Übersetzungsgetriebe zur kontinuierlichen, stufenlosen Veränderung der Tourenzahl und des Drehmomentes von rotierenden Kr aftüber tragnngsorganen. Die vorliegende Erfindung bezieht sich auf ein Übersetzungsgetriebe zur kontinuier lichen, stufenlosen Veränderung der Touren zahl und des Drehmomentes eines rotieren den getriebenen Teils, bei welchem Getriebe der Antrieb auf den treibenden Teil inter- mittierend,
impulsweise erfolgt, insbesondere für Fahrräder mit Tretkurbelantrieb.
Es sind bei Fahrrädern in das Tretlager eingebaute Übersetzungsgetriebe vorgeschla gen worden, bei denen der stufenlose Über setzungswechsel nach Art der bekannten Reibradgetriebe durch Verschieben einer auf konischen Trommeln laufenden Friktions- Sa.ite erfolgen soll. Abgesehen davon, dass ein bei hinreichender Festigkeit genügend bieg samer Baustoff für derartige Saiten noch nicht hergestellt werden kann, krankt dieser Vorschlag an dem allen Reibradgetrieben eigenen Übel zu grosser Reibungsverluste und demzufolge nur geringer mechanischer Wir kungsgrade.
Weiter sind Übersetzungsgetriebe für Fahrräder bekannt, bei denen die kontinuier liche Variabilität der Tourenzahl durch künstlich erzeugten sogenannten "Schlupf" in den Kraftübertragungsorganen, zum Bei spiel durch Zwischenschaltung gleitender Kupplungsorgane, herbeigeführt werden soll. Infolgedessen ist es mit solchen Mitteln wohl möglich die Tourenzahl der getriebenen Welle zu variieren, nicht absr auch - auf was es jedoch ganz besonders ankommt die Drehmomente .zu verändern.
Dieselben stehen an der treibenden und der getriebenen Welle dauernd im gleichen Verhältnis, so dass dieser künstlich erzeugte "Schlupf" lediglich eine Leistungsvernichtung bewirkt und dadurch eine ganz erhebliche Verschlech terung des mechanischen Nutzeffektes her beiführt und im übrigen auch keine Verände rung der Drehmomente der getriebenen Welle gegenüber der treibenden Welle zu bewir ken vermag.
Andere bekannte Fahrrad-Übersetzungs- getriebe sind auf dem Prinzip der im Kraft- wagenbau gebräuchlichen Wechselgetriebe aufgebaut und ermöglichen nur eine an wenige feste Stufen gebundene Veränderbär- keit der Tourenzahlen und Drehmomente. Zudem sind diese letztgenannten bekannten Wechselgetriebe sehr schwer im Gewicht und mechanisch sehr kompliziert und demzufolge auch entsprechend teuer, so dass sie sich nicht in den tatsächlich bestehenden Bedürfnissen entsprechendem Masse einzuführen vermoch ten.
Die vorliegende Erfindung ermöglicht die Beseitigung aller dieser Nachteile. Beim er findungsgemässen Getriebe kann man mit relativ wenig Einzelteilen auskommen, so dass es entsprechend klein, leicht und billig gebaut werden kann, ohne dadurch an Be triebssicherheit einzubüssen. Darüberhinaus bietet das erfindungsgemässe Getriebe die Möglichkeit der kontinuierlichen, stufenlosen Veränderbarkeit der Tourenzahlen und Dreh momente.
Zu diesem Zwecke sind gemäss der Erfindung zwischen den treibenden und den getriebenen Teil elliptische Zahnräder in den Kraftfluss eingebaut. wobei eine mit min destens einem der Ellipsenzahnräder in Wir kungsverbindung stehende Steuerung vorge sehen ist, welche dazu bestimmt ist, dieses Ellipsenzahnrad in derRotationsebene gegen über seiner Tragwelle zu verstellen, der massen, dass der Winkel zwischen der einen Ellipsenachse dieses Ellipsenrades und der Halbierenden des Drehwinkels,
in dessen Be reich der impulsweise Kraftantrieb jeweils erfolgt, in seiner Grösse verändert werden kann.
