上記入力側回転軸１の中間部には駆動側プーリ１０を設け、これら駆動側プーリ１０と入力側回転軸１とが同期して回転する様にしている。この駆動側プーリ１０を構成する１対の駆動側プーリ板１１、１１同士の間隔は、駆動側変位ユニット１２により調節自在である。即ち、上記駆動側プーリ１０の溝幅は、この駆動側変位ユニット１２により拡縮自在である。又、上記出力側回転軸２の中間部には従動側プーリ１３を設け、これら従動側プーリ１３と出力側回転軸２とが同期して回転する様にしている。この従動側プーリ１３を構成する１対の従動側プーリ板１４、１４同士の間隔は、従動側変位ユニット１５により調節自在である。即ち、上記従動側プーリ１３の溝幅は、この従動側変位ユニット１５により拡縮自在である。そして、この従動側プーリ１３と上記駆動側プーリ１０とに、無端ベルト１６を掛け渡している。
A drive-side pulley 10 is provided in the middle portion of the input-side rotary shaft 1, so that the drive-side pulley 10 and the input-side rotary shaft 1 rotate in synchronization with each other. The distance between the pair of drive-side pulley plates 11 and 11 constituting the drive-side pulley 10 can be adjusted by the drive-side displacement unit 12. That is, the groove width of the drive-side pulley 10 can be expanded or contracted by the drive-side displacement unit 12. Further, a driven side pulley 13 is provided in the middle portion of the output side rotating shaft 2, so that the driven side pulley 13 and the output side rotating shaft 2 rotate in synchronization with each other. The distance between the pair of driven side pulley plates 14 and 14 constituting the driven side pulley 13 can be adjusted by the driven side displacement unit 15. That is, the groove width of the driven side pulley 13 can be expanded or contracted by the driven side displacement unit 15. Then, the endless belt 16 is hung on the driven side pulley 13 and the driving side pulley 10.
本例の場合には、上記各入力側、出力側両回転軸１、２をケーシングに対し回転自在に支持する為の各転がり軸受３ａ、３ｂ、６ａ、６ｂとして、深溝型の玉軸受（転がり軸受３ａ、３ｂ、６ａ）或は円筒ころ軸受（転がり軸受６ｂ）を使用している。この為、これら各転がり軸受３ａ、３ｂ、６ａ、６ｂのうち、転がり軸受３ａ、３ｂ、６ａはそれぞれ、内周面に深溝型の外輪軌道１７を有する外輪１８と、外周面に内輪軌道１９を有する内輪２０と、これら外輪軌道１７と内輪軌道１９との間に転動自在に設けた、それぞれが転動体である複数個の玉２１、２１とにより構成している。又、残りの転がり軸受６ｂは、内周面に円筒凹面状の外輪軌道１７ａを有する外輪１８ａと、外周面に円筒凸面状の内輪軌道１９ａを有する内輪２０ａと、これら外輪軌道１７ａと内輪軌道１９ａとの間に転動自在に設けた、それぞれが転動体である複数個の円筒ころ２２、２２とにより構成している。これら各玉２１、２１或は円筒ころ２２、２２を保持する保持器は省略して、その分玉２１、２１及び円筒ころ２２、２２の数を増やし、基本動定格荷重及び剛性の向上を図っている。但し、出力の小さな自動車用のベルト式無段変速機の様に、基本動定格荷重及び剛性の面で余裕があれば、保持器を設けても良い。
In the case of this example, each of the input side, the rolling bearing 3a for supporting the output side rotary shaft 1 rotatably against the casing, 3b, 6a, as 6b, a deep groove ball bearing (rolling Bearings 3a, 3b, 6a) or cylindrical roller bearings (rolling bearings 6b) are used. Therefore, of the rolling bearings 3a, 3b, 6a, and 6b, the rolling bearings 3a, 3b, and 6a have an outer ring 18 having a deep groove type outer ring track 17 on the inner peripheral surface and an inner ring track 19 on the outer peripheral surface, respectively. It is composed of an inner ring 20 and a plurality of balls 21 and 21 which are rotatably provided between the outer ring track 17 and the inner ring track 19, each of which is a rolling element. The remaining rolling bearings 6b include an outer ring 18a having a cylindrical concave outer ring track 17a on the inner peripheral surface, an inner ring 20a having a cylindrical convex inner ring track 19a on the outer peripheral surface, and these outer ring track 17a and the inner ring track 19a. It is composed of a plurality of cylindrical rollers 22 and 22 which are rotatably provided between the above and each of which is a rolling element. The cage that holds each of these balls 21, 21 or cylindrical rollers 22, 22 is omitted, and the number of balls 21, 21 and cylindrical rollers 22, 22 is increased accordingly to improve the basic dynamic load rating and rigidity. ing. However, a cage may be provided if there is a margin in terms of basic dynamic load rating and rigidity, such as a belt-type continuously variable transmission for automobiles with a small output.
即ち、上記各転がり軸受３ａ、３ｂ、６ａを玉軸受とし、玉２１、２１をＳＵＪ２製とした場合に、これら転がり軸受３ａ、３ｂ、６ａに加わるラジアル荷重とラジアル方向に亙る変位との関係が図２に実線ａで示す様になるのに対して、玉２１、２１をセラミック製とした場合には、上記ラジアル荷重とラジアル方向に亙る変位との関係が、図２に破線ｂで示す様になる。又、玉２１、２１をＳＵＪ２製とした場合に、上記当該転がり軸受３ａ、３ｂ、６ａに加わるアキシアル荷重とアキシアル方向に亙る変位との関係が図３に実線ｃで示す様になるのに対して、玉２１、２１をセラミック製とした場合には、上記アキシアル荷重とアキシアル方向に亙る変位との関係が、図３に破線ｄで示す様になる。これら実線ａ、ｃと破線ｂ、ｄとを比較すれば明らかな通り、本例の様に、上記各転がり軸受３ａ、３ｂ、６ａを玉軸受とし、玉２１、２１をセラミック製とした場合には、一般的な軸受鋼製の玉軸受を使用した場合に比べて、ベルト式無段変速機の運転時に於ける前記入力側、出力側両回転軸１、２の位置関係が正規位置からずれる事を抑える事ができる。同時に、円すいころ軸受の様に回転抵抗の大きな転がり軸受を使用する必要がないので、伝達効率を低下させる事もない。
That is, when each of the rolling bearings 3a, 3b, 6a is a ball bearing and the balls 21 and 21 are made of SUJ2, the relationship between the radial load applied to these rolling bearings 3a, 3b, 6a and the displacement in the radial direction is Whereas the solid line a is shown in FIG. 2, when the balls 21 and 21 are made of ceramic, the relationship between the radial load and the displacement in the radial direction is shown by the broken line b in FIG. become. Further, when the balls 21 and 21 are made of SUJ2, the relationship between the axial load applied to the rolling bearings 3a, 3b and 6a and the displacement in the axial direction is shown by the solid line c in FIG. When the balls 21 and 21 are made of ceramic, the relationship between the axial load and the displacement in the axial direction is shown by the broken line d in FIG. As is clear from comparing these solid lines a and c with the broken lines b and d, when the rolling bearings 3a, 3b and 6a are ball bearings and the balls 21 and 21 are made of ceramic as in this example. Compared with the case of using ball bearings made of general bearing steel, the positional relationship between the input side and output side rotating shafts 1 and 2 during operation of the belt type stepless transmission deviates from the normal position. You can keep things down. At the same time, since it is not necessary to use a rolling bearing having a large rotational resistance like a tapered roller bearing, the transmission efficiency is not lowered.