JP5741226B2 - Friction transmission - Google Patents

Friction transmission Download PDF

Info

Publication number
JP5741226B2
JP5741226B2 JP2011125351A JP2011125351A JP5741226B2 JP 5741226 B2 JP5741226 B2 JP 5741226B2 JP 2011125351 A JP2011125351 A JP 2011125351A JP 2011125351 A JP2011125351 A JP 2011125351A JP 5741226 B2 JP5741226 B2 JP 5741226B2
Authority
JP
Japan
Prior art keywords
roller
turning
transmission device
friction transmission
force
Prior art date
Legal status (The legal status is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the status listed.)
Expired - Fee Related
Application number
JP2011125351A
Other languages
Japanese (ja)
Other versions
JP2012251610A (en
Inventor
永悟 坂上
永悟 坂上
勝彦 山藤
勝彦 山藤
山本　建
建 山本
真 橋本
真 橋本
Current Assignee (The listed assignees may be inaccurate. Google has not performed a legal analysis and makes no representation or warranty as to the accuracy of the list.)
Nissan Motor Co Ltd
Original Assignee
Nissan Motor Co Ltd
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by Nissan Motor Co Ltd filed Critical Nissan Motor Co Ltd
Priority to JP2011125351A priority Critical patent/JP5741226B2/en
Publication of JP2012251610A publication Critical patent/JP2012251610A/en
Application granted granted Critical
Publication of JP5741226B2 publication Critical patent/JP5741226B2/en
Expired - Fee Related legal-status Critical Current
Anticipated expiration legal-status Critical

Links

Images

Landscapes

  • Arrangement And Driving Of Transmission Devices (AREA)
  • Friction Gearing (AREA)
  • Springs (AREA)

Description

本発明は、四輪駆動車両のトランスファー等に有用な摩擦伝動装置に関し、特にそのトラクション伝動容量を制御するためのアクチュエータを小型、軽量にすると共に、アクチュエータ動作エネルギーを節約し得るようになす技術に関するものである。   The present invention relates to a friction transmission device useful for transfer and the like of a four-wheel drive vehicle, and more particularly to a technique for reducing the size and weight of an actuator for controlling the traction transmission capacity and saving the operating energy of the actuator. Is.

摩擦伝動装置としては従来、例えば特許文献1に記載のように、2個のローラを相互に径方向に押圧接触させてトラクション伝動が可能なように構成したものが知られている。
この摩擦伝動装置においては、両ローラ間の径方向押圧力（トラクション伝動容量）に応じたトルクを伝達することができる。 Conventionally, as a friction transmission device, as described in Patent Document 1, for example, a configuration in which two rollers are pressed against each other in the radial direction so that traction transmission is possible is known.
In this friction transmission device, torque according to the radial pressing force (traction transmission capacity) between both rollers can be transmitted.

かかる摩擦伝動装置は、両ローラの径方向相互押圧接触部におけるトラクション伝動容量を、要求駆動力に応じたトルク容量に制御するトラクション伝動容量制御が不可欠である。
このトラクション伝動容量制御について特許文献1には、上記ローラの一方を、ローラ回転軸線から偏心した軸線の周りに旋回させることにより、他方のローラとの間の径方向押圧接触力を加減してトラクション伝動容量を制御することが開示されている。 In such a friction transmission device, traction transmission capacity control for controlling the traction transmission capacity at the radial mutual pressing contact portions of both rollers to a torque capacity according to the required driving force is indispensable.
Regarding this traction transmission capacity control, Patent Document 1 discloses that the traction is achieved by rotating one of the rollers around an axis decentered from the roller rotation axis, thereby adjusting the radial pressing contact force with the other roller. Controlling transmission capacity is disclosed.

特開２０１０−０９１０６１号公報JP 2010-091061 A

ところで上記形式の摩擦伝動装置にあっては、一方のローラを、ローラ回転軸線から偏心した軸線の周りに旋回させて、他方のローラとの径方向押圧接触を開始させ（ローラ間径方向押圧接触力の発生を開始させ）、該一方のローラを更に同方向へ旋回させてローラ間径方向押圧接触力を最大値に向かわせることとなる。   By the way, in the friction transmission device of the above type, one roller is swung around an axis decentered from the roller rotation axis to start radial pressing contact with the other roller (inter-roller radial pressing contact). Force generation is started), and the one roller is further rotated in the same direction so that the radial pressing contact force between the rollers is set to the maximum value.

この間、上記一方のローラを旋回させるときの反力（ローラの旋回に必要な力、つまりトラクション伝動容量制御力）は、前記ローラ間径方向押圧接触力が0から最大値になるまでのローラ旋回中、前半のローラ旋回領域で0から漸増してピーク値に達し、後半のローラ旋回領域でピーク値から漸減して0になる。
つまりトラクション伝動容量制御力は、上記のローラ旋回中、正弦波形状の変化を呈する。 During this time, the reaction force (the force required to turn the roller, that is, the traction transmission capacity control force) when turning the one roller is the roller turning until the radial pressing contact force between the rollers becomes 0 to the maximum value. In the middle and the first half of the roller turning area, it gradually increases from 0 to reach the peak value, and in the second half of the roller turning area, it gradually decreases from the peak value to 0.
That is, the traction transmission capacity control force exhibits a sine wave shape change while the roller is turning.

しかしてトラクション伝動容量制御に用いるアクチュエータは、トラクション伝動容量制御力の最も大きな上記ピーク値を賄い得る出力特性をもったものであるを要する。
このため、トラクション伝動容量制御に費やされるエネルギーが多くなって、効率が悪くなるだけでなく、アクチュエータが大型化してコスト上も不利である。 Therefore, the actuator used for the traction transmission capacity control needs to have an output characteristic that can cover the peak value with the largest traction transmission capacity control force.
For this reason, not only does the energy consumed for the traction transmission capacity control increase and the efficiency is deteriorated, but the actuator is increased in size and disadvantageous in terms of cost.

本発明は、上記したローラの旋回を助勢する手段を追加することにより、トラクション伝動容量制御力のピーク値を無くしたり、小さくすることで、トラクション伝動容量制御用のエネルギーを少なくして、エネルギー効率の悪化を回避し得ると共に、トラクション伝動容量制御アクチュエータの小型化を実現してコスト上の不利益を回避し得るようにした摩擦伝動装置を提供することを目的とする。   The present invention eliminates or reduces the peak value of the traction transmission capacity control force by adding means for assisting the turning of the roller as described above, thereby reducing the energy for controlling the traction transmission capacity, thereby reducing the energy efficiency. It is an object of the present invention to provide a friction transmission device that can avoid the deterioration of the traction transmission capacity and can reduce the size of the traction transmission capacity control actuator so as to avoid the cost disadvantage.

この目的のため、本発明による摩擦伝動装置は、これを以下のごとくに構成する。
先ず前提となる摩擦伝動装置を説明するに、これは、
複数のローラを相互に径方向に押圧接触させてトラクション伝動が可能なように構成され、上記ローラのうち少なくとも1個のローラを、該ローラの回転軸線から偏心した軸線の周りに旋回させることにより、該旋回ローラに係わるローラ間径方向押圧接触力を加減してトラクション伝動容量を制御可能なものである。 For this purpose, the friction transmission device according to the present invention is constituted as follows.
First of all, to explain the prerequisite friction transmission device,
A plurality of rollers are configured to be in contact with each other in the radial direction so that traction transmission is possible, and by rotating at least one of the rollers around an axis that is eccentric from the rotation axis of the rollers, The traction transmission capacity can be controlled by adjusting the radial pressing contact force between the rollers relating to the turning roller.

本発明は、かかる摩擦伝動装置に対し、以下のようなローラ旋回アシスト手段を設けた構成に特徴づけられる。
このローラ旋回アシスト手段は、上記旋回ローラが上記ローラ間径方向押圧接触力を発生し始めて該ローラ間径方向押圧接触力を最大にする旋回中、該ローラの旋回を助勢するものである。 The present invention is characterized in that the friction transmission device is provided with the following roller turning assist means.
The roller turning assisting means assists the turning of the roller during the turning in which the turning roller starts to generate the radial pressing contact force between the rollers to maximize the radial pressing contact force between the rollers.

上記した本発明による摩擦伝動装置にあっては、ローラ間径方向押圧接触力を発生し始めて該ローラ間径方向押圧接触力を最大にするローラ旋回中、該ーラの旋回を助勢するため、
この助勢分だけ、ローラの旋回に必要なトラクション伝動容量制御力を小さくすることができ、トラクション伝動容量制御力のピーク値も同様に低下させ得る。 In the friction transmission device according to the present invention described above, in order to assist the turning of the roller during the turning of the roller that starts to generate the radial pressing contact force between the rollers and maximizes the radial pressing contact force between the rollers,
The traction transmission capacity control force required for the rotation of the roller can be reduced by this amount of assistance, and the peak value of the traction transmission capacity control force can be similarly reduced.

よって、トラクション伝動容量制御用のエネルギーを少なくして、エネルギー効率の悪化を回避し得ると共に、トラクション伝動容量制御アクチュエータの小型化を実現してコスト上の不利益を回避することができる。   Therefore, the energy for controlling the traction transmission capacity can be reduced to avoid the deterioration of the energy efficiency, and the downsizing of the traction transmission capacity control actuator can be realized to avoid the cost disadvantage.