In der Zeichnung ist eine mögliche Aus führungsform des Erfindungsgegenstandes beispielsweise dargestellt, und zwar zeigt: Fig. 1 das Übersetzungsgetriebe im Schnitt nach der Linie 1-I in Fig. 2, Fig. 2 einen Schnitt nach der Linie II-II in Fig. 1, Fig. 3 eine Seitenansicht des Getriebes in Richtung des in Fig. 1 eingezeichneten Pfei les A gesehen, Fig. 4 und 5 eine schematische Darstel- lung der Zahnräder in zwei verschiedenen Stellungen.
In dem dargestellten Beispiel bezeichnen 1 und 2 die beiden Hälften eines zweitei ligen Fahrradtretlagergehäuses mit Muffen 3. 4 und 5 für die Rahmenrohre 6. 7 und B. Mit 9 ist die Tretkurbelwelle mit den üblichen Tretkurbeln 10 und 11 bezeichnet.
Die Tretkurbelwelle 9 ist einerseits mittels eines Kugellagers 12 und anderseits in einer Büchse 13 über den Hals 14 eines Zahnrades und ein Kugellager 15 im Gehäuse 1, \? dreh bar gelagert. 16 bezeichnet eine ebenfalls im Gehäuse 1, 2 mittels der Kugellager 17 und 18gelagerteVorgelegewelle. <B>Auf</B> derTretkur- belwelle 9 ist ein elliptisches Zahnrad 19 auf gekeilt, welches mit einem gleich grossen ebenfalls elliptischen Zahnrad 20 auf der Vorgelegewelle 16 ständig in Eingriff steht, während ein weiteres, koaxial zur Tretkur belwelle 9 angeordnetes,
mit der Büchse 13 versehenes Ellipsenrad 21 mit einem eben falls gleich grossen Ellipsenrad 22 der Vor gelegewelle 16 dauernd kämmt. Die sämt lichen Ellipsenräder sind um durch die Ellip- senachsenschnittpunkte verlaufende Achsen drehbar. Auf dem Hals 14 des Zahnrades 21 ist ein Flansch 23 aufgelkeilt, und mittels Schrauben 24 ist dieser mit dem grossen KA-t- tenrad 25 verbunden.
Die Vorgelege-,velle 16 ist hohl ausgebil det und weist in ihrem Innern einen achsial verschiebbaren Steuerkolben 26 auf. Im Steuerkolben 26 sind zwei diesen quer durch dringende Steuerbolzen 27 fest angeordnet, deren aus dem Steuerkolben 26 vorstehende Enden in Schrägschlitze 28 bezw. 29 der Vor gelegewelle 16 bezw. der Ellipsenräder 20 und 22 eingreifen. Hierbei sind die je über einanderliegenden Schrägschlitze 28 der Vor gelegewelle und 29 der Zahnräder kreuzweise zueinander angeordnet. wie dies Fig. 1 deut lich erkennen lässt.
Mit 30 ist ein vom Gehäuse 1. 2 abstehen der ringförmiger Hals bezeichnet, welcher auf der Aussenseite mit einem steilen Ge winde 31 versehen ist welches mit dem Innengewinde eines Deckels 32 korrespon- dient.
Dieser Deckel 32 steht mit dem Steuerkolben 26 in Verbindung, derart, dass sich der Steuerkolben im Deckel 32 unge hindert um seine Längsacbse drehen kann, während jedoch jede achsiale Verschiebung des Deckels 32 auf den Steuerkolben 26 über tragen und diesem mitgeteilt wird. Der Dek- kel 32 weist einen Arm 33 auf, an welchem ein Schaltgestänge 34 gelenkig angeschlos sen ist.
Die Handhabung und Wirkungsweise des vorstehend beschriebenen Übersetzungsgetrie bes ist kurz folgende: Erfahrungsgemäss er folgt bei einem Fahrrad mit Tretkurbelan- trieb der Kraftantrieb in intermittierenden Impulsen, und zwar erstreckt sich dieser Kraftimpuls erfahrungsgemäss über einen Kurbelwinkel von etwa 90 Grad,
von denen sich mit Bezug auf die Horizontale X -X recht angenähert etwa 45 Grad über die obere und etwa 45 Grad über die untere Kurbel- hälfte erstrecken.
