボールベア� ��ング14,15を介し入力軸12の両端をハウジング 11に回転自在に支持する。

 出力軸13およびクランクシャフト41とより なる軸ユニットは、該軸ユニットの両端をハ ウジング11の軸貫通孔11c,11dに挿通し、該軸ユ ニットの両端と、ハウジング11の軸貫通孔11c, 11dとの間にボールベアリング16,17を介在させ� ��これらボールベアリング16,17を介し上記軸� �ニットの両端をハウジング11に回転自在に支 持する。

 上記のごとくハウジング11内に回転自在に� �架して支承した入力軸12および軸ユニット(� �力軸13およびクランクシャフト41)のうち、入 力軸12には、ハウジング11内に配したローラ� �アリング18,19を嵌合し、軸ユニット13,41には� ��同じくハウジング11内に配したローラベア� �ング21,22を嵌合する。
 ローラベアリング18,21はそれぞれ、出力軸13 およびクランクシャフト41の同軸突き合わせ� ��受嵌合部に介在させたニードルベアリング4 2とほぼ同じ軸直角面内に位置させ、ローラ� �アリング19,22は、ローラベアリング18,21から� ��線方向に離間した別の軸直角面内に位置さ� ��る。

 ニードルベアリング42とほぼ同じ軸直角面� �に位置させた、入出力軸12,13用のローラベア リング18,21をそれぞれ、共通な第1のベアリン グサポート23の軸受嵌合部23a,23b内に抱持し、 このベアリングサポート23をハウジング11の� �応する内側面に沿うよう配置し、
 また、別の軸直角面内に位置させた、入力� ��12およびクランクシャフト41用のローラベア リング19,22をそれぞれ、共通な第2のベアリン グサポート25の軸受嵌合部25a,25b内に抱持し、 このベアリングサポート25をハウジング11の� �応する内側面に沿うよう配置する。

 入力軸12の両端をそれぞれ、該入力軸12の両 端とハウジング11の軸貫通孔11a,11bとの間に介 在させたシールリング27,28による液密封止下� ��ハウジング11から突出させ、該入力軸12の図 中左端を変速機3(図1参照)の出力軸に結合し� �図中右端はリヤプロペラシャフト4(図1参照)� ��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、該出力軸13とハウジ ング11の軸貫通孔11cとの間に介在させたシー� ��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、該出力軸13の突出左端はフロン� ��プロペラシャフト7(図1参照)を介してフロン トファイナルドライブユニット8に結合する� �

 入力軸12の軸線方向中程には、第1摩擦ロー� ��31を同心に一体成形して設ける。
 従って入力軸12は、第1摩擦ローラ31の軸(摩� ��ローラ軸)をも構成する。
 クランクシャフト41は、両端回転支承部17,42 間に半径がRの偏心軸部41aを有し、この偏心� �部41aは、その軸心O ₃ をクランクシャフト41(出力軸13)の回転軸線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摩擦ローラ31と同じ軸直角面内に位� �させる。
 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摩擦ロー� �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、クランクシャフト41と出力軸1 3とよりなる軸ユニットは、第2摩擦ローラ32� �軸(摩擦ローラ軸)をも構成する。

 上記の構成によって、第2摩擦ローラ32の回� ��軸線は偏心軸部41a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摩擦ローラ回転軸線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摩擦ローラ31 および第2摩擦ローラ32の軸間距離L1(第1摩擦� �ーラ31の回転軸線O ₁ および第2摩擦ローラ32の回転軸線O ₃ 間の距離)を加減すれば、
 第1摩擦ローラ31に対する第2摩擦ローラ32の� ��方向押し付け力(第1,2摩擦ローラ31,32間の伝� ��トルク容量)を自在に制御することができる 。

 この摩擦ローラ間伝達トルク容量制御を可� ��にするため、出力軸13から遠いクランクシ� �フト41の図中右端は、該クランクシャフト41� ��右端とハウジング11の軸貫通孔11dとの間に� �在させたシールリング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。
 そして、クランクシャフト41の露出端面に� �ローラ間押し付け力制御モータ45の出力軸45a をセレーション嵌合などにより駆動結合し、 このローラ間押し付け力制御モータ45をハウ� ��ング11に取着する。