本発明の第1実施例になる摩擦伝動装置をトランスファーとして具える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。BRIEF DESCRIPTION OF THE DRAWINGS FIG. 1 is a schematic plan view showing a power train of a four-wheel drive vehicle provided with a friction transmission device as a transfer according to a first embodiment of the present invention as viewed from above the vehicle. 図1における摩擦伝動装置の縦断側面図である。FIG. 2 is a longitudinal side view of the friction transmission device in FIG. 図2の摩擦伝動装置で用いたベアリングサポートを示し、 (a)は、ベアリングサポートを摩擦伝動装置のハウジングと共に示す正面図、 (b)は、ベアリングサポートを単体で示す縦断側面図である。2 shows a bearing support used in the friction transmission device of FIG. 2, wherein (a) is a front view showing the bearing support together with a housing of the friction transmission device, and (b) is a vertical side view showing the bearing support alone. 図2の摩擦伝動装置で用いたクランクシャフトの縦断正面図である。FIG. 3 is a longitudinal front view of a crankshaft used in the friction transmission device of FIG. 図2に示す摩擦伝動装置の動作説明図で、 (a)は、クランクシャフト回転角が0°である時における第1ローラおよび第2ローラの離間状態を示す動作説明図、 (b)は、クランクシャフト回転角が90°である時における第1ローラおよび第2ローラの接触状態を示す動作説明図、 (c)は、クランクシャフト回転角が180°である時における第1ローラおよび第2ローラの接触状態を示す動作説明図である。FIG. 3 is an operation explanatory view of the friction transmission device shown in FIG. 2, (a) is an operation explanatory view showing a separated state of the first roller and the second roller when the crankshaft rotation angle is 0 °, (b) Operation explanatory diagram showing the contact state of the first roller and the second roller when the crankshaft rotation angle is 90 °, (c) is the first roller and the second roller when the crankshaft rotation angle is 180 ° It is operation | movement explanatory drawing which shows these contact states. 図2に示した摩擦伝動装置のクランクシャフト回転角に対する各部トルクの変化特性を示す特性線図で、 (a)は、クランクシャフト回転角に対するクランクシャフト回転反力の変化特性を示す特性線図、 (b)は、クランクシャフト回転角に対するローラ旋回アシストトルクの変化特性を示す特性線図、 (c)は、クランクシャフト回転角に対するクランクシャフト駆動トルクの変化特性を示す特性線図である。FIG. 3 is a characteristic diagram showing a change characteristic of each part torque with respect to a crankshaft rotation angle of the friction transmission device shown in FIG. 2, (a) is a characteristic diagram showing a change characteristic of a crankshaft rotation reaction force with respect to the crankshaft rotation angle; (b) is a characteristic diagram showing a change characteristic of the roller turning assist torque with respect to the crankshaft rotation angle, and (c) is a characteristic diagram showing a change characteristic of the crankshaft driving torque with respect to the crankshaft rotation angle. 図2に示した摩擦伝動装置内におけるローラ旋回アシスト機構の原理説明に用いた概略正面図である。FIG. 3 is a schematic front view used for explaining the principle of a roller turning assist mechanism in the friction transmission device shown in FIG. 図7に示したローラ旋回アシスト機構の動作説明図で、 (a)は、クランクシャフト回転角が0°の時におけるローラ旋回アシスト機構の動作説明図、 (b)は、クランクシャフト回転角が90°の時におけるローラ旋回アシスト機構の動作説明図、 (c)は、クランクシャフト回転角が135°の時におけるローラ旋回アシスト機構の動作説明図、 (d)は、クランクシャフト回転角が180°の時におけるローラ旋回アシスト機構の動作説明図である。FIG. 8 is an operation explanatory diagram of the roller turning assist mechanism shown in FIG. 7, in which (a) is an operation explanatory view of the roller turning assist mechanism when the crankshaft rotation angle is 0 °, and (b) is a crankshaft rotation angle of 90 °. (C) is an operation explanatory diagram of the roller turning assist mechanism when the crankshaft rotation angle is 135 °, and (d) is an operation explanatory view of the roller rotation assist mechanism when the crankshaft rotation angle is 180 °. It is operation | movement explanatory drawing of the roller turning assistance mechanism at the time. 本発明の第2実施例になる摩擦伝動装置のローラ旋回アシスト機構を示す動作説明図で、 (a)は、クランクシャフト回転角が0°の時における当該ローラ旋回アシスト機構の動作説明図、 (b)は、クランクシャフト回転角が90°の時における当該ローラ旋回アシスト機構の動作説明図、 (c)は、クランクシャフト回転角が135°の時における当該ローラ旋回アシスト機構の動作説明図、 (d)は、クランクシャフト回転角が180°の時における当該ローラ旋回アシスト機構の動作説明図である。FIG. 6 is an operation explanatory view showing the roller turning assist mechanism of the friction transmission device according to the second embodiment of the present invention, (a) is an operation explanatory view of the roller turning assist mechanism when the crankshaft rotation angle is 0 °, (b) is an operation explanatory view of the roller turning assist mechanism when the crankshaft rotation angle is 90 °, (c) is an operation explanatory view of the roller rotation assist mechanism when the crankshaft rotation angle is 135 °, (d) is an operation explanatory diagram of the roller turning assist mechanism when the crankshaft rotation angle is 180 °. 本発明の第3実施例になる摩擦伝動装置のローラ旋回アシスト機構を示す概略正面図である。FIG. 6 is a schematic front view showing a roller turning assist mechanism of a friction transmission device according to a third embodiment of the present invention. 図10に示すローラ旋回アシスト機構を具えた第3実施例になる摩擦伝動装置のクランクシャフト回転角に対する各部トルクの変化特性を示す特性線図で、 (a)は、クランクシャフト回転角に対するクランクシャフト回転反力の変化特性を示す特性線図、 (b)は、クランクシャフト回転角に対するローラ旋回アシストトルクの変化特性を示す特性線図、 (c)は、クランクシャフト回転角に対するクランクシャフト駆動トルクの変化特性を示す特性線図である。FIG. 11 is a characteristic diagram showing a change characteristic of torque of each part with respect to a crankshaft rotation angle of a friction transmission device according to a third embodiment having the roller turning assist mechanism shown in FIG. 10, (a) is a crankshaft with respect to the crankshaft rotation angle; (B) is a characteristic diagram showing the change characteristic of the roller turning assist torque with respect to the crankshaft rotation angle, and (c) is a graph of the crankshaft driving torque with respect to the crankshaft rotation angle. It is a characteristic diagram which shows a change characteristic. 本発明の第4実施例になる摩擦伝動装置のローラ旋回アシスト機構を、クランクシャフト回転角が0°である時の状態で示し、 (a)は、当該ローラ旋回アシスト機構の縦断側面図、 (b)は、当該ローラ旋回アシスト機構の縦断正面図である。The roller turning assist mechanism of the friction transmission device according to the fourth embodiment of the present invention is shown in a state when the crankshaft rotation angle is 0 °, (a) is a longitudinal side view of the roller turning assist mechanism, b) is a longitudinal front view of the roller turning assist mechanism. 図12に示す本発明の第4実施例になる摩擦伝動装置のローラ旋回アシスト機構を、クランクシャフト回転角が90°である時の状態で示し、 (a)は、当該ローラ旋回アシスト機構の縦断側面図、 (b)は、当該ローラ旋回アシスト機構の縦断正面図である。FIG. 12 shows the roller turning assist mechanism of the friction transmission device according to the fourth embodiment of the present invention shown in a state when the crankshaft rotation angle is 90 °, and (a) shows a longitudinal section of the roller turning assist mechanism. Side view (b) is a longitudinal front view of the roller turning assist mechanism. 図12，13に示したローラ旋回アシスト機構の動作説明図で、 (a)は、クランクシャフト回転角が0°の時における当該ローラ旋回アシスト機構の動作説明図、 (b)は、クランクシャフト回転角が90°の時における当該ローラ旋回アシスト機構の動作説明図、 (c)は、クランクシャフト回転角が135°の時における当該ローラ旋回アシスト機構の動作説明図、 (d)は、クランクシャフト回転角が180°の時における当該ローラ旋回アシスト機構の動作説明図である。FIGS. 12A and 12B are operation explanatory views of the roller turning assist mechanism shown in FIGS. 12 and 13, wherein FIG. 12A is an operation explanatory view of the roller turning assist mechanism when the crankshaft rotation angle is 0 °, and FIG. Operation explanatory diagram of the roller rotation assist mechanism when the angle is 90 °, (c) is an operation explanatory diagram of the roller rotation assist mechanism when the crankshaft rotation angle is 135 °, and (d) is the crankshaft rotation FIG. 6 is an operation explanatory diagram of the roller turning assist mechanism when the angle is 180 °.

以下、本発明の実施の形態を、図面に示す実施例に基づき詳細に説明する。
<第1実施例の構成>
図1は、本発明の第1実施例になる摩擦伝動装置1をトランスファーとして具える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。 Hereinafter, embodiments of the present invention will be described in detail based on examples shown in the drawings.
<Configuration of the first embodiment>
FIG. 1 is a schematic plan view showing a power train of a four-wheel drive vehicle including the friction transmission device 1 according to the first embodiment of the present invention as a transfer as viewed from above the vehicle.

図1の四輪駆動車両は、エンジン2からの回転を変速機3による変速後、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に伝達される後輪駆動車をベース車両とし、
これら左右後輪（主駆動輪）6L,6Rへのトルクの一部を、摩擦伝動装置1により、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を経て左右前輪（従駆動輪）9L,9Rへ伝達することにより、四輪駆動走行が可能となるようにした車両である。 The four-wheel drive vehicle in FIG. 1 is a base vehicle based on a rear-wheel drive vehicle in which rotation from the engine 2 is changed by the transmission 3 and then transmitted to the left and right rear wheels 6L and 6R via the rear propeller shaft 4 and the rear final drive unit 5. age,
A part of the torque to the left and right rear wheels (main drive wheels) 6L, 6R is transmitted by the friction transmission device 1 to the left and right front wheels (secondary drive wheels) 9L, 9R via the front propeller shaft 7 and the front final drive unit 8. Thus, the vehicle is configured to be capable of four-wheel drive traveling.

摩擦伝動装置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）9L,9Rへ分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間の駆動力配分比を決定するもので、本実施例においては、この摩擦伝動装置1を図2に示すように構成する。   As described above, the friction transmission device 1 distributes and outputs a part of the torque to the left and right rear wheels (main drive wheels) 6L and 6R to the left and right front wheels (secondary drive wheels) 9L and 9R. The driving force distribution ratio between the main driving wheels 6L, 6R and the left and right front wheels (secondary driving wheels) 9L, 9R is determined. In this embodiment, the friction transmission device 1 is configured as shown in FIG. .

図2において、11はハウジングを示し、このハウジング11内に入力軸12および出力軸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リング14,15によりハウジング11に対し軸線O1の周りで自由に回転し得るよう支持する。 In FIG. 2, reference numeral 11 denotes a housing, and an input shaft 12 and an output shaft 13 are arranged in parallel with each other in the housing 11.
The input shaft 12 is supported by the ball bearings 14 and 15 at both ends thereof so as to freely rotate around the axis O 1 with respect to the housing 11.

入力軸12は更に、ローラベアリング18,19を介しベアリングサポート23,25に対しても回転自在に支持する。
このためベアリングサポート23,25にはそれぞれ、図3(a),(b)に示すごとくローラベアリング18,19が嵌合するための開口23a,25aを設ける。
これらベアリングサポート23,25はそれぞれ、入出力軸12,13の共通な回転支持板であり、図2に示すごとくハウジング11の対応する内側面11b,11cに接触させてハウジング11内に配置するが、これらハウジング内側面11b,11cに対し固着させないこととする。 The input shaft 12 further supports the bearing supports 23 and 25 via roller bearings 18 and 19 so as to be rotatable.
For this reason, the bearing supports 23 and 25 are respectively provided with openings 23a and 25a for fitting the roller bearings 18 and 19 as shown in FIGS. 3 (a) and 3 (b).
These bearing supports 23 and 25 are rotation support plates common to the input / output shafts 12 and 13, respectively, and are arranged in the housing 11 in contact with the corresponding inner side surfaces 11b and 11c of the housing 11 as shown in FIG. The housing inner surfaces 11b and 11c are not fixed.

入力軸12の両端をそれぞれ図2に示すごとく、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、図中右端をリヤプロペラシャフト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。 As shown in FIG. 2, both ends of the input shaft 12 are protruded from the housing 11 under liquid tight sealing by seal rings 27 and 28,
The left end of the input shaft 12 in the figure is coupled to the output shaft of the transmission 3 (see FIG. 1), and the right end in the figure is coupled to the rear final drive unit 5 via the rear propeller shaft 4 (see FIG. 1).

入力軸12の軸線方向中程には、第1ローラ31を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を共通な軸直角面内に配置する。 In the middle of the input shaft 12 in the axial direction, the first roller 31 is concentrically and integrally formed.
In the middle of the output shaft 13 in the axial direction, a second roller 32 is concentrically and integrally formed, and the first roller 31 and the second roller 32 are arranged in a common axis-perpendicular plane.

出力軸13は、以下のような構成によりハウジング11に対し間接的に回転自在に支持する。
つまり、出力軸13の軸線方向中程に一体成形した第2ローラ32の軸線方向両側に配置して、出力軸13の両端部に中空のクランクシャフト51L,51Rを遊嵌する。
これらクランクシャフト51L,51Rの中心孔51La,51Ra（半径をRiで図示した）と、出力軸13の両端部外周との間に軸受52L,52Rを介在させることにより、出力軸13をクランクシャフト51L,51Rの中心孔51La,51Ra内において、これら中心孔51La,51Raの中心軸線O2の周りに自由に回転し得るよう支持する。 The output shaft 13 is supported rotatably relative to the housing 11 by the following configuration.
That is, the crankshafts 51L and 51R that are hollow on the both ends of the output shaft 13 are loosely fitted on both ends of the second shaft 32 integrally formed in the middle of the output shaft 13 in the axial direction.
By interposing bearings 52L and 52R between the center holes 51La and 51Ra (radius is shown by Ri) of the crankshafts 51L and 51R and the outer periphery of both ends of the output shaft 13, the output shaft 13 is connected to the crankshaft 51L. , the center hole 51La of 51R, in the 51Ra, these central holes 51La, supported to be freely rotatable about a central axis O 2 of 51Ra.

クランクシャフト51L,51Rには図4に明示するごとく、中心孔51La,51Ra（中心軸線O2）に対し偏心した外周部51Lb,51Rb（半径をRoで図示した）を設定し、これら偏心外周部51Lb,51Rbの中心軸線O3は中心孔51La,51Raの軸線O2（第2ロータ32の回転軸線）から、両者間の偏心分εだけオフセットしている。
クランクシャフト51L,51Rの偏心外周部51Lb,51Rbはそれぞれ図2に示すごとく、軸受53L,53Rを介して対応する側におけるベアリングサポート23,25内に回転自在に支持する。
このためベアリングサポート23,25にはそれぞれ、図3(a),(b)に示すごとく軸受53L,53Rが嵌合するための開口23b,25bを設ける。 As clearly shown in FIG. 4, the crankshafts 51L and 51R are provided with outer peripheral portions 51Lb and 51Rb (radius is indicated by Ro) that are eccentric with respect to the central holes 51La and 51Ra (the central axis O 2 ). The center axis O 3 of 51Lb and 51Rb is offset from the axis O 2 (rotation axis of the second rotor 32) of the center holes 51La and 51Ra by an eccentricity ε between them.
As shown in FIG. 2, the eccentric outer peripheral portions 51Lb and 51Rb of the crankshafts 51L and 51R are rotatably supported in bearing supports 23 and 25 on the corresponding side via bearings 53L and 53R, respectively.
For this reason, the bearing supports 23 and 25 are provided with openings 23b and 25b for fitting the bearings 53L and 53R, respectively, as shown in FIGS. 3 (a) and 3 (b).

ベアリングサポート23,25は、前記した通り入出力軸12,13の共通な回転支持板であるが、これら入出力軸12,13がそれぞれ第1ローラ31および第2ローラ32を一体に有することから、第1ローラ31および第2ローラ32の共通な回転支持板でもある。
そしてベアリングサポート23,25は、図2,3に示すように、入力軸12を挟んで出力軸13から遠い側におけるハウジング11の内壁11aに接触せず、且つ、図3に示すように、出力軸13を挟んで入力軸12から遠い側におけるハウジング11の内壁11dにも接触しない大きさとする。 The bearing supports 23 and 25 are the rotation support plates common to the input / output shafts 12 and 13 as described above, but these input / output shafts 12 and 13 integrally have the first roller 31 and the second roller 32, respectively. It is also a rotation support plate common to the first roller 31 and the second roller 32.
As shown in FIGS. 2 and 3, the bearing supports 23 and 25 do not contact the inner wall 11a of the housing 11 on the side far from the output shaft 13 with the input shaft 12 interposed therebetween, and as shown in FIG. The size is set so as not to contact the inner wall 11d of the housing 11 on the side far from the input shaft 12 with the shaft 13 in between.

ベアリングサポート23,25は更に、図3に示すように、入力軸12（第1ローラ31）の軸線O1周りにおける揺動を防止するための突起23c,25cおよび23d,25dを設け、これら突起23c,25cおよび23d,25dを、対応するハウジング内側面11e,11fに設けたガイド溝11g,11hの底面に当接させる。
ガイド溝11g,11hは図3(a)に示すごとく、ベアリングサポート23,25に設けた開口23b,25bの接線方向に細長い形状とし、これにより同方向における突起23c,25cの変位を拘束しないようにする。 As shown in FIG. 3, the bearing supports 23 and 25 are further provided with protrusions 23c and 25c and 23d and 25d for preventing the input shaft 12 (first roller 31) from swinging around the axis O 1. 23c, 25c and 23d, 25d are brought into contact with the bottom surfaces of the guide grooves 11g, 11h provided in the corresponding housing inner side surfaces 11e, 11f.
As shown in FIG. 3 (a), the guide grooves 11g and 11h are elongated in the tangential direction of the openings 23b and 25b provided in the bearing supports 23 and 25 so that the displacement of the projections 23c and 25c in the same direction is not restricted. To.