Auf diesen impulsweisen Antrieb baut sich das ganze Prinzip des vorbeschriebenen Übersetzungsgetriebes auf. Zum besseren Eindringen in das Wesen der Erfindung und Verständnis sei angenommen, dass sich die Tretkurbeln 10, 11 im Ausgangspunkte der nachfolgenden Betrachtungen in horizontaler Lage (Ebene X-X), also mitten im Kraft hub befinden, wie dies aus Fig. 2 hervor geht.
Die Ellipsenräder 19, 20, 21 und 22 sollen dabei zunächst die aus Fig. 4 er sichtliche Lage einnehmen, in welcher die Ellipsenachse der je auf gleichen Achsen 9 bezw. 16 angeordneten Räder 19, 21 bezw. 20, 22 parallel zueinander verlaufen.
Wer den nun die Tretkurbeln im Sinne des in Fig. 2 eingezeichneten Pfeiles B gedreht, so wird diese Drehbewegung über die Ellipsen räder 19, 20, 21 und 22 und den Flansch 23 dem Kettenrad mitgeteilt und durch die übliche (nicht gezeichnete) Kette die Bewe gung weiter auf das Hinterrad des Fahr rades übertragen.
In Fig. 4 ist der Sektor des Drehwinkels a, welchen das Ellipsenrad 19 während des Krafthubes zurücklegt, senk recht schraffiert. Wie aus Fig. 4 zu ersehen ist,
fällt die Halbierende H des Drehwinkels mit der kleinen Ellipsenachse des Rades 19 zusammen. Die ganze Abrollung während des Krafthubes erfolgt zusammen. Die ganze Abrollung während des Krafthubes erfolgt beim Rad 19 auf einer dem Ellipsenachsen- schnittpunkt O relativ nahe liegenden Bogen strecke,
wobei die Radien dieser Bogen punkte in. ihrer Länge verhältnismässig nur wenig voneinander abweichen. Bei dem Ellipsenrad 20 (Fig. 4) ist der am Kraft hub beteiligte Sektor horizontal schraffiert gezeichnet. Wie ersichtlich, ist der Drehwin kel ss dieses Rades bei gleicher Bogenlänge des auf dem Rad 19 abrollenden LTmfang- stückes erheblich kleiner als der Drehwin kel a des Rades 19.
Entgegen den Verhält nissen beim Rade 19 ist beim Rade 20 wäh rend der Abrollung ein von dessen Achsen- schnittpunkt 0 relativ entferntes Bogenstück beteiligt.
Demgemäss hat sich auch die Win- kelgeschwindigkeit des Rades 20 gegenüber dem treibenden Rad 19 verringert, während indessen das Drehmoment des Rades 20 im Verhältnis der Winkelgeschwindigkeitsab- nahme zugenommen hat. Das Übersetzungs verhältnis zwischen den Rädern 19 und 20 beträgt in der gezeichneten Stellung während des ganzen Krafthubes angenähert 1 :2. Das Ellipsenrad 22 bewegt sich während des Krafthubes um den nämlichen Drehwinkel ss wie das Rad 20.
Der Sektor des Drehwinkels ss des Rades 22 ist in Fig. 4 wieder horizon tal schraffiert. Bei dem mit dem Rad 22 kämmenden Zahnrad 21 erfolgt die Abrol- lung entgegen dem Rade 22 wieder auf einem dem Achsenschnittpunkt 0 relativ nahe lie genden Bogenstück, wie beim Rade 19.
Der aus der Abrollung beim Rade 21 sich erge bende Drehwinkel y beträgt, wie aus Fig. 4 zu ersehen ist, wieder 90 Grad wie beim Rade 19, so dass sich in der in Fig. 4 ge zeichneten Stellung für die Räder 19 und 21 ein Übersetzungsverhältnis von 1 : 1 ergibt.
