"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。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。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。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。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。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。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。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。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。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。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。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。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。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。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。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。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。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。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6L6R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6L6R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9L9R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。摩擦伝動装置1は、上記のごとく左右後輪主駆動輪6L6Rへのトルクの一部を左右前輪従駆動輪9L9Rへ分配して出力することにより、左右後輪主駆動輪6L6Rおよび左右前輪従駆動輪9L9R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。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1415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。入力軸12は更に、ローラベアリング1819を介しベアリングサポート2325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2325にはそれぞれ、図3に示すごとくローラベアリング1819が嵌合するための開口23a25aを設ける。これらベアリングサポート2325はそれぞれ、入出力軸1213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11b11c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11b11cに対し固着させないこととする。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2728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。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。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51L51Rを遊嵌する。これらクランクシャフト51L51Rの中心孔51La51Ra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52L52Rを介在させることにより、出力軸13をクランクシャフト51L51Rの中心孔51La51Ra内において、これら中心孔51La51Raの中心軸線O2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51L51Rには図4に明示するごとく、中心孔51La51Ra中心軸線O2に対し偏心した外周部51Lb51Rb半径をRoで図示したを設定し、これら偏心外周部51Lb51Rbの中心軸線O3は中心孔51La51Ra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51L51Rの偏心外周部51Lb51Rbはそれぞれ図2に示すごとく、軸受53L53Rを介して対応する側におけるベアリングサポート2325内に回転自在に支持する。このためベアリングサポート2325にはそれぞれ、図3に示すごとく軸受53L53Rが嵌合するための開口23b25bを設ける。ベアリングサポート2325は、前記した通り入出力軸1213の共通な回転支持板であるが、これら入出力軸1213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2325は、図23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。ベアリングサポート2325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23c25cおよび23d25dを設け、これら突起23c25cおよび23d25dを、対応するハウジング内側面11e11fに設けたガイド溝11g11hの底面に当接させる。ガイド溝11g11hは図3に示すごとく、ベアリングサポート2325に設けた開口23b25b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23c25cの変位を拘束しないようにする。前記のごとくにしてベアリングサポート2325に回転自在に支持したクランクシャフト51L51R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54L54Rで、ベアリングサポート2325間に軸線方向位置決めする。図2に示すように、クランクシャフト51L51Rの相互に向き合う隣接端にそれぞれ、偏心外周部51Lb51Rbと同心のリングギヤ51Lc51Rcを一体に設け、これらリングギヤ51Lc51Rcをそれぞれ同仕様のものとする。リングギヤ51Lc51Rc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51L51Rを両者の偏心外周部51Lb51Rb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51Lc51Rcに噛合させる。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56a56b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。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51Lc51Rcを介しクランクシャフト51L51R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~に示すごとく第1ローラ31に対し径方向へ接近する。しかして本実施例では、図5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51L51R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3132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。クランクシャフト回転角θが図5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3132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9L9R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9L9Rへの動力分配が多くなる。図5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9L9R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。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5758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。なおシールリング5556の介在に際しては、これらシールリング5556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。<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6L6R主駆動輪に伝達され、これら左右後輪6L6Rの駆動に供される。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51Lc51Rcを介しクランクシャフト51L51R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3132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3132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6L6R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。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2325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。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9L9Rへ伝達され、これら左右前輪9L9Rの駆動に供される。かくして車両は、左右後輪6L6R主駆動輪および左右前輪9L9R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。<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51L51Rの回転角θが図5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3132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9L9Rへの動力伝達が開始される。そして、クランクシャフト51L51Rを図5に示すθ=90°の回転位置から、図5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3132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9L9Rへの駆動力配分を増やすことができる。クランクシャフト51L51Rが図5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。以上の説明から明らかなように、クランクシャフト51L51R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51L51R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51L51Rの回転操作により自在に制御し得る。<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51L51R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の位置から軸線O3の周りで同図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51L51R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。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。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。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。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6465を介在させ、これらコイルバネ6465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6465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6465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6465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。上記したローラ旋回アシスト機構の作用を、図8~に基づき以下に詳述する。図8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6465が弾性変形していない自由状態であるため、コイルバネ6465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。図8に示すクランクシャフト回転角θ=0°の状態から、図8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の位置から図8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6465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。当該コイルバネ6465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に示すθ=90°のとき、コイルバネ6465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に示すように0となる。図8に示すクランクシャフト回転角θ=90°の状態から、図8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の位置から図8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6465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。ところでピン62の上記変位中、コイルバネ6465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および図8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6465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のθ=90°~135°領域に示すような正弦波形状に漸増する。図8に示すクランクシャフト回転角θ=135°の状態から、図8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の位置から図8の位置へと更に戻り方向へ平行移動させ、図8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6465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。以上のことから、当該コイルバネ6465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。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のθ=0°から図8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のθ=90°から図8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。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に示すクランクシャフト回転反力と、図6に示すローラ旋回アシストトルクとの和値であり、図6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に示すクランクシャフト回転反力の正弦波形と、図6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に示すごとく略0にすることができる。<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51L51Rによる第2ローラ32の旋回を図6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。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。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。<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。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に示すクランクシャフト回転角θ=0°の位置から、図9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。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に示すクランクシャフト回転角θ=90°の位置から、図9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に示すクランクシャフト回転角θ=135°の位置から、図9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。<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~に基づき以下に詳述する。図9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。図9に示すクランクシャフト回転角θ=0°の状態から、図9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。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に示すように0となる。図9に示すクランクシャフト回転角θ=90°の状態から、図9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。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および図9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のθ=90°~135°領域に示すような正弦波形状に漸増する。図9に示すクランクシャフト回転角θ=135°の状態から、図9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。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。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のθ=0°から図9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のθ=90°から図9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。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に示すクランクシャフト回転反力と、図6に示すローラ旋回アシストトルクとの和値であり、図6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に示すクランクシャフト回転反力の正弦波形と、図6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。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。<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51L51R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。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。<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に示すクランクシャフト回転反力の正弦波形と、図11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12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。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。<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および図13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。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および図13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~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。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。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。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。<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~に基づき以下に詳述する。図14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。図14に示すクランクシャフト回転角θ=0°の状態から、図14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。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に示すように0となる。図14に示すクランクシャフト回転角θ=90°の状態から、図14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。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および図14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のθ=90°~135°領域に示すような正弦波形状に漸増する。図14に示すクランクシャフト回転角θ=135°の状態から、図14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。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。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のθ=0°から図14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のθ=90°から図14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。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に示すクランクシャフト回転反力と、図6に示すローラ旋回アシストトルクとの和値であり、図6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に示すクランクシャフト回転反力の正弦波形と、図6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。"