前記のごとくにしてベアリングサポート23,25に回転自在に支持したクランクシャフト51L,51Rはそれぞれ、図2に示すように第2ローラ32と共に、スラストベアリング54L,54Rで、ベアリングサポート23,25間に軸線方向位置決めする。   The crankshafts 51L and 51R rotatably supported on the bearing supports 23 and 25 as described above are thrust bearings 54L and 54R, respectively, between the bearing supports 23 and 25 together with the second roller 32 as shown in FIG. Position in the axial direction.

図2に示すように、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、偏心外周部51Lb,51Rbと同心のリングギヤ51Lc,51Rcを一体に設け、これらリングギヤ51Lc,51Rcをそれぞれ同仕様のものとする。
リングギヤ51Lc,51Rcには、共通なクランクシャフト駆動ピニオン55を噛合させ、この噛合に当たっては、クランクシャフト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同期状態で、クランクシャフト駆動ピニオン55をリングギヤ51Lc,51Rcに噛合させる。 As shown in FIG. 2, eccentric gears 51Lc and 51Rc that are concentric with the eccentric outer peripheral parts 51Lb and 51Rb are integrally provided at adjacent ends of the crankshafts 51L and 51R, respectively, and these ring gears 51Lc and 51Rc have the same specifications. And
A common crankshaft drive pinion 55 is meshed with the ring gears 51Lc and 51Rc, and for this meshing, the crankshafts 51L and 51R are in a rotational position in which their eccentric outer peripheral parts 51Lb and 51Rb are aligned with each other in the circumferential direction. In a synchronized state, the crankshaft drive pinion 55 is meshed with the ring gears 51Lc and 51Rc.

クランクシャフト駆動ピニオン55はピニオンシャフト56に結合し、ピニオンシャフト56の両端を軸受56a,56bによりハウジング11に回転自在に支持する。
図2の右側におけるピニオンシャフト56の右端を、液密封止してハウジング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、ハウジング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をセレーション嵌合などにより駆動結合する。 The crankshaft drive pinion 55 is coupled to the pinion shaft 56, and both ends of the pinion shaft 56 are rotatably supported on the housing 11 by bearings 56a and 56b.
The right end of the pinion shaft 56 on the right side of FIG. 2 is liquid-tightly sealed and exposed outside the housing 11,
An output shaft 45a of an inter-roller pressing force control motor 45 attached to the housing 11 is drivingly coupled to the exposed end surface of the pinion shaft 56 by serration fitting or the like.

よって、ローラ間押し付け力制御モータ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を回転位置制御するとき、出力軸13および第2ローラ32の回転軸線O2が図4に破線で示す軌跡円γに沿って旋回する。
図4の軌跡円γに沿った回転軸線O2（第2ローラ32）の旋回により、第2ローラ32が図5(a)〜(c)に示すごとく第1ローラ31に対し径方向へ接近する。 Therefore, the inter-roller pressing force control motor 45 pinion 55 and the ring gear 51Lc, crankshafts 51L via 51Rc, when rotating position control 51R, the rotation axis O 2 of output shaft 13 and the second roller 32 by a broken line in FIG. 4 It turns along the locus circle γ shown.
As the rotation axis O 2 (second roller 32) rotates along the locus circle γ in FIG. 4, the second roller 32 approaches the first roller 31 in the radial direction as shown in FIGS. 5 (a) to 5 (c). To do.

しかして本実施例では、図5(a)に示すように、第2ローラ回転軸線O2がクランクシャフト回転軸線O3の直下に位置し、第1ローラ31および第2ローラ32の軸間距離L1が最大となる、クランクシャフト51L,51Rの回転角θ＝0°の下死点でのローラ軸間距離L1を、第1ローラ31の半径と第2ローラ32の半径との和値よりも大きくし、この関係を、クランクシャフト回転角θが図5(b)に示すごとく90°になって、第2ローラ32が第1ローラ31に接触し始めるまで維持するよう構成する。
これにより当該クランクシャフト回転角範囲θ＝0°〜90°においては、第1ローラ31および第2ローラ32が相互に径方向へ押し付けられることがなく、ローラ31,32間でトラクション伝動が行われないトラクション伝動容量＝0の状態を得ることとする。 Thus, in this embodiment, as shown in FIG. 5 (a), the second roller rotation axis O 2 is located immediately below the crankshaft rotation axis O 3 and the distance between the first roller 31 and the second roller 32 is between the axes. The distance L1 between the roller shafts at the bottom dead center of the rotation angle θ = 0 ° of the crankshafts 51L and 51R where L1 is the maximum is greater than the sum of the radius of the first roller 31 and the radius of the second roller 32. This relationship is increased, and this relationship is maintained until the crankshaft rotation angle θ reaches 90 ° as shown in FIG. 5 (b) and the second roller 32 starts to contact the first roller 31.
Thus, in the crankshaft rotation angle range θ = 0 ° to 90 °, the first roller 31 and the second roller 32 are not pressed against each other in the radial direction, and traction is transmitted between the rollers 31 and 32. Suppose that there is no traction transmission capacity = 0.

クランクシャフト回転角θが図5(b)に示すごとく90°になるとき、第2ローラ32が第1ローラ31に接触し始め、これらローラ31,32間の径方向押圧力（ローラ間伝達トルク容量）に応じたトラクション伝動容量で左右前輪（従駆動輪）9L,9Rへの動力伝達が行われる。
そして、クランクシャフト回転角θが90°から増大するにつれ、ローラ軸間距離L1が、第1ローラ31の半径と第2ローラ32の半径との和値よりも更に小さくなる結果、第1ローラ31に対する第2ローラ32の径方向押圧力（トラクション伝動容量）が大きくなり、左右前輪（従駆動輪）9L,9Rへの動力分配が多くなる。 When the crankshaft rotation angle θ is 90 ° as shown in FIG. 5 (b), the second roller 32 starts to contact the first roller 31, and the radial pressing force between these rollers 31, 32 (the inter-roller transmission torque) Power is transmitted to the left and right front wheels (secondary drive wheels) 9L and 9R with a traction transmission capacity according to the capacity).
As the crankshaft rotation angle θ increases from 90 °, the roller axis distance L1 becomes smaller than the sum of the radius of the first roller 31 and the radius of the second roller 32. As a result, the first roller 31 As a result, the radial pressing force (traction transmission capacity) of the second roller 32 increases, and power distribution to the left and right front wheels (secondary driving wheels) 9L and 9R increases.

図5(c)に示すごとく第2ローラ回転軸線O2がクランクシャフト回転軸線O3の直上に位置し、第1ローラ31および第2ローラ32の軸間距離L1が最小となる、クランクシャフト回転角θ＝180°の上死点で、第1ローラ31に対する第2ローラ32の径方向押圧力（トラクション伝動容量）が最大となり、左右前輪（従駆動輪）9L,9Rへの動力分配を最大にすることができる。
よって、クランクシャフト回転角θ＝90°〜180°がトラクション伝動容量制御を行う使用領域で、この領域においてクランクシャフト回転角θを制御することにより、トラクション伝動容量を0と最大値との間で任意に制御することができる。 5 the second roller rotation axis O 2 as shown in (c) is located directly above the crankshaft rotation axis O 3, the axial distance L1 between first roller 31 and second roller 32 is minimized, the crankshaft rotation At the top dead center of the angle θ = 180 °, the radial pressing force (traction transmission capacity) of the second roller 32 against the first roller 31 is maximized, and the power distribution to the left and right front wheels (slave driven wheels) 9L, 9R is maximized Can be.
Therefore, the crankshaft rotation angle θ = 90 ° to 180 ° is a use area where traction transmission capacity control is performed, and by controlling the crankshaft rotation angle θ in this area, the traction transmission capacity is reduced between 0 and the maximum value. It can be controlled arbitrarily.

クランクシャフト51Lおよび出力軸13をそれぞれ図2の左側においてハウジング11から突出させ、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を介在させると共に、クランクシャフト51L および出力軸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、ハウジング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。 The crankshaft 51L and the output shaft 13 protrude from the housing 11 on the left side in FIG. 2, respectively, and a seal ring 57 is interposed between the housing 11 and the crankshaft 51L at the protruding portion, and a seal is provided between the crankshaft 51L and the output shaft 13. Intervening ring 58,
By these seal rings 57 and 58, the crankshaft 51L protruding from the housing 11 and the protruding portion of the output shaft 13 are liquid-tightly sealed.

なおシールリング55,56の介在に際しては、これらシールリング55,56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せ、
クランクシャフト51Lの上記端部外径とハウジング11との間にシールリング55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56を介在させる。
かかるシール構造によれば、出力軸13および第2ローラ32の上記旋回によりその回転軸線O2が旋回変位するにもかかわらず、出力軸13をハウジング11から突出する箇所において良好にシールし続けることができる。 When the seal rings 55 and 56 are interposed, the center of the inner and outer diameters of the end portions of the crankshaft 51L where the seal rings 55 and 56 are located are eccentric in the same manner as the support position of the output shaft 13,
A seal ring 55 is interposed between the outer diameter of the end of the crankshaft 51L and the housing 11, and a seal ring 56 is interposed between the inner diameter of the end of the crankshaft 51L and the output shaft 13.
According to such a sealing structure, the output shaft 13 continues to be well sealed at a position protruding from the housing 11 even though the rotation axis O 2 is swung and displaced due to the turning of the output shaft 13 and the second roller 32. Can do.

＜駆動力配分作用＞
上記した図1〜5に示す実施例の駆動力配分を以下に説明する。
変速機3（図1参照）から摩擦伝動装置1の入力軸12に達したトルクは、一方でこの入力軸12か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（ともに図1参照）を順次経て左右後輪6L,6R（主駆動輪）に伝達され、これら左右後輪6L,6Rの駆動に供される。 <Driving force distribution action>
The driving force distribution of the embodiment shown in FIGS. 1 to 5 will be described below.
The torque that reaches the input shaft 12 of the friction transmission 1 from the transmission 3 (see FIG. 1), on the other hand, passes through the rear propeller shaft 4 and the rear final drive unit 5 (both see FIG. 1) sequentially from the input shaft 12 to the left and right. It is transmitted to the rear wheels 6L and 6R (main drive wheels) and used for driving the left and right rear wheels 6L and 6R.

他方で本実施例の摩擦伝動装置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を回転位置制御し、ローラ軸間距離L1を第1ローラ31および第2ローラ32の半径の和値よりも小さくすることにより、ローラ31,32を径方向に相互に押圧接触させている場合、
これらローラ31,32が径方向相互押圧力に応じたトラクション伝動容量を持つことから、このトルク容量に応じて、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に向かわせることができる。 On the other hand, the friction transmission device 1 of this embodiment controls the rotational position of the crankshafts 51L and 51R via the pinion 55 and the ring gears 51Lc and 51Rc by the inter-roller pressing force control motor 45, and sets the roller shaft distance L1 to the first roller 31 When the rollers 31 and 32 are pressed against each other in the radial direction by making it smaller than the sum of the radii of the second rollers 32,
Since these rollers 31 and 32 have a traction transmission capacity according to the radial mutual pressing force, a part of the torque to the left and right rear wheels 6L and 6R (main drive wheels) is reduced according to the torque capacity. It can be directed from the roller 31 to the output shaft 13 via the second roller 32.

なお、この伝動中における第1ローラ31および第2ローラ32間の径方向押圧反力は、これらに共通な回転支持板であるベアリングサポート23,25で受け止められるため、ハウジング11に伝達されることがない。
従ってハウジング11を、第1ローラ31および第2ローラ32間の径方向押圧反力に抗し得るほど高強度に造る必要がなくて、重量的およびコスト的に不利になるのを回避することができる。 Note that the radial pressing reaction force between the first roller 31 and the second roller 32 during this transmission is received by the bearing supports 23 and 25, which are rotation support plates common to these, and therefore transmitted to the housing 11. There is no.
Therefore, it is not necessary to make the housing 11 so strong that it can resist the radial pressing reaction force between the first roller 31 and the second roller 32, and it is possible to avoid disadvantageous in terms of weight and cost. it can.

その後トルクは、出力軸13の図2中左端から、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（図1参照）を経て左右前輪（従駆動輪）9L,9Rへ伝達され、これら左右前輪9L,9Rの駆動に供される。
かくして車両は、左右後輪6L,6R（主駆動輪）および左右前輪9L,9R（従駆動輪）の全てを駆動しての四輪駆動走行が可能である。 Thereafter, the torque is transmitted from the left end of the output shaft 13 in FIG. 2 to the left and right front wheels (secondary drive wheels) 9L and 9R via the front propeller shaft 7 (see FIG. 1) and the front final drive unit 8 (see FIG. 1). It is used for driving the left and right front wheels 9L, 9R.
Thus, the vehicle is capable of four-wheel drive running by driving all of the left and right rear wheels 6L and 6R (main drive wheels) and the left and right front wheels 9L and 9R (secondary drive wheels).