Dieses Übersetzungsverhältnis bleibt indessen nicht nur während des Krafthubes sondern während der ganzen Kurbelumdrehung das gleiche, da die durch die Elliptik der Räder <B>1,9</B> und 20 bedingte Ungleichförmigkeit der -N#@'iiilzel-eschwindigkeit der Vorgelegewelle 16 durch. das umgekehrt wirkende Räderpaar 22, 21 in jeder Kurbelstellung wieder völlig ausgeglichen wird.
Es soll nun eine andere, beispielsweise die kleinste Übersetzung eingeschaltet wer den. Zu diesem Zwecke wird das Schalt gestänge 34 durch einen üblichen Mechanis mus in Richtung des in Fig. 2 eingezeichne ten Pfeiles C bewegt. Hierbei erfährt der Deckel 32 (Fig. 1) eine Drehbewegung und zufolge des Gewindeganges 31 zugleich eine achsiale Bewegung in Richtung des in Fig. 1 eingezeichneten Pfeiles D.
Dadurch werden die Schaltbolzen 27 in den Schrägschlitzen 28 und 29 verschoben, und da die Schräg schlitze 28 der Vorgelegewelle 16 gegenüber- den Schrägschlitzen 29 in den Rädern 20. 22 gekreuzt angeordnet sind, folgt, dass sich die Räder 20, 22 in ihrer Rotationsebene gegen über ihrer Tragwelle 16 verstellen. Es er- Olibt sich dann zum Beispiel für die kleinste rbersetzung für die Räder 22, 21 die aus Fig. 5 ersichtliche Stellung gegenüber der Lage der Räder 19, 20.
In Fig. 5 ist der Sek tor des Drehwinkels a des Rades 19 während des Krafthubes wieder senkrecht und der entsprechende Sektor des Drehwinkels ss des Rades 20 wieder horizontal schraffiert ge zeichnet. Ebenso ist der Sektor des im Win- kelmass gleichbleibenden Drehwinkels ss des Rades 22 mit horizontaler Schraffur verse hen. Im Gegensatz zu den Verhältnissen in Fig. 4 erfolgt in Fig. 5 die Abrollung des Rades 22 während des Krafthubes auf einem dem Achsenschnittpunkt 0 relativ nahe lie genden Bogenstück.
Die Länge dieses Bogen stückes ist dementsprechend auch nur klein und korrespondiert mit einem gleich kurzen Bogenstück des Rades 21, bei welch letz terem dieses Bogenstück jedoch vom Achsen schnittpunkt 0 relativ weit abliegt. Die Folge davon ist, dass sich die Drehung des Rades 21 über einen relativ nur kleinen Drehwinkel y erstreckt. Dementsprechend hat sich auch dieM'inkelgeschwindigkeit des Rades 21 ver kleinert, während dessen Drehmoment im nämlichen Verhälinis zugenommen hat.
Für die aus Fig. 5 ersichtliche gegenseitige Stel lung der Räder ergibt sich ein@gesamtesÜber- setzun,gsverhältnis zwischen den Rädern 19 lind 21 von sehr angenähert 1 :4.
Wie ersichtlich. schliesst in Fig. 5 die grosse Ellipsenachse des Rades 22 mit der Halbierenden H des Drehwinkels y des Krafthubes einen Winkel 8 von 90 Grad ein, währenddem bei dem Übersetzungsverhältnis von 1 : 1, entsprechend der Fig. 4. die grosse Ellipsenachse des Rades 22 mit der Halbie renden des Drehwinkels y zusammenfällt, be ziehungsweise mit dieser einen Winkel von 0 Grad einschliesst.
Durch schwächeres oder stärkeres Verstellen des Deckels 32 bezw. der Räder 20, 22 kann der Winkel 8 zwischen 0 bis 90 Grad beliebig gewählt werden, wobei jede, auch die kleinste Änderung dieses Win kels 8 ein entsprechend anderes Übersetzungs verhältnis zwischen den Rädern 19 und 21 bezw. dem treibenden Teil 9 und dem ge triebenen Teil 25 zur Folge hat.