 上記のモータ45による制御下で第2摩擦ロー� ��32を第1摩擦ローラ31に向け径方向へ押し付� �ることにより、これらローラ31,32の外周面同 士が符号31a,32aで示す箇所において摩擦接触� �、この摩擦接触部31a,32aを経て第1摩擦ローラ 31から第2摩擦ローラ32へトルクを伝達するこ� ��ができる。
 これにより回転される第2摩擦ローラ32の回� ��を、第2摩擦ローラ32の摩擦ローラ軸である� ��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摩擦ローラ32と 軸線方向に対面する大きさにする。

 第2摩擦ローラ32と対面する出力軸フランジ� ��13aに、第2摩擦ローラ32へ向けて突出する複� ��個の駆動ピン46を固設し、これら駆動ピン46 を図3に示すごとく同一円周上に等間隔に配� �する。
 出力軸フランジ部13aと対面する第2摩擦ロー ラ32の端面には、駆動ピン46が個々に貫入し� �第2摩擦ローラ32から出力軸13(フランジ部13a)� ��のトルク伝達を可能にするための複数個の� ��47を穿設する。
 そして、これら駆動ピン貫入孔47を図3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摩擦ローラ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摩擦ロ 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。

 上記した図1乃至3に示す摩擦ローラ式伝動� �置(駆動力配分装置)1の作用を以下に説明す� �。
 変速機3からの出力トルクは図2の左端から� �12へ入力され、一方では、この入力軸12から� ��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を経て左右後輪6L ,6R(主駆動輪)に伝達される。
 他方で駆動力配分装置(摩擦ローラ式伝動装 置)1は、左右後輪6L,6Rへのトルクの一部を、� �1摩擦ローラ31から、第1摩擦ローラ31および� �2摩擦ローラ32間の摩擦接触部31a,32a、第2摩擦 ローラ32、駆動ピン46、出力軸フランジ13aを� �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)7L,7Rへ伝達する。
 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)7L,7Rの全てを駆動し� �の四輪駆動走行が可能である。

 ところで駆動力配分装置(摩擦ローラ式伝動 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輪(従駆動輪)7L,7 Rへ分配して出力することにより、左右後輪(� ��駆動輪)6L,6Rおよび左右前輪(従駆動輪)9L,9R間 の駆動力配分を決定するに際し、
 前記した第1摩擦ローラ31に対する第2摩擦ロ ーラ32の径方向押し付け力(摩擦ローラ間径方 向押し付け力)に応じた伝達トルク容量の範� �を越えた大きなトルクを第1摩擦ローラ31か� �第2摩擦ローラ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� �上限値を、第1摩擦ローラ31および第2摩擦ロ� ��ラ32間の径方向押し付け力に応じた値に設� �し、左右後輪(主駆動輪)6L,6Rおよび左右前輪( 従駆動輪)9L,9R間の駆動力配分特性を、入力ト ルクが或る値以上に大きくなると左右前輪(� �駆動輪)へのトルクが上記の上限値に保たれ� ��ような特性にすることができる。

 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� ��クが上記の上限値を越えて大きくなること� ��なく、
 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)の駆動系を小� ��化せざるを得なくなった四輪駆動車両にお� ��ても、左右前輪(従駆動輪)駆動系の強度不� �を気にすることなく、当該四輪駆動車両の� �動力配分装置として用いることができる。

 また本実施例においては、ローラ間押し付� ��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摩擦ローラ回転軸線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摩擦ローラ31および第 2摩擦ローラ32の軸間距離L1を加減することが� ��きる。

 かように第1摩擦ローラ31および第2摩擦ロー ラ32の軸間距離L1を変更制御することで、第1� ��擦ローラ31に対する第2摩擦ローラ32の径方� �押し付け力を変更制御することができ、結� �として第1,2摩擦ローラ間の伝達トルク容量� �自在に制御することができる。
 ちなみに、第1摩擦ローラ31および第2摩擦ロ ーラ32間の径方向押し付け力Frに対し摩擦ロ� �ラ間伝達トルク容量Trは、例えば図6に示す� �うな比例関係をもって変化する。
 従って、左右前輪(従駆動輪)へのトルクの� �限値を、モータ45によるクランクシャフト41� ��回転位置制御(第1摩擦ローラ31に対する第2� �擦ローラ32の径方向押し付け力制御)により� �在に変更することができ、左右後輪(主駆動� ��)6L,6Rおよび左右前輪(従駆動輪)9L,9R間の駆動 力配分特性を、いつも運転状況に応じた最適 なものにすることができる。