＜トラクション伝動容量制御＞
上記の四輪駆動走行に際し、クランクシャフト51L,51Rの回転角θが図5(b)に示すごとく90°であって、第1ローラ31および第2ローラ32が相互に摩擦接触し始めるとき、これらローラ31,32間における径方向押圧力に対応したトラクション伝動容量で左右前輪（従駆動輪）9L,9Rへの動力伝達が開始される。 <Traction transmission capacity control>
During the above four-wheel drive running, when the rotation angle θ of the crankshafts 51L and 51R is 90 ° as shown in FIG.5 (b) and the first roller 31 and the second roller 32 start to frictionally contact each other, Power transmission to the left and right front wheels (sub driven wheels) 9L, 9R is started with a traction transmission capacity corresponding to the radial pressing force between the rollers 31, 32.

そして、クランクシャフト51L,51Rを図5(b)に示すθ＝90°の回転位置から、図5(c)に示すクランクシャフト回転角θ＝180°の上死点に向け回転させてクランクシャフト回転角θを増大させると、
ローラ軸間距離L1が更に減少して第1ローラ31および第2ローラ32の相互オーバーラップ量が増大する結果、第1ローラ31および第2ローラ32は径方向相互押圧力を増大され、これらローラ31,32間のトラクション伝動容量を増大させ、左右前輪（従駆動輪）9L,9Rへの駆動力配分を増やすことができる。 Then, the crankshafts 51L and 51R are rotated from the rotational position of θ = 90 ° shown in FIG. 5 (b) toward the top dead center of the crankshaft rotational angle θ = 180 ° shown in FIG. 5 (c). Increasing the rotation angle θ
As the roller shaft distance L1 further decreases and the mutual overlap amount of the first roller 31 and the second roller 32 increases, the first roller 31 and the second roller 32 are increased in the radial mutual pressing force. The traction transmission capacity between 31 and 32 can be increased, and the driving force distribution to the left and right front wheels (secondary driving wheels) 9L and 9R can be increased.

クランクシャフト51L,51Rが図5(c)の上死点位置（θ＝180°）に達すると、第1ローラ31および第2ローラ32は相互に、最大のオーバーラップ量に対応した径方向最大押圧力で径方向へ押し付けられて、これらの間のトラクション伝動容量を最大にすることができる。   When the crankshafts 51L and 51R reach the top dead center position (θ = 180 °) in FIG. 5 (c), the first roller 31 and the second roller 32 mutually increase in the radial maximum corresponding to the maximum overlap amount. The traction transmission capacity between them can be maximized by being pressed in the radial direction by the pressing force.

以上の説明から明らかなように、クランクシャフト51L,51Rをクランクシャフト回転角θ＝90°の回転位置から、クランクシャフト回転角θ＝180°の回転位置まで回転操作することにより、クランクシャフト回転角θの増大につれ、ローラ間トラクション伝動容量を0から最大値まで連続変化させることができ、
逆に、クランクシャフト51L,51Rをクランクシャフト回転角θ＝180°の回転位置から、θ＝90°の回転位置まで回転操作することにより、クランクシャフト回転角θの低下につれ、ローラ間トラクション伝動容量を最大値から0まで連続変化させることができ、
ローラ間トラクション伝動容量をクランクシャフト51L,51Rの回転操作により自在に制御し得る。 As is apparent from the above description, the crankshaft rotation angle is controlled by rotating the crankshafts 51L and 51R from the rotation position of the crankshaft rotation angle θ = 90 ° to the rotation position of the crankshaft rotation angle θ = 180 °. As θ increases, the traction transmission capacity between rollers can be continuously changed from 0 to the maximum value.
Conversely, by rotating the crankshaft 51L, 51R from the rotation position of the crankshaft rotation angle θ = 180 ° to the rotation position of θ = 90 °, the traction transmission capacity between the rollers as the crankshaft rotation angle θ decreases. Can be continuously changed from the maximum value to 0,
The traction transmission capacity between rollers can be freely controlled by rotating the crankshafts 51L and 51R.

＜ローラ間押し付け力制御モータの駆動エネルギー節約対策＞
図6(a)は、クランクシャフト回転角θに対するクランクシャフト51L,51Rの回転反力変化特性を例示する。
トラクション伝動容量制御を行うクランクシャフト回転角θの使用領域（θ＝90°〜180°）について考察するに、
この使用領域（θ＝90°〜180°）では、クランクシャフト回転角θを90°から180°に増大させて第2ローラ32を図5(b)の位置から軸線O3の周りで同図(c)の位置に旋回させる間（ローラ間径方向押圧力が0から最大値になるまでのローラ旋回中）、第2ローラ32の旋回反力（トラクション伝動容量制御力）によってクランクシャフト51L,51Rには以下のようなクランクシャフト回転反力、つまり図6(a)に示すごとく前半のローラ旋回領域（θ＝90°〜135°）で0°から漸増してピーク値に達し、後半のローラ旋回領域（θ＝135°〜180°）でピーク値から漸減して0°になるクランクシャフト回転反力が作用する。
つまりクランクシャフト回転反力（トラクション伝動容量制御力）は、上記のローラ旋回中、正弦波形状の変化を呈する。 <Measures to save driving energy of the roller pressing force control motor>
FIG. 6 (a) illustrates the rotational reaction force change characteristics of the crankshafts 51L and 51R with respect to the crankshaft rotation angle θ.
To consider the range of use of the crankshaft rotation angle θ that performs traction transmission capacity control (θ = 90 ° to 180 °),
In this use region (θ = 90 ° to 180 °), the crankshaft rotation angle θ is increased from 90 ° to 180 °, and the second roller 32 is moved around the axis O 3 from the position shown in FIG. While turning to the position of (c) (during the turning of the roller until the radial pressing force between the rollers reaches 0 to the maximum value), the crankshaft 51L, 51R has the following crankshaft rotational reaction force, that is, gradually increases from 0 ° to the peak value in the first half of the roller turning region (θ = 90 ° to 135 °) as shown in FIG. A crankshaft rotational reaction force acts on the roller turning region (θ = 135 ° to 180 °) which gradually decreases from the peak value to 0 °.
That is, the crankshaft rotation reaction force (traction transmission capacity control force) exhibits a sine wave shape change during the above-mentioned roller turning.

しかしてトラクション伝動容量制御に用いるアクチュエータであるローラ間押し付け力制御モータ45は、クランクシャフト回転反力（トラクション伝動容量制御力）の最も大きな上記ピーク値を賄い得る出力特性をもったものである必要がある。
このため、トラクション伝動容量制御に費やされるエネルギーが多くなって、効率が悪くなるだけでなく、ローラ間押し付け力制御モータ45が大型化してコスト上も不利である。 Therefore, the roller pressing force control motor 45, which is an actuator used for controlling the traction transmission capacity, must have an output characteristic that can cover the peak value of the crankshaft rotational reaction force (traction transmission capacity control force). There is.
For this reason, not only is the energy consumed for controlling the traction transmission capacity increased, the efficiency is deteriorated, but also the pressing force control motor 45 between rollers is enlarged, which is disadvantageous in terms of cost.

本実施例は、このような問題を解消するため図2，7に示すごとく、以下のような構成のローラ旋回アシスト機構（ローラ旋回アシスト手段）を摩擦伝動装置1に付加する。   In this embodiment, as shown in FIGS. 2 and 7, in order to solve such a problem, a roller turning assist mechanism (roller turning assist means) having the following configuration is added to the friction transmission device 1.

つまり、クランクシャフト51Lから遠いクランクシャフト51Rの外端面に、これと共に回転するローラ旋回アシストディスク61を取着して設ける。
このローラ旋回アシストディスク61にはピン62を軸線方向に突出させて設け、このピン62を、本発明における特定オフセット部分として機能すべくローラ旋回中心O3からオフセットさせて配置する。
そして、クランクシャフト51Rが図7に示すクランクシャフト回転角θ＝0°の位置から、同図において時計方向へθ＝180°の位置まで回転する間、ピン62の径方向変位に応動して平行移動する中間メンバ63を設ける。 That is, the roller turning assist disc 61 that rotates together with the outer end surface of the crankshaft 51R that is far from the crankshaft 51L is attached.
This roller turning assist disk 61 is provided with a pin 62 protruding in the axial direction, and this pin 62 is arranged offset from the roller turning center O 3 so as to function as a specific offset portion in the present invention.
Then, while the crankshaft 51R rotates from the position of the crankshaft rotation angle θ = 0 ° shown in FIG. 7 to the position of θ = 180 ° in the clockwise direction in FIG. 7, the crankshaft 51R is parallel in response to the radial displacement of the pin 62. A moving intermediate member 63 is provided.

中間メンバ63の両端と、ハウジング11との間にそれぞれ、中間メンバ63の上記平行移動に伴って直線的に弾性変形される線状弾性体としてのコイルバネ64,65を介在させ、これらコイルバネ64,65はローラ旋回中心O3の両側に位置するよう配置する。
そしてコイルバネ64,65はそれぞれ、オクランクシャフト51Rが図7に示すクランクシャフト回転角θ＝0°の位置であるとき、弾性変形されていない自由状態となっており、
クランクシャフト51Rが図7において時計方向へ回転することでクランクシャフト回転角θが0°から90°へと増大する間、コイルバネ64,65はそれぞれ等しく圧縮され、
クランクシャフト回転角θが90°から180°へ更に増大する間、コイルバネ64,65はそれぞれ等しく伸張されて、図7の自由状態に戻るものとする。 Between the both ends of the intermediate member 63 and the housing 11, coil springs 64 and 65 as linear elastic bodies that are linearly elastically deformed in accordance with the parallel movement of the intermediate member 63 are interposed, and these coil springs 64, 65 is arranged so as to be located on both sides of the roller turning center O 3 .
Each of the coil springs 64 and 65 is in a free state in which it is not elastically deformed when the o-crankshaft 51R is at the crankshaft rotation angle θ = 0 ° shown in FIG.
While the crankshaft 51R rotates clockwise in FIG. 7 and the crankshaft rotation angle θ increases from 0 ° to 90 °, the coil springs 64 and 65 are compressed equally,
As the crankshaft rotation angle θ further increases from 90 ° to 180 °, the coil springs 64 and 65 are each equally stretched to return to the free state of FIG.

上記したローラ旋回アシスト機構の作用を、図8(a)〜(d)に基づき以下に詳述する。
図8(a)は、図7と同じく、クランクシャフト回転角θが0°の時の状態を示し、コイルバネ64,65が弾性変形していない自由状態であるため、コイルバネ64,65のバネ反力が0であり、このバネ反力が中間メンバ63およびピン62を介してクランクシャフト51Rの中心（ローラ旋回中心）O3周りに作用するトルク（ローラ旋回アシストトルク）も0である。 The operation of the above-described roller turning assist mechanism will be described in detail below with reference to FIGS. 8 (a) to (d).
FIG. 8 (a) shows the state when the crankshaft rotation angle θ is 0 °, as in FIG. 7, and the coil springs 64, 65 are in a free state in which they are not elastically deformed. The force is 0, and the torque (roller turning assist torque) that acts around the center (roller turning center) O 3 of the crankshaft 51R via the intermediate member 63 and the pin 62 is also 0.

図8(a)に示すクランクシャフト回転角θ＝0°の状態から、図8(b)に示すクランクシャフト回転角θ＝90°の状態にする間、ピン62はその変位によって中間メンバ63を、図8(a)の位置から図8(b)の位置へと平行移動させる。
これにより中間メンバ63は、その両端におけるコイルバネ64,65を等しく直線的に圧縮させ、両者のバネ反力が0から漸増する。 While the crankshaft rotation angle θ = 0 ° shown in FIG. 8 (a) is changed to the crankshaft rotation angle θ = 90 ° shown in FIG. 8 (b), the pin 62 displaces the intermediate member 63 by the displacement. Then, the translation is performed from the position of FIG. 8 (a) to the position of FIG. 8 (b).
Accordingly, the intermediate member 63 compresses the coil springs 64 and 65 at both ends equally linearly, and the spring reaction force of both gradually increases from zero.

当該コイルバネ64,65のバネ反力は、中間メンバ63およびピン62を介して、ピン62と、クランクシャフト51Rの中心（ローラ旋回中心）O3との間のアーム長に作用し、クランクシャフト51Rをその中心（ローラ旋回中心）O3周りに回転させようとするローラ旋回アシストトルクを生じさせ、このローラ旋回アシストトルクは、図6(b)のθ＝0°〜90°領域に示すような正弦波形状に変化する。
なお図8(b)に示すθ＝90°のとき、コイルバネ64,65の圧縮量（バネ反力）が最大になるが、このとき、バネ反力が図8(b)に示すごとくクランクシャフト51Rの中心（ローラ旋回中心）O3に向かうことから、上記のアーム長が0となって、ローラ旋回アシストトルクも図6(b)に示すように0となる。 The spring reaction force of the coil springs 64 and 65 acts on the arm length between the pin 62 and the center (roller turning center) O 3 of the crankshaft 51R via the intermediate member 63 and the pin 62, and the crankshaft 51R Is generated around the center (roller turning center) O 3, and the roller turning assist torque is generated as shown in the region of θ = 0 ° to 90 ° in FIG. 6B. It changes to a sine wave shape.
Note that when θ = 90 ° shown in FIG. 8 (b), the compression amount (spring reaction force) of the coil springs 64, 65 is maximized. At this time, the spring reaction force is increased as shown in FIG. 8 (b). Since it goes to the center of 51R (roller turning center) O 3 , the arm length is 0, and the roller turning assist torque is also 0 as shown in FIG. 6 (b).