Statt wie in dem beschriebenen Beispiel dargestellt. wäre es natürlich auch möglich nur das eine Rad der Vorgelegewelle, z. B. das Rad 22. gegenüber seiner Tragwelle ver stellbar auszubilden, wie es auch denkbar wäre, das erste Ellipsenrad 19 gegenüber der jeweiligen Lage der Tretkurbeln 10. 11 in der Rotationsebene gegenüber der Tretlager- welle 9 verstellbar zu gestalten.
Die für das beschriebene Beispiel ge wählte kreuzweise Anordnung der Schräg schlitze 28, 29 hat den Vorteil, dass die aus dem Zahndruck resultierenden aehsialen Druckkomponenten auf die Schrägschlitze bezw. die Steuerbolzen 27 in einander ent gegengesetzten Richtungen wirken und sich so aufheben. doch könnte natürlich die Ver stellung der Räder oder des Rades auch auf andere Weise und mit andern Mitteln be werkstelligt werden.
Bei dem beschriebenen Beispiel ist die Steigung des Gewindeganges 31 so gewählt, dass er in der Achsenrichtung selbsthemmend wirkt, so dass der Deckel 32 auch durch all- fällige achsiale Reaktionsdrücke der Steuer kolben 26 in der eingestellten Lage verbleibt.
Statt der gewählten Gestängeschaltung könnte natürlich auch eine Drahtzugschaltung in Anwendung kommen, wie es im übrigen selbstverständlich möglich ist, die einzelnen Elemente im Rahmen der Erfindung von dem dargestellten Beispiel abweichend zu ge stalten.
Transmission gear for continuous, stepless change in the number of revolutions and the torque of rotating power transmission elements. The present invention relates to a transmission gear for continuous, stepless change in the number of revolutions and the torque of a rotating the driven part, in which gear the drive to the driving part intermittently,
takes place in pulses, especially for bicycles with crank drives.
There are built-in transmission gear in the bottom bracket in bicycles has been proposed, in which the stepless transmission change should be done in the manner of the known friction gear by moving a friction Sa.ite running on conical drums. Apart from the fact that a sufficiently flexible building material for such strings cannot yet be produced with sufficient strength, this proposal suffers from the evil inherent in all friction gears, namely excessive friction losses and consequently only low levels of mechanical efficiency.
Next, transmission gears for bicycles are known in which the continuous Liche variability of the number of revolutions is to be brought about by artificially generated so-called "slip" in the power transmission elements, for example by interposing sliding clutch elements. As a result, it is possible with such means to vary the number of revolutions of the driven shaft, but not absr too - what is particularly important, however, is to change the torques.
These are permanently in the same ratio on the driving and driven shaft, so that this artificially generated "slip" only causes a loss of power and thereby a considerable deterioration in the mechanical efficiency and, moreover, no change in the torques of the driven shaft able to effect against the driving wave.
Other known bicycle transmission gears are based on the principle of the change gears commonly used in motor vehicle construction and only allow the number of revolutions and torques to be varied in a few fixed steps. In addition, these last-mentioned known change-speed transmissions are very heavy in weight and mechanically very complicated and consequently also correspondingly expensive, so that they are not able to be introduced in accordance with the actually existing needs.
The present invention eliminates all of these drawbacks. When he inventive gear you can get by with relatively few items, so that it can be built correspondingly small, light and cheap, without sacrificing operational reliability. In addition, the transmission according to the invention offers the possibility of continuous, stepless variability in the number of revolutions and torques.
For this purpose, according to the invention, elliptical gears are built into the power flow between the driving and the driven part. one with at least one of the elliptical gears in operative connection control is provided, which is intended to adjust this elliptical gear in the plane of rotation with respect to its support shaft, such that the angle between the one elliptical axis of this elliptical wheel and the bisector of the angle of rotation ,
In the area of which the pulsed power drive takes place in each case, its size can be changed.