 更に本実施例においては、第2摩擦ローラ32� ��駆動係合させた出力軸13と、クランクシャ� �ト41の対応軸端との同軸突き合わせ軸受嵌合 部(ローラベアリング42)を含む軸直角面内に� �設した第1のベアリングサポート23に、第2摩� ��ローラ32に係わる摩擦ローラ軸(出力軸)13、� ��よび、第1摩擦ローラ31に係わる摩擦ローラ� ��(入力軸)12をそれぞれ、軸受21,18を介して嵌� ��すると共に、
 第2摩擦ローラ32を挟んで第1のベアリングサ ポート23と反対の側における軸直角面内に配� ��した第2のベアリングサポート25に、第2摩擦 ローラ32に係わるクランクシャフト41、およ� �、第1摩擦ローラ31に係わる摩擦ローラ軸(入� ��軸)12をそれぞれ、軸受22,19を介して嵌合す� �ことから、
  第1摩擦ローラ31に対し第2摩擦ローラ32を� �方向に押し付けて相互に摩擦接触させる時� �発生する摩擦ローラ間径方向押し付け反力� �第1および第2ベアリングサポート23,25で受け� ��めることとなる。
 よって、摩擦ローラ間径方向押し付け反力� ��ベアリングサポート23,25内で内力として消� �し、この摩擦ローラ間径方向押し付け反力� �ハウジング11にそのまま入力されることがな く、ハウジング11の強度を大きくする必要が� ��くなる分だけハウジング11を軽量化するこ� �ができる。

 摩擦ローラ式伝動装置は図4及び図5に示� �れるように構成してもよい。すなわち、中� �インナーシャフト型式のクランクシャフト41 に代え、一対1組の中空アウターシャフト型� �のクランクシャフト51L,51Rを用い、これらの� ��ランクシャフト51L,51Rの回転変位により第2� �ーラ32の径方向変位を惹起して、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� ��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5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4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5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の径方向押圧力を任意に制御 することができる。
 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4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、図3の構成と同様であ� �ため、対応する部分を同一符号で示すにと� �め、重複説明を避けた。

 ところで、かかる目的のため第1,2摩擦ロー� ��31,32の軸線方向両側に設けたベアリングサ� �ート23,25は、摩擦ローラ間径方向押し付け反 力に対する支持剛性が大きいため、クランク シャフト41の回転角制御による摩擦ローラ間� ��方向押し付け力制御(伝達トルク容量制御)� �際し、本来なら図7に一点鎖線で例示するご� ��くクランクシャフトの回転角θに対する摩� �ローラ間径方向押し付け力(Fr)変化割合(伝達 トルク容量変化割合)を急なものとなし、
 結果として、摩擦ローラ間径方向押し付け� ��制御(伝達トルク容量制御)に用い得るクラ� �クシャフトの回転角範囲がθ1までの狭い範� �となり、当該制御の精度が悪くなる傾向に� �る。

 この問題を解決するために図1乃至3の実施� �では、図8(a),(b)に示すように、ベアリングサ ポート23の両端軸受嵌合部23a,23b間における中 央部に、軸受嵌合部23a,23bの中心軸線O ₁ , O ₂ 方向へ延在する厚さ方向溝23c,23dを設けて括� �部23eを設定する。すなわち、ベアリングサ� �ート23の中央部の幅Wは軸受支持部の最大幅W1 , W2よりも小さく設定されている。
 この括れ部23eは、ベアリングサポート23の� �端軸受嵌合部23a,23b間における中央部の横断� ��積を減ずる結果、摩擦ローラ間径方向押し� ��け反力に対するベアリングサポート23の支� �剛性を低下させることとなり、
 摩擦ローラ間径方向押し付け反力によるベ� ��リングサポート23の対応方向撓み量が大き� �なる。