図8(b)に示すクランクシャフト回転角θ＝90°の状態から、図8(c)に示すクランクシャフト回転角θ＝135°の状態にする間、ピン62はその変位によって中間メンバ63を、図8(b)の位置から図8(c)の位置へと戻り方向へ平行移動させる。
これにより中間メンバ63は、その両端におけるコイルバネ64,65の圧縮量を等しく減じ、両者のバネ反力を最大値から漸減させる。 While the crankshaft rotation angle θ = 90 ° shown in FIG. 8 (b) is changed to the crankshaft rotation angle θ = 135 ° shown in FIG. 8 (c), the pin 62 displaces the intermediate member 63 by the displacement. Then, it is translated in the return direction from the position of FIG. 8 (b) to the position of FIG. 8 (c).
As a result, the intermediate member 63 equally reduces the amount of compression of the coil springs 64 and 65 at both ends thereof, and gradually reduces the spring reaction force of both from the maximum value.

ところでピン62の上記変位中、コイルバネ64,65のバネ反力が作用する、ピン62と、クランクシャフト51Rの中心（ローラ旋回中心）O3との間のアーム長は、図8(b)および図8(c)の比較から明らかなように、これら図の左方向へ増大するため、コイルバネ64,65のバネ反力がクランクシャフト51Rをその中心（ローラ旋回中心）O3周りに回転させようとするローラ旋回アシストトルクは、図6(b)のθ＝90°〜135°領域に示すような正弦波形状に漸増する。 By the way, during the above displacement of the pin 62, the arm length between the pin 62 and the center (roller turning center) O 3 of the crankshaft 51R on which the spring reaction force of the coil springs 64 and 65 acts is as shown in FIG. As is clear from the comparison in FIG. 8 (c), the spring reaction force of the coil springs 64 and 65 causes the crankshaft 51R to rotate around its center (roller turning center) O 3 in order to increase in the left direction of these drawings. The roller turning assist torque is gradually increased to a sine wave shape as shown in the range of θ = 90 ° to 135 ° in FIG.

図8(c)に示すクランクシャフト回転角θ＝135°の状態から、図8(d)に示すクランクシャフト回転角θ＝180°の状態にする間、ピン62はその変位によって中間メンバ63を、図8(c)の位置から図8(d)の位置へと更に戻り方向へ平行移動させ、図8(a)に示すクランクシャフト回転角θ＝0°のときと同じ位置に復帰させる。
これにより中間メンバ63は、その両端におけるコイルバネ64,65の圧縮量を更に減じて、遂には0となし、両者のバネ反力を0まで更に漸減させる。 While the crankshaft rotation angle θ = 135 ° shown in FIG. 8 (c) is changed to the crankshaft rotation angle θ = 180 ° shown in FIG. 8 (d), the pin 62 displaces the intermediate member 63 by the displacement. 8C is further translated in the return direction from the position of FIG. 8C to the position of FIG. 8D, and returned to the same position as when the crankshaft rotation angle θ = 0 ° shown in FIG. 8A.
As a result, the intermediate member 63 further reduces the amount of compression of the coil springs 64 and 65 at both ends thereof, finally reaching zero, and further reducing the spring reaction force of both to zero.

以上のことから、当該コイルバネ64,65のバネ反力が、ピン62と、クランクシャフト51Rの中心（ローラ旋回中心）O3との間のアーム長に作用して生じさせる、クランクシャフト51Rへのローラ旋回アシストトルクは、図6(b)のθ＝135°〜180°領域に示すような正弦波形状をもって漸減する。 From the above, the spring reaction force of the coil spring 64 and 65, the pin 62, the crank shaft 51R center causes to act on the arm length between the (roller turning center) O 3, of the crank shaft 51R The roller turning assist torque gradually decreases with a sinusoidal shape as shown in the region of θ = 135 ° to 180 ° in FIG.

ところでクランクシャフト51Rへのローラ旋回アシストトルクは、図8(a)のθ＝0°から図8(b)のθ＝90°までの間、上記のアーム長がローラ旋回中心O3から図8の右側に発生するため、第2ローラ32の旋回方向と逆方向のものであるのに対し、
図8(b)のθ＝90°から図8(d)のθ＝180°までの間は、上記のアーム長がローラ旋回中心O3から図8の左側に発生するため、クランクシャフト51Rへのローラ旋回アシストトルクは、第2ローラ32の旋回方向と同方向のものとなり、ローラ間押し付け力制御モータ45が第1ローラ32に対する第2ローラ32の押し付け力（トラクション伝動容量）を増大させている間、これを助勢するよう機能する。 Meanwhile roller turning assist torque to the crank shaft 51R is Figures 8 between the theta = 0 ° in (a) to theta = 90 ° in FIG. 8 (b), the arm length of the above roller rotation center O 3 8 In the opposite direction to the turning direction of the second roller 32,
Between the theta = 90 ° to theta = 180 ° shown in FIG. 8 (d) FIG. 8 (b), since the arm length described above is generated from the roller turning center O 3 on the left side of FIG. 8, to the crank shaft 51R The roller turning assist torque of the second roller 32 is in the same direction as the turning direction of the second roller 32, and the inter-roller pressing force control motor 45 increases the pressing force (traction transmission capacity) of the second roller 32 against the first roller 32. It works to help you while you are.

一方、トラクション伝動容量制御中のクランクシャフト駆動トルク、つまりローラ間押し付け力制御モータ45の駆動電流は、図6(a)に示すクランクシャフト回転反力と、図6(b)に示すローラ旋回アシストトルクとの和値であり、図6(c)に示すごときものとなる。
ところで、トラクション伝動容量制御を行うべきクランクシャフト回転角θ＝90°〜180°の使用領域では、図6(a)に示すクランクシャフト回転反力の正弦波形と、図6(b)に示すローラ旋回アシストトルクの正弦波形とが逆向きであることから、
トラクション伝動容量制御中のクランクシャフト駆動トルク（ローラ間押し付け力制御モータ45のモータ駆動電流）を、使用領域（θ＝90°〜180°）において図6(c)に示すごとく略0にすることができる。 On the other hand, the crankshaft driving torque during the traction transmission capacity control, that is, the driving current of the roller pressing force control motor 45 is determined by the crankshaft rotational reaction force shown in FIG. 6 (a) and the roller turning assist shown in FIG. 6 (b). This is the sum of the torque and as shown in FIG. 6 (c).
By the way, in the use region of the crankshaft rotation angle θ = 90 ° to 180 ° to be subjected to traction transmission capacity control, the sine waveform of the crankshaft rotation reaction force shown in FIG. 6 (a) and the roller shown in FIG. 6 (b) Since the sine waveform of the turning assist torque is in the opposite direction,
Set the crankshaft drive torque (motor drive current of the roller pressing force control motor 45) during traction transmission capacity control to approximately 0 as shown in Fig. 6 (c) in the operating range (θ = 90 ° to 180 °). Can do.

＜第１実施例の効果＞
上記した第１実施例になる摩擦伝動装置によれば、クランクシャフト回転角θ＝90°によりローラ間径方向押圧接触力を発生し始めて、クランクシャフト回転角θ＝180°によりローラ間径方向押圧接触力を最大にする第2ローラ32の旋回中、つまりトラクション伝動容量制御を行うべきクランクシャフト回転角θ＝90°〜180°の使用領域で、クランクシャフト51L,51Rによる第2ローラ32の旋回を図6(b)のローラ旋回アシストトルクにより助勢するため、
この助勢分だけ、第2ローラ32の旋回に必要なトラクション伝動容量制御力、つまりクランクシャフト駆動トルク（モータ45の駆動電流）を図6(c)に示すようにクランクシャフト回転角θ＝90°〜180°の使用領域で小さくすることができる。 <Effect of the first embodiment>
According to the friction transmission device according to the first embodiment described above, the roller-to-roller radial pressing force starts to be generated at the crankshaft rotation angle θ = 90 °, and the roller-to-roller radial pressing at the crankshaft rotation angle θ = 180 °. The second roller 32 is turned by the crankshafts 51L and 51R during the turning of the second roller 32 that maximizes the contact force, that is, in the use range of the crankshaft rotation angle θ = 90 ° to 180 ° for which the traction transmission capacity control is to be performed. Is assisted by the roller turning assist torque in FIG.
As shown in FIG. 6 (c), the traction transmission capacity control force required for the rotation of the second roller 32, that is, the crankshaft driving torque (the driving current of the motor 45) is the crankshaft rotation angle θ = 90 °. It can be reduced in the use area of ~ 180 °.

よって、トラクション伝動容量制御用のモータ駆動エネルギーを少なくして、エネルギー効率の悪化を回避し得ると共に、トラクション伝動容量制御を司るモータ45の小型化を実現してコスト上の不利益を回避することができる。   Therefore, the motor drive energy for traction transmission capacity control can be reduced to avoid the deterioration of energy efficiency, and the motor 45 that controls the traction transmission capacity control can be miniaturized to avoid the cost disadvantage Can do.

また本実施例においては特に、クランクシャフト回転角θ＝90°〜180°の使用領域で、図6(a)に示すクランクシャフト回転反力の正弦波形に対し、ローラ旋回アシストトルクが図6(b)に示すごとく真逆の正弦波形となるよう構成したため、
トラクション伝動容量制御中のクランクシャフト駆動トルク（ローラ間押し付け力制御モータ45のモータ駆動電流）を、使用領域（θ＝90°〜180°）において図6(c)に示すごとく略0にして、ピーク値が存在しないようにすることができ、上記の効果を一層顕著なものにし得る。 In this embodiment, in particular, in the use region of the crankshaft rotation angle θ = 90 ° to 180 °, the roller turning assist torque is shown in FIG. 6 (a) with respect to the sine waveform of the crankshaft rotation reaction force shown in FIG. As shown in b), it is configured to have a reverse sine waveform.
The crankshaft drive torque (motor drive current of the roller pressing force control motor 45) during the traction transmission capacity control is set to approximately 0 as shown in FIG. 6 (c) in the use region (θ = 90 ° to 180 °) There can be no peak value, and the above effect can be made more remarkable.

＜第2実施例＞
図9は、本発明の第2実施例になる摩擦伝動装置のローラ旋回アシスト機構（ローラ旋回アシスト手段）を示し、本実施例においても、第1実施例におけると同様なローラ旋回アシストディスク61をクランクシャフト51Rの外端面に取着する。
而して、このローラ旋回アシストディスク61に突設するピン62は、ローラ旋回中心O3からオフセットさせるも、第1実施例における場合よりも90°だけ位相を進めて配置する。
そして、当該ピン62とハウジング11との間に、直線的に弾性変形される線状弾性体としてのコイルバネ66を介在させる。 <Second embodiment>
FIG. 9 shows a roller turning assist mechanism (roller turning assist means) of a friction transmission device according to a second embodiment of the present invention. In this embodiment as well, a roller turning assist disk 61 similar to that in the first embodiment is provided. It is attached to the outer end surface of the crankshaft 51R.
Thus, although the pin 62 protruding from the roller turning assist disk 61 is offset from the roller turning center O 3 , the pin 62 is disposed with a phase advance of 90 ° as compared with the case of the first embodiment.
A coil spring 66 as a linear elastic body that is elastically deformed linearly is interposed between the pin 62 and the housing 11.

このコイルバネ66は、クランクシャフト51R（ローラ旋回アシストディスク61）が図9(a)に示すクランクシャフト回転角θ＝0°の位置にあるとき、弾性変形されていない自由状態となっているものとする。
そして、クランクシャフト51R（ローラ旋回アシストディスク61）が、図9(a)に示すクランクシャフト回転角θ＝0°の位置から、図9(b)に示すクランクシャフト回転角θ＝90°の位置に回転する間、コイルバネ66は伸張されて最大長さになるものとする。 The coil spring 66 is in a free state where it is not elastically deformed when the crankshaft 51R (roller rotation assist disk 61) is at the crankshaft rotation angle θ = 0 ° shown in FIG. 9 (a). To do.
The crankshaft 51R (roller turning assist disk 61) is moved from the crankshaft rotation angle θ = 0 ° shown in FIG. 9 (a) to the crankshaft rotation angle θ = 90 ° shown in FIG. 9 (b). During the rotation, the coil spring 66 is extended to the maximum length.

クランクシャフト51R（ローラ旋回アシストディスク61）が、図9(b)に示すクランクシャフト回転角θ＝90°の位置から、図9(c)に示すクランクシャフト回転角θ＝135°の位置に回転する間、コイルバネ66は伸張量を漸減され、
クランクシャフト51R（ローラ旋回アシストディスク61）が、図9(c)に示すクランクシャフト回転角θ＝135°の位置から、図9(d)に示すクランクシャフト回転角θ＝180°の位置に回転する間、コイルバネ66は伸張量を更に漸減されて、遂には0になるものとする。 The crankshaft 51R (roller turning assist disk 61) rotates from the crankshaft rotation angle θ = 90 ° position shown in FIG. 9 (b) to the crankshaft rotation angle θ = 135 ° position shown in FIG. 9 (c). The coil spring 66 is gradually reduced in extension while
The crankshaft 51R (roller turning assist disk 61) rotates from the crankshaft rotation angle θ = 135 ° position shown in FIG. 9 (c) to the crankshaft rotation angle θ = 180 ° position shown in FIG. 9 (d). In the meantime, the extension amount of the coil spring 66 is further gradually reduced, and finally becomes zero.