In the drawing, one possible embodiment of the subject matter of the invention is shown, for example, namely: FIG. 1 shows the transmission gear in section along line 1-I in FIG. 2, FIG. 2 is a section along line II-II in FIG 3 shows a side view of the transmission in the direction of arrow A shown in FIG. 1, FIGS. 4 and 5 show a schematic representation of the gearwheels in two different positions.
In the example shown, 1 and 2 denote the two halves of a two-part bicycle bottom bracket housing with sleeves 3. 4 and 5 for the frame tubes 6. 7 and B. 9, the crankshaft with the usual cranks 10 and 11 is designated.
The pedal crankshaft 9 is on the one hand by means of a ball bearing 12 and on the other hand in a sleeve 13 over the neck 14 of a gear and a ball bearing 15 in the housing 1, \? rotatable. 16 denotes a countershaft which is also supported in the housing 1, 2 by means of the ball bearings 17 and 18. An elliptical gear 19 is wedged on the crankshaft 9, which is constantly in engagement with an equally large, elliptical gear 20 on the countershaft 16, while another, coaxially arranged to the crankshaft 9,
with the sleeve 13 provided elliptical gear 21 with an equally large elliptical gear 22 of the countershaft 16 before the countershaft meshes continuously. All of the elliptical wheels can be rotated about axes running through the intersection of the ellipse axes. A flange 23 is keyed onto the neck 14 of the gear wheel 21 and is connected to the large KA-t-ten wheel 25 by means of screws 24.
The countershaft, shaft 16 is hollow ausgebil det and has an axially displaceable control piston 26 in its interior. In the control piston 26, two of these are fixedly arranged transversely through penetrating control bolts 27, the ends of which protruding from the control piston 26 in inclined slots 28 respectively. 29 of the countershaft 16 respectively. the elliptical gears 20 and 22 engage. Here, the oblique slots 28 of the countershaft and 29 of the gears are arranged crosswise to one another. as Fig. 1 clearly shows.
With a protruding from the housing 1. 2, the ring-shaped neck is designated, which is provided on the outside with a steep Ge thread 31 which corresponds to the internal thread of a cover 32.
This cover 32 is connected to the control piston 26 in such a way that the control piston in the cover 32 can rotate unhindered around its longitudinal axis, while any axial displacement of the cover 32 is transmitted to the control piston 26 and communicated to it. The cover 32 has an arm 33 to which a shift linkage 34 is articulated.
The handling and operation of the transmission gear described above is briefly as follows: Experience has shown that a bicycle with a pedal crank drive is powered by intermittent pulses, and experience shows that this force pulse extends over a crank angle of around 90 degrees,
of which, with reference to the horizontal X-X, extend approximately 45 degrees over the upper and 45 degrees over the lower half of the crank.
The whole principle of the transmission gear described above is based on this pulsed drive. To better penetrate the essence of the invention and to understand it, it is assumed that the cranks 10, 11 are in the starting point of the following considerations in a horizontal position (plane X-X), that is, in the middle of the power stroke, as can be seen from FIG.
The elliptical wheels 19, 20, 21 and 22 should initially assume the position shown in FIG. 4, in which the elliptical axis of the respectively on the same axes 9 respectively. 16 arranged wheels 19, 21 respectively. 20, 22 run parallel to one another.
Who now rotates the cranks in the sense of the arrow B shown in Fig. 2, this rotational movement is communicated via the elliptical wheels 19, 20, 21 and 22 and the flange 23 of the sprocket and the usual chain (not shown) moves transmission to the rear wheel of the bicycle.
In Fig. 4, the sector of the angle of rotation a, which the elliptical wheel 19 covers during the power stroke, is shaded vertically right. As can be seen from Fig. 4,
the bisector H of the angle of rotation coincides with the small axis of the ellipse of the wheel 19. The entire unwinding during the power stroke takes place together. The entire unwinding during the power stroke takes place at wheel 19 on an arcuate stretch relatively close to the intersection of the ellipse axis,
The radii of these arc points differ only slightly from one another in their length. In the case of the elliptical wheel 20 (FIG. 4), the sector involved in the power stroke is drawn horizontally hatched. As can be seen, the angle of rotation ss of this wheel is considerably smaller than the angle of rotation a of the wheel 19 with the same arc length of the L-catching piece rolling on the wheel 19.