 ベアリングサポート25についても同じく図8( a),(b)に示すように、ベアリングサポート25の� ��端軸受嵌合部25a,25b間における中央部に、軸 受嵌合部25a,25bの中心軸線O ₁ , O ₂ 方向へ延在する厚さ方向溝25c,25dを設けて括� �部25eを設定する。すなわち、ベアリングサ� �ート25の中央部の幅Wは軸受支持部の最大幅W1 , W2よりも小さく設定されている。
 この括れ部25eは、ベアリングサポート25の� �端軸受嵌合部25a,25b間における中央部の横断� ��積を減ずる結果、摩擦ローラ間径方向押し� ��け反力に対するベアリングサポート25の支� �剛性を低下させることとなり、
 摩擦ローラ間径方向押し付け反力によるベ� ��リングサポート25の対応方向撓み量が大き� �なる。

 かように、ベアリングサポート23および25の 両端軸受嵌合部23a,23b間および25a,25b間におけ� ��中央部に、摩擦ローラ間径方向押し付け反� ��に対する支持剛性を低下させるための括れ� ��23eおよび25eを設けたことで、
 本実施例においては、摩擦ローラ間径方向� ��し付け反力によるベアリングサポート23,25� �対応方向撓み量が大きくなり、その分だけ� �7に実線で例示するごとく、クランクシャフ� ��41の回転角θに対する摩擦ローラ間径方向押 し付け力Frの変化割合(伝達トルク容量の変化 割合)が緩やかで、摩擦ローラ間径方向押し� �け力制御(伝達トルク容量制御)に用い得るク ランクシャフト41の回転角範囲をθ2まで拡大� ��ることができ、当該制御の精度を向上させ� ��ことができる。

 この作用効果は、図9(a),(b)に示すごとく、� �アリングサポート23および25の両端軸受嵌合� ��23a,23b間および25a,25b間における中央部にそ� �ぞれ、軸受嵌合部23a,23bの中心軸線O ₁ , O ₂ を含む面および軸受嵌合部25a,25bの中心軸線O ₁ , O ₂ を含む面を横切る方向へ延在する幅方向溝23f ,23gおよび25f,25gを設けて括れ部23hおよび25hを� ��定することによっても達成し得る。すなわ� ��、ベアリングサポート23, 25の中央部の厚み Tは軸受支持部の最大厚みT1, T2よりも小さく� ��定されている。
 これら括れ部23hおよび25h はそれぞれ、ベ� �リングサポート23および25の両端軸受嵌合部2 3a,23b間および25a,25b間における中央部の横断� �積を減ずる結果、摩擦ローラ間径方向押し� �け反力に対するベアリングサポート23および 25の支持剛性を低下させることとなり、摩擦� ��ーラ間径方向押し付け反力によるベアリン� ��サポート23および25の対応方向撓み量が大き くなる。

 かように、ベアリングサポート23および25の 両端軸受嵌合部23a,23b間および25a,25b間におけ� ��中央部に、摩擦ローラ間径方向押し付け反� ��に対する支持剛性を低下させるための括れ� ��23hおよび25hを設けた図9の実施例においても 、
 摩擦ローラ間径方向押し付け反力によるベ� ��リングサポート23,25の対応方向撓み量が括� �部23hおよび25hの設定により大きくなり、そ� �分だけ図7に実線で例示するごとく、クラン� ��シャフト41の回転角θに対する摩擦ローラ間 径方向押し付け力Frの変化割合(伝達トルク容 量の変化割合)が緩やかで、摩擦ローラ間径� �向押し付け力制御(伝達トルク容量制御)に用 い得るクランクシャフト41の回転角範囲をθ2� ��で拡大することができ、当該制御の精度を� ��上させることができる。

 図10(a),(b)は、ベアリングサポート23(25)の両� ��軸受嵌合部23a,23b間(25a,25b間)における中央部 に、図8におけると同様な厚さ方向溝23c,23d(25c ,25d)、および、図9におけると同様な幅方向溝 23f,23g(25f,25g)を設けて括れ部23i(25i)を設定した ものである。すなわち、ベアリングサポート 23(25)の中央部の幅Wは軸受支持部の最大幅W1,  W2よりも小さく設定されており、中央部の厚� ��Tは軸受支持部の最大厚みT1, T2よりも小さ� �設定されている。
 これら括れ部23iおよび25i はそれぞれ、ベ� �リングサポート23および25の両端軸受嵌合部2 3a,23b間および25a,25b間における中央部の横断� �積を、図8,9における実施例よりも更に減じ� �、摩擦ローラ間径方向押し付け反力に対す� �ベアリングサポート23および25の支持剛性を� ��に低下させることとなり、摩擦ローラ間径� ��向押し付け反力によるベアリングサポート2 3および25の対応方向撓み量が更に大きくなる 。