＜第2実施例の作用・効果＞
上記したローラ旋回アシスト機構の作用および効果を、図9(a)〜(d)に基づき以下に詳述する。
図9(a)は、クランクシャフト回転角θが0°の時の状態を示し、コイルバネ66が弾性変形していない自由状態であるため、コイルバネ66のバネ反力が0であり、このバネ反力がピン62を介してクランクシャフト51Rの中心（ローラ旋回中心）O3周りに作用するトルク（ローラ旋回アシストトルク）も0である。 <Operation and effect of the second embodiment>
The operation and effect of the above-described roller turning assist mechanism will be described in detail below with reference to FIGS. 9 (a) to 9 (d).
FIG. 9 (a) shows the state when the crankshaft rotation angle θ is 0 °. Since the coil spring 66 is in a free state in which it is not elastically deformed, the spring reaction force of the coil spring 66 is 0. The torque (roller turning assist torque) in which the force acts around the center (roller turning center) O 3 of the crankshaft 51R via the pin 62 is also zero.

図9(a)に示すクランクシャフト回転角θ＝0°の状態から、図9(b)に示すクランクシャフト回転角θ＝90°の状態にする間、ピン62はその変位によってコイルバネ66を伸張方向に弾性変形させ、そのバネ反力を0から漸増させる。   While the crankshaft rotation angle θ = 0 ° shown in FIG. 9 (a) is changed to the crankshaft rotation angle θ = 90 ° shown in FIG. 9 (b), the pin 62 extends the coil spring 66 by the displacement. Elastically deform in the direction, and gradually increase the spring reaction force from zero.

当該コイルバネ66のバネ反力は、ピン62を介して、ピン62と、クランクシャフト51Rの中心（ローラ旋回中心）O3との間のアーム長に作用し、クランクシャフト51Rをその中心（ローラ旋回中心）O3周りに回転させようとするローラ旋回アシストトルクを生じさせ、このローラ旋回アシストトルクは、図6(b)のθ＝0°〜90°領域に示すような正弦波形状に変化する。
なお図9(b)に示すθ＝90°のとき、コイルバネ66の伸張量（バネ反力）が最大になるが、このとき、バネ反力が図9(b)に示すごとくクランクシャフト51Rの中心（ローラ旋回中心）O3に向かうことから、上記のアーム長が0となって、ローラ旋回アシストトルクも図6(b)に示すように0となる。 The spring reaction force of the coil spring 66 acts on the arm length between the pin 62 and the center (roller turning center) O 3 of the crankshaft 51R via the pin 62, and the crankshaft 51R is centered (roller turning). Center) A roller turning assist torque is generated to rotate around O 3 , and this roller turning assist torque changes to a sine wave shape as shown in the region of θ = 0 ° to 90 ° in FIG. 6B. .
Note that when θ = 90 ° shown in FIG. 9 (b), the extension amount (spring reaction force) of the coil spring 66 is maximized. At this time, the spring reaction force of the crankshaft 51R is as shown in FIG. 9 (b). Since it goes to the center (roller turning center) O 3 , the arm length is 0, and the roller turning assist torque is also 0 as shown in FIG. 6 (b).

図9(b)に示すクランクシャフト回転角θ＝90°の状態から、図9(c)に示すクランクシャフト回転角θ＝135°の状態にする間、ピン62はその変位によってコイルバネ66の伸張量を減じられ、そのバネ反力を最大値から漸減される。   While the crankshaft rotation angle θ = 90 ° shown in FIG. 9 (b) is changed to the crankshaft rotation angle θ = 135 ° shown in FIG. 9 (c), the pin 62 is extended by the displacement of the coil spring 66. The amount is reduced and the spring reaction force is gradually reduced from the maximum value.

ところでピン62の上記変位中、コイルバネ66のバネ反力が作用する、ピン62と、クランクシャフト51Rの中心（ローラ旋回中心）O3との間のアーム長は、図9(b)および図9(c)の比較から明らかなように、これら図の上方向へ増大するため、コイルバネ66のバネ反力がクランクシャフト51Rをその中心（ローラ旋回中心）O3周りに回転させようとするローラ旋回アシストトルクは、図6(b)のθ＝90°〜135°領域に示すような正弦波形状に漸増する。 Meanwhile during the displacement of the pin 62, the spring reaction force of the coil spring 66 acts, and the pin 62, the arm length between the center (roller turning center) O 3 of the crank shaft 51R is FIG. 9 (b) and 9 as is apparent from a comparison of (c), to increase onto these diagrams direction, the roller pivot spring reaction force of the coil spring 66 to rotate the crankshaft 51R at the center (the roller turning center) O 3 around The assist torque gradually increases in a sinusoidal shape as shown in the θ = 90 ° to 135 ° region of FIG.

図9(c)に示すクランクシャフト回転角θ＝135°の状態から、図9(d)に示すクランクシャフト回転角θ＝180°の状態にする間、ピン62はその変位によってコイルバネ66の伸張量を更に減じて、遂には0となし（コイルバネ66を当初の弾性変形されない自由状態に復帰させ）、そのバネ反力を0まで更に漸減させる。   While the crankshaft rotation angle θ = 135 ° shown in FIG. 9 (c) is changed to the crankshaft rotation angle θ = 180 ° shown in FIG. 9 (d), the pin 62 is extended by the displacement of the coil spring 66. The amount is further reduced and finally zero (the coil spring 66 is returned to the original free state where it is not elastically deformed), and the spring reaction force is further gradually reduced to zero.

これにより、当該コイルバネ66のバネ反力が、ピン62と、クランクシャフト51Rの中心（ローラ旋回中心）O3との間のアーム長に作用して生じさせる、クランクシャフト51Rへのローラ旋回アシストトルクは、図6(b)のθ＝135°〜180°領域に示すような正弦波形状をもって漸減する。 Thus, the spring reaction force of the coil spring 66, the pin 62 causes to act on the arm length between the center (roller turning center) O 3 of the crank shaft 51R, roller turning assist torque to the crank shaft 51R Gradually decreases with a sine wave shape as shown in the region of θ = 135 ° to 180 ° in FIG.

ところでクランクシャフト51Rへのローラ旋回アシストトルクは、図9(a)のθ＝0°から図9(b)のθ＝90°までの間、上記のアーム長がローラ旋回中心O3から図9の下側に発生するため、第2ローラ32の旋回方向と逆方向のものであるのに対し、
図9(b)のθ＝90°から図9(d)のθ＝180°までの間は、上記のアーム長がローラ旋回中心O3から図9の上側に発生するため、クランクシャフト51Rへのローラ旋回アシストトルクは、第2ローラ32の旋回方向と同方向のものとなり、ローラ間押し付け力制御モータ45が第1ローラ32に対する第2ローラ32の押し付け力（トラクション伝動容量）を増大させている間、これを助勢するよう機能する。 Incidentally, the roller turning assist torque to the crankshaft 51R is such that the arm length is from the roller turning center O 3 to FIG. 9 from θ = 0 ° in FIG. 9 (a) to θ = 90 ° in FIG. 9 (b). Because it occurs on the lower side of the second roller 32 in the direction opposite to the turning direction,
Between the theta = 90 ° to theta = 180 ° shown in FIG. 9 (d) and FIG. 9 (b), since the arm length described above is generated from the roller turning center O 3 on the upper side of FIG. 9, to the crank shaft 51R The roller turning assist torque of the second roller 32 is in the same direction as the turning direction of the second roller 32, and the inter-roller pressing force control motor 45 increases the pressing force (traction transmission capacity) of the second roller 32 against the first roller 32. It works to help you while you are.

一方、トラクション伝動容量制御中のクランクシャフト駆動トルク、つまりローラ間押し付け力制御モータ45の駆動電流は、図6(a)に示すクランクシャフト回転反力と、図6(b)に示すローラ旋回アシストトルクとの和値であり、図6(c)に示すごときものとなる。
ところで、トラクション伝動容量制御を行うべきクランクシャフト回転角θ＝90°〜180°の使用領域では、図6(a)に示すクランクシャフト回転反力の正弦波形と、図6(b)に示すローラ旋回アシストトルクの正弦波形とが逆向きであって、トラクション伝動容量制御中のクランクシャフト駆動トルク（ローラ間押し付け力制御モータ45のモータ駆動電流）を、この使用領域（θ＝90°〜180°）において図6(c)に示すごとく略0にすることができ、第2実施例でも前記した第1実施例と同様な効果を奏し得る。 On the other hand, the crankshaft driving torque during the traction transmission capacity control, that is, the driving current of the roller pressing force control motor 45 is determined by the crankshaft rotational reaction force shown in FIG. 6 (a) and the roller turning assist shown in FIG. 6 (b). This is the sum of the torque and as shown in FIG. 6 (c).
By the way, in the use region of the crankshaft rotation angle θ = 90 ° to 180 ° to be subjected to traction transmission capacity control, the sine waveform of the crankshaft rotation reaction force shown in FIG. 6 (a) and the roller shown in FIG. 6 (b) The sine waveform of the turning assist torque is in the opposite direction, and the crankshaft drive torque (motor drive current of the roller pressing force control motor 45) during traction transmission capacity control is used in this range of use (θ = 90 ° to 180 °). 6), as shown in FIG. 6 (c), the second embodiment can achieve the same effect as the first embodiment.

第2実施例では更に、1個の引っ張りバネ形式のコイルバネ66のみで第1実施例と同様な効果が達成されるようにしたため、線状弾性体が1個のみでよいと共に、第1実施例における中間メンバ63を必要とせず、コスト上大いに有利であるという効果をも奏し得る。   In the second embodiment, since the same effect as that of the first embodiment can be achieved with only one tension spring type coil spring 66, only one linear elastic body is required. Therefore, there is no need for the intermediate member 63, and there is an effect that it is very advantageous in terms of cost.

＜第3実施例＞
図10は、本発明の第3実施例になる摩擦伝動装置のローラ旋回アシスト機構（ローラ旋回アシスト手段）を示す。
本実施例においては、クランクシャフト51L,51Rを回転位置制御して第2ローラ32の旋回位置（トラクション伝動容量）を制御するローラ旋回操作系を成すピニオンシャフト56（図2参照）と、ハウジング11との間に、螺旋状弾性体としての螺旋バネ67を設ける。 <Third embodiment>
FIG. 10 shows a roller turning assist mechanism (roller turning assist means) of the friction transmission device according to the third embodiment of the present invention.
In this embodiment, a pinion shaft 56 (see FIG. 2) that forms a roller turning operation system that controls the turning position (traction transmission capacity) of the second roller 32 by controlling the rotational positions of the crankshafts 51L and 51R, and the housing 11 Between the two, a spiral spring 67 as a spiral elastic body is provided.

この螺旋バネ67は、クランクシャフト回転角θ＝90°〜180°の使用領域で、図11(a)に示すクランクシャフト回転反力の正弦波形に対し、図11(b)に示すリニヤ特性のローラ旋回アシストトルクを発生させるプリロードを持つよう、回転方向に弾性変形させた状態で、ピニオンシャフト56およびハウジング11間に設けることとする。   This helical spring 67 has a linear characteristic shown in FIG. 11 (b) with respect to the sine waveform of the crankshaft rotation reaction force shown in FIG. 11 (a) in the use region of the crankshaft rotation angle θ = 90 ° to 180 °. It is assumed that it is provided between the pinion shaft 56 and the housing 11 in a state of being elastically deformed in the rotational direction so as to have a preload that generates a roller turning assist torque.

＜第3実施例の効果＞
かくして本実施例においては、トラクション伝動容量制御を行うべきクランクシャフト回転角θ＝90°〜180°の使用領域で、図11(a)に示すクランクシャフト回転反力の正弦波形と、図11(b)に示すローラ旋回アシストトルクのリニヤ特性との和値である、トラクション伝動容量制御中のピニオンシャフト駆動トルク（ローラ間押し付け力制御モータ45のモータ駆動電流）を、図11(c)に示すごとくピーク値が極小さなものにすることができる。
従って本実施例においても、前記した第1,2実施例と同様、トラクション伝動容量制御用のモータ駆動エネルギーを少なくして、エネルギー効率の悪化を回避し得ると共に、トラクション伝動容量制御を司るモータ45の小型化を実現してコスト上の不利益を回避することができる。 <Effect of the third embodiment>
Thus, in this embodiment, the sine waveform of the crankshaft rotation reaction force shown in FIG. 11 (a) in the use region of the crankshaft rotation angle θ = 90 ° to 180 ° to be subjected to traction transmission capacity control, and FIG. Fig. 11 (c) shows the pinion shaft driving torque (motor driving current of the roller pressing force control motor 45) during traction transmission capacity control, which is the sum of the linear characteristics of the roller turning assist torque shown in b). Thus, the peak value can be made extremely small.
Therefore, in this embodiment as well, as in the first and second embodiments, the motor drive energy for traction transmission capacity control can be reduced to avoid the deterioration of energy efficiency, and the motor 45 that controls the traction transmission capacity control. Downsizing can be realized to avoid cost disadvantages.

本実施例においては更に、ローラ旋回操作系を成すピニオンシャフト56のような既存の回転部品とハウジング11との間に螺旋バネ67を介挿して追加するだけで上記の効果が達成されるようにしたため、第1実施例や第2実施例よりも少ない部品の追加のみで同様な効果が得られて、コスト的に大いに有利である。   In the present embodiment, the above effect can be achieved only by adding a spiral spring 67 between an existing rotating component such as a pinion shaft 56 forming a roller turning operation system and the housing 11. Therefore, the same effect can be obtained only by adding fewer parts than in the first and second embodiments, which is very advantageous in terms of cost.

＜第4実施例＞
図12および図13はそれぞれ、本発明の第2実施例になる摩擦伝動装置のローラ旋回アシスト機構（ローラ旋回アシスト手段）を、クランクシャフト回転角θが0°の場合と、90°の場合とにつき示し、
本実施例においても図12(a)および図13(a)に示すように、第1実施例および第2実施例におけると同様なローラ旋回アシストディスク61をクランクシャフト51Rの外端面に取着する。 <Fourth embodiment>
12 and 13 respectively show the roller turning assist mechanism (roller turning assist means) of the friction transmission device according to the second embodiment of the present invention when the crankshaft rotation angle θ is 0 ° and when it is 90 °. Show
Also in this embodiment, as shown in FIGS. 12 (a) and 13 (a), the same roller turning assist disk 61 as in the first and second embodiments is attached to the outer end surface of the crankshaft 51R. .

そして、当該ローラ旋回アシストディスク61の外周に偏心カム68を嵌着し、この偏心カム68は図12(b)および図13(b)に示すごとく、その中心O4を、第2ローラ32（出力軸13）の旋回中心O3に対し、第2ローラ回転軸線O２と位相が第2ローラ旋回方向遅れ側に90°ずれた位置へ偏心させる（半径をRcで示す）。
また図14(a)〜(d)に示すごとく、偏心カム68との共働により、前記各実施例と同様に第2ローラ32の旋回を助勢するためのローラ旋回アシストトルクを生起させるカム反力受け69を設ける。 Then, an eccentric cam 68 is fitted on the outer periphery of the roller turning assist disk 61. As shown in FIGS. 12 (b) and 13 (b), the eccentric cam 68 has its center O 4 positioned at the second roller 32 ( to pivot O 3 of the output shaft 13), the second roller rotation axis O 2 and phase be decentered to 90 ° shifted position to the second roller turning direction delayed side (showing the radius Rc).
Further, as shown in FIGS. 14 (a) to 14 (d), the cam reaction that causes the roller turning assist torque for assisting the turning of the second roller 32 by the cooperation with the eccentric cam 68 as in the above embodiments. A force receiver 69 is provided.

このカム反力受け69は上記の目的のため、偏心カム68の外周カム面と向かい合った円弧状の外周面69aを具え、クランクシャフト回転角θが90°となる図14(b)の状態で、偏心カム68の外周カム面に最も近い円弧状外周面69aの箇所が、偏心カム68の中心O4と第2ローラ旋回軸線O3とを結ぶ延長線上に位置するよう取着する。 For this purpose, the cam reaction force receiver 69 has an arc-shaped outer peripheral surface 69a facing the outer peripheral cam surface of the eccentric cam 68, and the crankshaft rotation angle θ is 90 ° in the state shown in FIG. , locations of nearest arcuate outer peripheral surface 69a on an outer peripheral cam surface of the eccentric cam 68, to attach so as to be positioned on an extended line connecting the center O 4 and the second roller pivot axis O 3 of eccentric cam 68.

なおカム反力受け69は、かかる要件を満足するものであれば、固定物であっても回転体であってもよく、いずれにしても当該構成および配置により、クランクシャフト回転角θが90°となる図14(b)の状態で、同図に矢印により示すごとく偏心カム68の中心O4に向かうカム反力を第2ローラ旋回軸線O3に指向させることができる。 The cam reaction force receiver 69 may be a fixed object or a rotating body as long as it satisfies such requirements. In any case, the crankshaft rotation angle θ is 90 ° depending on the configuration and arrangement. In the state shown in FIG. 14B, the cam reaction force toward the center O 4 of the eccentric cam 68 can be directed to the second roller turning axis O 3 as indicated by an arrow in FIG.

またカム反力受け69は、クランクシャフト回転角θが0°となる図14(a)の状態で、偏心カム68の外周カム面に最も近い円弧状外周面69aの箇所が、偏心カム68の外周カム面に接触し始めるよう、円弧状外周面69aを形成する。   The cam reaction force receiver 69 has a circular arc outer surface 69a closest to the outer peripheral cam surface of the eccentric cam 68 in the state of FIG. 14 (a) where the crankshaft rotation angle θ is 0 °. An arcuate outer peripheral surface 69a is formed so as to start contact with the outer peripheral cam surface.

＜第4実施例の作用・効果＞
上記したローラ旋回アシスト機構の作用および効果を、図14(a)〜(d)に基づき以下に詳述する。
図14(a)は、図12と同じくクランクシャフト回転角θが0°の時の状態を示し、偏心カム68の外周カム面がカム反力受け69の円弧状外周面69aに接触し始めたところであり、カム反力受け69から偏心カム68の中心O4に向かうカム反力は0である。
従って、このカム反力が偏心カム68の中心O4および第2ローラ旋回軸線O3間のアーム長に作用して、クランクシャフト51Rに付与するローラ旋回アシストトルクも0である。 <Operation and effect of the fourth embodiment>
The operation and effect of the above-described roller turning assist mechanism will be described in detail below with reference to FIGS. 14 (a) to (d).
FIG. 14 (a) shows the state when the crankshaft rotation angle θ is 0 ° as in FIG. 12, and the outer peripheral cam surface of the eccentric cam 68 starts to contact the arc-shaped outer peripheral surface 69a of the cam reaction force receiver 69. However there, the cam reaction force directed from the cam reaction force receiver 69 to the center O 4 of the eccentric cam 68 is 0.
Therefore, this cam reaction force acts on the arm length between the center O 4 of the eccentric cam 68 and the second roller turning axis O 3, and the roller turning assist torque applied to the crankshaft 51R is also zero.

図14(a)に示すクランクシャフト回転角θ＝0°の状態から、図14(b)に示すクランクシャフト回転角θ＝90°の状態（図13と同じ状態）にする間、偏心カム68の外周カム面がカム反力受け69の円弧状外周面69aに接触する力が漸増し、カム反力受け69から偏心カム68の中心O4に向かうカム反力が0から漸増する。 While the crankshaft rotation angle θ = 0 ° shown in FIG. 14 (a) is changed to the crankshaft rotation angle θ = 90 ° state (the same state as FIG. 13) shown in FIG. The force with which the outer peripheral cam surface contacts the arcuate outer peripheral surface 69a of the cam reaction force receiver 69 gradually increases, and the cam reaction force from the cam reaction force receiver 69 toward the center O 4 of the eccentric cam 68 gradually increases from zero.

当該カム反力は、偏心カム68の中心O4および第2ローラ旋回軸線O3間のアーム長に作用して、クランクシャフト51Rをその中心（ローラ旋回中心）O3周りに回転させようとするローラ旋回アシストトルクを生じさせ、このローラ旋回アシストトルクは、図6(b)のθ＝0°〜90°領域に示すような正弦波形状に変化する。
なお図14(b)に示すθ＝90°のとき、偏心カム68の外周カム面と、カム反力受け69の円弧状外周面69aとの間の接触力（偏心カム68の中心O4に向かうカム反力）が最大になるが、このとき、カム反力が図14(b)に矢印で示すごとくクランクシャフト51Rの中心（ローラ旋回中心）O3に向かうことから、上記のアーム長が0となって、ローラ旋回アシストトルクも図6(b)に示すように0となる。 The cam reaction force acts on the arm length between the center O 4 of the eccentric cam 68 and the second roller turning axis O 3 and tries to rotate the crankshaft 51R around the center (roller turning center) O 3. A roller turning assist torque is generated, and this roller turning assist torque changes to a sine wave shape as shown in the region of θ = 0 ° to 90 ° in FIG. 6 (b).
14 (b), when θ = 90 °, the contact force between the outer peripheral cam surface of the eccentric cam 68 and the arc-shaped outer peripheral surface 69a of the cam reaction force receiver 69 (at the center O 4 of the eccentric cam 68). The cam reaction force is directed to the center (roller turning center) O 3 of the crankshaft 51R as indicated by the arrow in FIG. 14 (b). The roller turning assist torque is also 0 as shown in FIG. 6 (b).

図14(b)に示すクランクシャフト回転角θ＝90°の状態から、図14(c)に示すクランクシャフト回転角θ＝135°の状態にする間、これに伴って回転する偏心カム68の外周カム面とカム反力受け69の円弧状外周面69aとの間の接触力が最大値から漸減し、カム反力受け69から偏心カム68の中心O4に向かうカム反力も最大値から漸減する。 While the crankshaft rotation angle θ = 90 ° shown in FIG. 14 (b) is changed to the crankshaft rotation angle θ = 135 ° shown in FIG. 14 (c), the eccentric cam 68 that rotates with this is changed. The contact force between the outer peripheral cam surface and the arc-shaped outer peripheral surface 69a of the cam reaction force receiver 69 gradually decreases from the maximum value, and the cam reaction force from the cam reaction force receiver 69 toward the center O 4 of the eccentric cam 68 gradually decreases from the maximum value. To do.

ところで偏心カム68の上記回転中、カム反力が作用する偏心カム68の中心O4と、ローラ旋回中心O3との間のアーム長が、図14(b)および図14(c)の比較から明らかなように、これら図の左方向へ増大するため、カム反力がクランクシャフト51Rをその中心（ローラ旋回中心）O3周りに回転させようとするローラ旋回アシストトルクは、図6(b)のθ＝90°〜135°領域に示すような正弦波形状に漸増する。 By the way, during the rotation of the eccentric cam 68, the arm length between the center O 4 of the eccentric cam 68 on which the cam reaction force acts and the roller turning center O 3 is compared between FIG. 14 (b) and FIG. 14 (c). As is apparent from FIG. 6, since the cam reaction force causes the crank reaction force to rotate the crankshaft 51R around its center (roller turning center) O 3 as shown in FIG. ) Gradually increases to a sine wave shape as shown in the range of θ = 90 ° to 135 °.

図14(c)に示すクランクシャフト回転角θ＝135°の状態から、図14(d)に示すクランクシャフト回転角θ＝180°の状態にする間、これに伴って回転する偏心カム68の外周カム面とカム反力受け69の円弧状外周面69aとの間の接触力が更に漸減して、遂には0となり、カム反力受け69から偏心カム68の中心O4に向かうカム反力も0まで更に漸減される。 While the crankshaft rotation angle θ = 135 ° shown in FIG. 14 (c) is changed to the crankshaft rotation angle θ = 180 ° shown in FIG. 14 (d), the eccentric cam 68 that rotates with this is changed. The contact force between the outer peripheral cam surface and the arc-shaped outer peripheral surface 69a of the cam reaction force receiver 69 further gradually decreases to zero, and the cam reaction force from the cam reaction force receiver 69 toward the center O 4 of the eccentric cam 68 also increases. Further reduced to zero.

これにより当該カム反力が、偏心カム68の中心O4と、ローラ旋回中心O3との間のアーム長に作用して生じさせる、クランクシャフト51Rへのローラ旋回アシストトルクは、図6(b)のθ＝135°〜180°領域に示すような正弦波形状をもって漸減する。 As a result, the cam reaction force acts on the arm length between the center O 4 of the eccentric cam 68 and the roller turning center O 3 to generate the roller turning assist torque to the crankshaft 51R as shown in FIG. ) Gradually decreases with a sinusoidal shape as shown in the range of θ = 135 ° to 180 °.

ところでクランクシャフト51Rへのローラ旋回アシストトルクは、図14(a)のθ＝0°から図14(b)のθ＝90°までの間、上記のアーム長がローラ旋回中心O3から図14の右側に発生するため、第2ローラ32の旋回方向と逆方向のものであるのに対し、
図14(b)のθ＝90°から図14(d)のθ＝180°までの間は、上記のアーム長がローラ旋回中心O3から図14の左側に発生するため、クランクシャフト51Rへのローラ旋回アシストトルクは、第2ローラ32の旋回方向と同方向のものとなり、ローラ間押し付け力制御モータ45が第1ローラ32に対する第2ローラ32の押し付け力（トラクション伝動容量）を増大させている間、これを助勢するよう機能する。 Meanwhile roller turning assist torque to the crank shaft 51R is FIGS 14 (a) of theta = 0 between from ° to theta = 90 ° in FIG. 14 (b), the arm length of the above roller rotation center O 3 14 In the opposite direction to the turning direction of the second roller 32,
Between the theta = 90 ° to theta = 180 ° in FIG. 14 (d) Fig. 14 (b), since the arm length described above is generated from the roller turning center O 3 on the left side of FIG. 14, to the crank shaft 51R The roller turning assist torque of the second roller 32 is in the same direction as the turning direction of the second roller 32, and the inter-roller pressing force control motor 45 increases the pressing force (traction transmission capacity) of the second roller 32 against the first roller 32. It works to help you while you are.

一方、トラクション伝動容量制御中のクランクシャフト駆動トルク、つまりローラ間押し付け力制御モータ45の駆動電流は、図6(a)に示すクランクシャフト回転反力と、図6(b)に示すローラ旋回アシストトルクとの和値であり、図6(c)に示すごときものとなる。
ところで、トラクション伝動容量制御を行うべきクランクシャフト回転角θ＝90°〜180°の使用領域では、図6(a)に示すクランクシャフト回転反力の正弦波形と、図6(b)に示すローラ旋回アシストトルクの正弦波形とが逆向きであって、トラクション伝動容量制御中のクランクシャフト駆動トルク（ローラ間押し付け力制御モータ45のモータ駆動電流）を、この使用領域（θ＝90°〜180°）において図6(c)に示すごとく略0にすることができ、第1実施例および第2実施例と同様な作用および効果を奏し得る。 On the other hand, the crankshaft driving torque during the traction transmission capacity control, that is, the driving current of the roller pressing force control motor 45 is determined by the crankshaft rotational reaction force shown in FIG. 6 (a) and the roller turning assist shown in FIG. 6 (b). This is the sum of the torque and as shown in FIG. 6 (c).
By the way, in the use region of the crankshaft rotation angle θ = 90 ° to 180 ° to be subjected to traction transmission capacity control, the sine waveform of the crankshaft rotation reaction force shown in FIG. 6 (a) and the roller shown in FIG. 6 (b) The sine waveform of the turning assist torque is in the opposite direction, and the crankshaft drive torque (motor drive current of the roller pressing force control motor 45) during traction transmission capacity control is used in this range of use (θ = 90 ° to 180 °). In FIG. 6 (c), it can be set to substantially zero, and the same operations and effects as the first and second embodiments can be achieved.