 よって、図10の実施例においては、摩擦ロ� �ラ間径方向押し付け反力によるベアリング� �ポート23,25の対応方向撓み量が更に大きくな る分だけ、摩擦ローラ間径方向押し付け力制 御(伝達トルク容量制御)に用い得るクランク� ��ャフト41の回転角範囲を図7のθ2よりも更に� ��きな回転角まで拡大することができ、
 当該摩擦ローラ間径方向押し付け力制御(伝 達トルク容量制御)の精度を更に向上させる� �とができる。

 なお、図8におけるベアリングサポート23(25) の厚さ方向溝23c,23d(25c,25d)は図11に示すごとく 、軸線方向に見た形状が連続的に曲率変化し て軸受嵌合部23a,25a(23b,25b)の外周円形に滑ら� �に連続するような形状にすることができる� �図11においても、ベアリングサポート23(25)の 中央部の厚みTは軸受支持部の最大厚みT1, T2� ��りも小さく設定されている。
 また、図9におけるベアリングサポート23(25) の幅方向溝23f,23g(25f,25g)は図12に示すごとく、 溝底部の断面形状をU字状として溝底部に角� �が存在しない形状にすることができる。図12 においても、ベアリングサポート23(25)の中央 部の厚みTは軸受支持部の最大厚みT1, T2より� ��小さく設定されている。
 これら図11,12に示す溝形状は勿論組み合わ� �て用いることも可能で、これら溝形状によ� �ば、角部が存在しないことによって、ベア� �ングサポート23(25)の強度低下を防止しつつ� �記の作用効果を達成することができる。

 なお、ベアリングサポート中央部は軸受支� ��部の間に存在すればよく、回転軸O ₁ , O ₂ 間方向の中央部の位置は回転軸O ₁ , O ₂ 間の中央(中心位置)だけに限定されるもので� ��なく、中央からオフセットした位置でもよ� ��。

 以下、摩擦ローラ31,32間の径方向押し付け� �制御について付言する。
 図13は、摩擦ローラ31,32間の径方向押し付け 力制御の概念図で、
 (a)は、摩擦ローラ31の半径R1と摩擦ローラ32� ��半径R2との和値を、入出力軸12,13間の軸間距 離L0、つまり、入力軸12の軸線O ₁ および出力軸13(カウンターシャフト41)の軸線 O ₂ 間の距離L0と同じにした場合の摩擦ローラ間� ��方向押し付け力制御の概念図、
 (b)は、摩擦ローラ31の半径R1+αと摩擦ローラ 32の半径R2+βとの和値を、入出力軸12,13間の軸 間距離L0よりもα+βだけ大きくした場合の摩� �ローラ間径方向押し付け力制御の概念図を� �す。

 図13 (a)のように摩擦ローラ31の半径R1と� �擦ローラ32の半径R2との和値を入出力軸12,13� �の軸間距離L0と同じにした場合、クランクシ ャフト41の回転角θが第2摩擦ローラ32を実線� �示す位置となす回転角(θ=90度)である時、第2 摩擦ローラ32が丁度第1摩擦ローラ31と接触す� ��。しかし、摩擦ローラ31,32間に未だ径方向� �し付け力は発生しておらず、両者間の伝達� �ルク容量も0である。

 クランクシャフト41を上記の回転位置から� �A1で示す方向へ回転させると(カウンターシ� �フト回転角θを上記の90度から増大させると) 、第2摩擦ローラ32の軸線O ₃ がカウンターシャフト軸線O ₂ 周りで破線上を対応方向へ変位することから 、第2摩擦ローラ32が実線位置から破線位置に 向け変位する。
 これにより、第1摩擦ローラ31に対する第2摩 擦ローラ32の径方向オーバーラップ量δが0か� ��漸増し、この摩擦ローラ間径方向オーバー� ��ップ量δに応じて大きくなる摩擦ローラ間� �方向押し付け力が発生して、摩擦ローラ31,32 間の伝達トルク容量が0から漸増する。