1 摩擦伝動装置
2 エンジン
3 変速機
4 リヤプロペラシャフト
5 リヤファイナルドライブユニット
6L,6R 左右後輪（主駆動輪）
7 フロントプロペラシャフト
8 フロントファイナルドライブユニット
9L,9R 左右前輪（従駆動輪）
11 ハウジング
12 入力軸
13 出力軸
18,19 ローラベアリング
23,25 ベアリングサポート
31 第1ローラ
32 第2ローラ（旋回ローラ）
45 ローラ間押し付け力制御モータ
51L,51R クランクシャフト
51Lc,51Rc リングギヤ
55 クランクシャフト駆動ピニオン
56 ピニオンシャフト
61 ローラ旋回アシストディスク（ローラ旋回アシスト手段）
62 ピン（ローラ旋回アシスト手段）
63 中間メンバ（ローラ旋回アシスト手段）
64 コイルバネ（線状弾性体：ローラ旋回アシスト手段）
65 コイルバネ（線状弾性体：ローラ旋回アシスト手段）
66 コイルバネ（線状弾性体：ローラ旋回アシスト手段）
67 螺旋バネ（螺旋状弾性体：ローラ旋回アシスト手段）
68 偏心カム（ローラ旋回アシスト手段）
69 カム反力受け（ローラ旋回アシスト手段） 1 Friction transmission
2 Engine
3 Transmission
4 Rear propeller shaft
5 Rear final drive unit
6L, 6R Left and right rear wheels (main drive wheels)
7 Front propeller shaft
8 Front final drive unit
9L, 9R Left and right front wheels (sub driven wheels)
11 Housing
12 Input shaft
13 Output shaft
18,19 Roller bearing
23,25 Bearing support
31 1st roller
32 Second roller (swivel roller)
45 Roller pressing force control motor
51L, 51R Crankshaft
51Lc, 51Rc Ring gear
55 Crankshaft drive pinion
56 Pinion shaft
61 Roller rotation assist disk (roller rotation assist means)
62 pin (roller turning assist means)
63 Intermediate member (roller rotation assist means)
64 Coil spring (Linear elastic body: Roller turning assist means)
65 Coil spring (Linear elastic body: Roller rotation assist means)
66 Coil spring (Linear elastic body: Roller rotation assist means)
67 Spiral spring (helical elastic body: roller rotation assist means)
68 Eccentric cam (roller turning assist means)
69 Cam reaction force receiver (roller turning assist means)

Claims (8)

複数のローラを相互に径方向に押圧接触させてトラクション伝動が可能なように構成され、前記ローラのうち少なくとも1個のローラを、該ローラの回転軸線から偏心した軸線の周りに旋回させることにより、該旋回ローラに係わるローラ間径方向押圧接触力を加減してトラクション伝動容量を制御可能な摩擦伝動装置において、
前記旋回ローラが前記ローラ間径方向押圧接触力を発生し始めて該ローラ間径方向押圧接触力を最大にする旋回中、該ローラの旋回を助勢するローラ旋回アシスト手段を設けたことを特徴とする摩擦伝動装置。 A plurality of rollers are configured to be brought into pressure contact with each other in the radial direction so that traction transmission is possible, and by rotating at least one of the rollers around an axis eccentric from the rotation axis of the rollers, In the friction transmission device capable of controlling the traction transmission capacity by adjusting the radial pressing contact force between the rollers related to the turning roller,
A roller turning assisting means for assisting the turning of the roller during turning to maximize the radial pressing contact force between the rollers when the turning roller starts to generate the radial pressing contact force between the rollers is provided. Friction transmission device. 請求項1に記載された摩擦伝動装置において、
前記ローラ旋回アシスト手段は、前記旋回ローラが前記ローラ間径方向押圧接触力を発生し始めた時、該ローラの旋回を助勢するローラ旋回アシスト力を立ち上げ、前記旋回ローラが前記ローラ間径方向押圧接触力を最大にするまでの旋回中、該ローラ旋回アシスト力を漸増させた後漸減させるものであることを特徴とする摩擦伝動装置。 In the friction transmission device according to claim 1,
The roller turning assist means raises a roller turning assisting force for assisting the turning of the roller when the turning roller starts to generate the radial pressing force between the rollers, and the turning roller is turned in the radial direction between the rollers. A friction transmission device characterized in that the roller turning assist force is gradually increased and then gradually reduced during turning until the pressing contact force is maximized. 請求項2に記載された摩擦伝動装置において、
前記ローラ旋回アシスト手段は、前記旋回ローラが前記ローラ間径方向押圧接触力を最大にするまでの旋回中、該旋回につれて前記ローラ旋回アシスト力を正弦波形状に変化させるものであることを特徴とする摩擦伝動装置。 In the friction transmission device according to claim 2,
The roller turning assisting means is configured to change the roller turning assisting force into a sine wave shape during the turning until the turning roller maximizes the radial pressing contact force between the rollers. Friction transmission device. 請求項2または3に記載された摩擦伝動装置において、
前記ローラ旋回アシスト手段は、前記旋回ローラの旋回に伴って、該ローラの旋回中心から外れた特定オフセット部分により直線的に弾性変形される線状弾性体であり、
該線状弾性体が、前記ローラ間径方向押圧接触力を発生し始める前記ローラ旋回位置で弾性変形されるものの、該弾性変形の反力が前記ローラ旋回中心に向かって旋回ローラに前記ローラ旋回アシスト力を付与することがなく、前記ローラ間径方向押圧接触力を最大にするまでのローラ旋回中、前記反力の指向方向がローラ旋回中心からずれて前記ローラ旋回アシスト力を漸増、漸減させるよう前記特定オフセット部分の位置を決定したことを特徴とする摩擦伝動装置。 In the friction transmission device according to claim 2 or 3,
The roller turning assisting means is a linear elastic body that is elastically deformed linearly by a specific offset portion deviating from the turning center of the roller as the turning roller turns.
Although the linear elastic body is elastically deformed at the roller turning position where the radial pressing force between the rollers begins to be generated, the reaction force of the elastic deformation is applied to the turning roller toward the roller turning center. During the turning of the roller until the radial pressing force between the rollers is maximized without applying an assist force, the direction of the reaction force is shifted from the center of the roller turning, and the roller turning assist force is gradually increased or decreased. A friction transmission device characterized in that the position of the specific offset portion is determined. 請求項4に記載された摩擦伝動装置において、
前記ローラ旋回アシスト手段は、前記線状弾性体を一対一組として、前記ローラ旋回中心の両側に略平行に配置して具えると共に、ローラ旋回中前記特定オフセット部分により平行移動される中間メンバを具え、前記線状弾性体の一端間を前記中間メンバにより橋絡すると共に、前記線状弾性体の他端をそれぞれ固定したものであることを特徴とする摩擦伝動装置。 In the friction transmission device according to claim 4,
The roller turning assisting means includes a pair of the linear elastic bodies arranged substantially in parallel on both sides of the roller turning center, and an intermediate member that is translated by the specific offset portion during roller turning. A friction transmission device characterized in that one end of the linear elastic body is bridged by the intermediate member and the other end of the linear elastic body is fixed. 請求項4に記載された摩擦伝動装置において、
前記ローラ旋回アシスト手段は、前記線状弾性体を前記特定オフセット部分および固定部間に設けて構成され、前記旋回ローラの旋回に伴って該線状弾性体が伸張方向に弾性変形されるものであることを特徴とする摩擦伝動装置。 In the friction transmission device according to claim 4,
The roller turning assist means is configured by providing the linear elastic body between the specific offset portion and the fixed portion, and the linear elastic body is elastically deformed in the extension direction as the turning roller turns. A friction transmission device characterized by being. 請求項1に記載された摩擦伝動装置において、
前記ローラ旋回アシスト手段は、前記旋回ローラの旋回を司るローラ旋回操作系と固定部との間に、該ローラ旋回操作系の回転方向に弾性変形させて設けた螺旋状弾性体であり、該螺旋状弾性体の弾性変形反力により前記ローラ旋回を助勢するものであることを特徴とする摩擦伝動装置。 In the friction transmission device according to claim 1,
The roller turning assisting means is a helical elastic body provided by elastically deforming in the rotational direction of the roller turning operation system between the roller turning operation system that controls the turning of the turning roller and the fixed portion. A friction transmission device that assists the rotation of the roller by an elastic deformation reaction force of the elastic body. 請求項1〜3のいずれか1項に記載された摩擦伝動装置において、
前記ローラ旋回アシスト手段は、前記旋回ローラの旋回中心に対し、前記ローラ回転軸線と位相がローラ旋回方向遅れ側に90°ずれた位置へ偏心させて、前記ローラ旋回用の回転体に結合した偏心カムと、該偏心カムとの共働により前記ローラの旋回を助勢するためのローラ旋回アシスト力を生起させるカム反力受けとから成るものであることを特徴とする摩擦伝動装置。 In the friction transmission device according to any one of claims 1 to 3,
The roller turning assisting means is eccentrically coupled to the roller turning rotary body by decentering to a position where the phase of the roller rotation axis and the phase are shifted by 90 ° toward the delay side of the roller turning direction with respect to the turning center of the turning roller. 2. A friction transmission device comprising: a cam; and a cam reaction force receiver for generating a roller turning assist force for assisting the turning of the roller by cooperating with the eccentric cam.
JP2011125351A 2011-06-03 2011-06-03 Friction transmission Expired - Fee Related JP5741226B2 (en)

Priority Applications (1)

Application Number Priority Date Filing Date Title
JP2011125351A JP5741226B2 (en) 2011-06-03 2011-06-03 Friction transmission

Applications Claiming Priority (1)

Application Number Priority Date Filing Date Title
JP2011125351A JP5741226B2 (en) 2011-06-03 2011-06-03 Friction transmission

Publications (2)

Publication Number Publication Date
JP2012251610A JP2012251610A (en) 2012-12-20
JP5741226B2 true JP5741226B2 (en) 2015-07-01

Family

ID=47524604

Family Applications (1)

Application Number Title Priority Date Filing Date
JP2011125351A Expired - Fee Related JP5741226B2 (en) 2011-06-03 2011-06-03 Friction transmission

Country Status (1)

Country Link
JP (1) JP5741226B2 (en)

Family Cites Families (5)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP2002295629A (en) * 2001-04-03 2002-10-09 Seiko Epson Corp Method and device for driving body to be driven, and imaging device using the same
JP2008160759A (en) * 2006-12-26 2008-07-10 Mitsubishi Steel Mfg Co Ltd Slide mechanism
JP5040885B2 (en) * 2008-10-10 2012-10-03 日産自動車株式会社 Traction transmission capacity controller for driving force distribution device
JP5326676B2 (en) * 2009-03-07 2013-10-30 日産自動車株式会社 Friction transmission
JP5326866B2 (en) * 2009-06-30 2013-10-30 日産自動車株式会社 Traction transmission capacity controller for driving force distribution device

Also Published As

Publication number Publication date
JP2012251610A (en) 2012-12-20

Similar Documents

Publication Publication Date Title
US6761244B2 (en) Electric power steering apparatus
WO2011129280A1 (en) Electric power steering device
JP2012111463A (en) Steer-by-wire type steering apparatus and vehicle equipped therewith
JP5632799B2 (en) Power transmission device
JP5326676B2 (en) Friction transmission
EP2246593B1 (en) Friction roller type power transmission device
CN107202096A (en) Torsion filter mechanism with cam path
JP5741226B2 (en) Friction transmission
JP5176977B2 (en) Driving force distribution device
JP6057289B2 (en) Engine starting method by vehicle power transmission device
WO2006003887A1 (en) Toroidal type continuously variable transmission for four-wheel drive car
JP2007247828A (en) Rotation driving force transmission mechanism including set of contact velocity joint
KR101327332B1 (en) continuously variable transmission of hub type
JP2015206372A (en) Drive force distribution device
WO2014024540A1 (en) Driving force distribution device
JP2002031206A (en) Toroidal type continuously variable transmission and continuously variable transmission
JP5761445B2 (en) Continuously variable transmission
JP2014020379A (en) Drive force distribution device
JP2011202699A (en) Continuously variable transmission
WO2013183412A1 (en) Driving force distribution device
JP2011202701A (en) Continuously variable transmission
JP2015205521A (en) driving force distribution device
WO2013183413A1 (en) Driving force distribution device
JP2019007539A (en) Worm speed reducer
JPS612959A (en) Continuously variable transmission

Legal Events

Date Code Title Description
A621 Written request for application examination

Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A621

Effective date: 20140423

A977 Report on retrieval

Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A971007

Effective date: 20150223

TRDD Decision of grant or rejection written
A01 Written decision to grant a patent or to grant a registration (utility model)

Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A01

Effective date: 20150331

A61 First payment of annual fees (during grant procedure)

Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A61

Effective date: 20150413

R151 Written notification of patent or utility model registration

Ref document number: 5741226

Country of ref document: JP

Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: R151

LAPS Cancellation because of no payment of annual fees