 そしてカウンターシャフト41を、第2摩擦ロ� ��ラ32が破線位置となるまで回転させたとき(� ��ウンターシャフト回転角θを180度にしたと� �)、摩擦ローラ間径方向オーバーラップ量δ� �最大値δmaxになり、これに応じた最大の摩擦 ローラ間径方向押し付け力が発生して、摩擦 ローラ31,32間の伝達トルク容量を最大となし� ��る。
 以上のことから明らかなように、カウンタ� ��シャフト41の軸線O ₂ から、第2摩擦ローラ32を回転自在に支持する カウンターシャフト偏心軸部41aの軸線(第2摩� ��ローラ32の回転軸線)O ₃ までの偏心量εは、要求される摩擦ローラ31,3 2間の伝達トルク容量最大値に応じて決まる� �擦ローラ間径方向最大オーバーラップ量δmax と同じにする必要がある。

 ところで図13(b)のごとく、摩擦ローラ31の半 径R1+αと摩擦ローラ32の半径R2+βとの和値を、 入出力軸12,13間の軸間距離L0よりもα+βだけ大 きくした場合、クランクシャフト41の回転角� �が第2摩擦ローラ32を実線で示す位置となす� �転角(θ=0度)である時、第2摩擦ローラ32が丁� �第1摩擦ローラ31と接触する。
 しかし、摩擦ローラ31,32間に未だ径方向押� �付け力は発生しておらず、両者間の伝達ト� �ク容量も0である。

 クランクシャフト41を上記の回転位置から� �A2で示す方向へ回転させると(カウンターシ� �フト回転角θを上記の0度から増大させると)� ��第2摩擦ローラ32の軸線O ₃ がカウンターシャフト軸線O ₂ 周りで破線上を対応方向へ変位することから 、第2摩擦ローラ32が実線位置から破線位置に 向け変位する。
 これにより、第1摩擦ローラ31に対する第2摩 擦ローラ32の径方向オーバーラップ量δが0か� ��漸増し、この摩擦ローラ間径方向オーバー� ��ップ量δに応じて大きくなる摩擦ローラ間� �方向押し付け力が発生して、摩擦ローラ31,32 間の伝達トルク容量が0から漸増する。

 そしてカウンターシャフト41を、第2摩擦� ��ーラ32が破線位置となるまで回転させたと� �(カウンターシャフト回転角θを180度にした� �き)、摩擦ローラ間径方向オーバーラップ量� �が最大値δmaxになり、これに応じた最大の摩 擦ローラ間径方向押し付け力が発生して、摩 擦ローラ31,32間の伝達トルク容量を最大とな� ��得る。

 以上のことから明らかなように、摩擦ロー� ��間径方向最大オーバーラップ量δmaxは、摩� �ローラ31の半径R1+αと摩擦ローラ32の半径R2+β との和値、および入出力軸間距離L0間の寸法� ��(α+β)で決まり、
 この寸法差(α+β)は、要求される摩擦ローラ 31,32間の伝達トルク容量最大値に応じた摩擦� ��ーラ間径方向最大オーバーラップ量δmaxと� �致するよう定める。

 また、図13(a)の場合と異なり図13(b)の場合は 、カウンターシャフト41を回転角θ=0度の位置 と、θ=180度の位置との間の広範囲に亘り回転 させて摩擦ローラ間径方向押し付け力(摩擦� �ーラ間伝達トルク容量)を制御することにな� ��から、
 カウンターシャフト41の軸線O ₂ から、第2摩擦ローラ32を回転自在に支持する カウンターシャフト偏心軸部41aの軸線(第2摩� ��ローラ32の回転軸線)O ₃ までの偏心量εが、要求される摩擦ローラ31,3 2間の伝達トルク容量最大値に応じて決まる� �擦ローラ間径方向最大オーバーラップ量δmax の半分でよく、クランクシャフト41の小径化� ��より構成のコンパクト化を実現することが� ��きる。

 更に、図13(b)のような構成により、カウン� �ーシャフト41を回転角θ=0度の位置と、θ=180� �の位置との間の広範囲に亘り回転させて摩� �ローラ間径方向押し付け力(摩擦ローラ間伝� ��トルク容量)を制御する構成にあっては、
 図7に実線で例示した、クランクシャフト41� ��回転角θに対する摩擦ローラ間径方向押し� �け力Frの変化割合(伝達トルク容量の変化割� �)を更に緩やかなものにし得て、摩擦ローラ� ��径方向押し付け力制御(伝達トルク容量制御 )に用い得るクランクシャフト41の回転角範囲 をθ2よりも更に大きな回転角まで拡大するこ とができ、当該制御の精度を更に向上させる ことができる。

 なお、図13 (a)のように摩擦ローラ31,32の半� ��の和値を入出力軸間距離L0と同じにするか� �図13(b)のように摩擦ローラ31,32の半径の和値� ��入出力軸間距離L0よりも大きくするかに関� �らず、
 クランクシャフト41の回転角制御に当たっ� �これを回転させるのに必要なクランクシャ� �ト回転駆動トルクTcは、図13(b)のように摩擦� ��ーラ31,32の半径の和値を入出力軸間距離L0よ りも大きくした場合につき代表的に示した図 14の一点鎖線特性のごとく、
 クランクシャフト回転角θが180度(第2摩擦ロ ーラ32の回転軸線O ₃ を第1摩擦ローラ31の回転軸線O ₁ に最接近させる回転角)の手前側におけるθ=θ rであるとき最大となり、
 クランクシャフト回転角θがこのθrを越え� �と、クランクシャフト回転角θの増大につれ クランクシャフト回転駆動トルクTcは低下す� ��。
 つまりクランクシャフト回転駆動トルクTc� �、クランクシャフト回転角θがθ=θrであると きに最大となる変極点(極大点)を持った特性� ��呈する。

 一方で摩擦ローラ31,32間の伝達トルク容量Tr は、第2摩擦ローラ32の回転軸線O ₃ が第1摩擦ローラ31の回転軸線O ₁ に接近するほど(図13に付き前述した摩擦ロー ラ間径方向オーバーラップ量δが大きくなる� ��ど)大きくなることから、
 クランクシャフト回転角θが増大するにつ� �、θ>θrの領域においても図14に実線で示す ごとく確実に大きくなる。

 上記のようなクランクシャフト回転角θと� �クランクシャフト回転駆動トルクTcおよび摩 擦ローラ間伝達トルク容量Trとの相関関係に� ��み、本実施例においては、
 摩擦ローラ間径方向押し付け力制御(摩擦ロ ーラ間伝達トルク容量制御)に用いるクラン� �シャフト41の摩擦ローラ間径方向押し付け力 増大方向における回転角最大値を、クランク シャフト回転駆動トルクTcの変化割合が正か� ��負へと逆転する変極点のクランクシャフト� ��転角θrよりも大きくし、好ましくは180度に� ��るのがよい。

 かようにすることで本実施例においては、� ��7に実線で例示した、クランクシャフト41の� ��転角θに対する摩擦ローラ間径方向押し付� �力Frの変化割合(伝達トルク容量の変化割合)� ��更に緩やかなものにし得て、摩擦ローラ間� ��方向押し付け力制御(伝達トルク容量制御)� �用い得るクランクシャフト41の回転角範囲を θ2よりも更に大きな回転角まで拡大すること ができ、当該制御の精度を更に向上させるこ とができるだけでなく、
 クランクシャフト回転角θをθrよりも大き� �する領域において、クランクシャフト回
転駆動トルクTcが低下するのに摩擦ローラ間� ��達トルク容量Trを増大させることができ、
 ローラ間押し付け力制御モータ45(図2参照)� �駆動負荷を抑制しつつ摩擦ローラ間伝達ト� �ク容量Trを増大させ得るという優れた作用効 果をも奏し得る。

 なお、上記では摩擦ローラ式伝動装置(駆動 力配分装置)1が、第1,2摩擦ローラ31,32を接触� �31a,32aにおいて直接に摩擦接触させるように� ��たものである場合について説明したが、
 遊転ローラを介し第1,2摩擦ローラ31,32を間� �的に摩擦接触させるようにした摩擦ローラ� �伝動装置である場合についても、本発明の� �記した着想は同様の考え方により適用可能� �あること勿論であり、この場合も前記した� �同様な作用効果が奏し得られることは言う� �でもない。