Contrary to the situation in the case of the wheel 19, in the case of the wheel 20 an arcuate piece relatively distant from its axis intersection 0 is involved during unwinding.
Accordingly, the angular speed of the wheel 20 has also decreased in relation to the driving wheel 19, while the torque of the wheel 20 has increased in proportion to the decrease in the angular speed. The translation ratio between the wheels 19 and 20 is approximately 1: 2 in the position shown during the entire power stroke. The elliptical wheel 22 moves during the power stroke by the same angle of rotation ss as the wheel 20.
The sector of the angle of rotation ss of the wheel 22 is again hatched horizontally in FIG. In the case of the gear wheel 21 meshing with the wheel 22, the unwinding takes place against the wheel 22 again on an arcuate section relatively close to the axis intersection 0, as in the case of the wheel 19.
As can be seen from FIG. 4, the rotation angle y resulting from the unwinding of the wheel 21 is again 90 degrees as with the wheel 19, so that in the position shown in FIG. 4 for the wheels 19 and 21 Transmission ratio of 1: 1 results.
However, this transmission ratio remains the same not only during the power stroke but during the entire crank rotation, since the irregularity of the speed of the countershaft 16 caused by the elliptic of the wheels <B> 1,9 </B> and 20 by. the reversely acting pair of wheels 22, 21 is completely balanced again in each crank position.
A different one, for example the smallest translation, should now be switched on. For this purpose, the switching linkage 34 is moved by a conventional mechanism in the direction of the arrow C drawn in FIG. Here, the cover 32 (FIG. 1) experiences a rotary movement and, as a result of the thread turn 31, also an axial movement in the direction of the arrow D shown in FIG. 1.
As a result, the shift pins 27 are shifted in the inclined slots 28 and 29, and since the inclined slots 28 of the countershaft 16 are arranged in a crossed manner opposite the inclined slots 29 in the wheels 20, 22, it follows that the wheels 20, 22 counter each other in their plane of rotation Adjust over their support shaft 16. The position shown in FIG. 5 relative to the position of the wheels 19, 20 then results, for example, for the smallest gear ratio for the wheels 22, 21.
In Fig. 5, the sec tor of the angle of rotation a of the wheel 19 is again perpendicular during the power stroke and the corresponding sector of the angle of rotation ss of the wheel 20 is again drawn horizontally hatched ge. Likewise, the sector of the angle of rotation ss of the wheel 22, which remains constant in terms of the angular dimension, is provided with horizontal hatching. In contrast to the relationships in FIG. 4, in FIG. 5 the rolling of the wheel 22 takes place during the power stroke on an arcuate section relatively close to the axis intersection 0.
The length of this arc piece is accordingly only small and corresponds to an equally short arc piece of the wheel 21, in which latter this arc piece however from the axes intersection 0 is relatively far. The consequence of this is that the rotation of the wheel 21 extends over a relatively small angle of rotation y. Correspondingly, the angular speed of the wheel 21 has also decreased, while its torque has increased in the same ratio.
For the mutual position of the wheels shown in FIG. 5, there is an overall transmission ratio between the wheels 19 and 21 of very approximately 1: 4.
As can be seen. 5 includes the large elliptical axis of the wheel 22 with the bisector H of the angle of rotation y of the power stroke an angle 8 of 90 degrees, while at the transmission ratio of 1: 1, according to FIG. 4, the large elliptical axis of the wheel 22 with the halving ends of the angle of rotation y coincide with each other, including an angle of 0 degrees with this.
By weaker or stronger adjustment of the cover 32 BEZW. the wheels 20, 22, the angle 8 between 0 to 90 degrees can be chosen arbitrarily, with each, even the smallest change in this Win angle 8 a correspondingly different translation ratio between the wheels 19 and 21 respectively. the driving part 9 and the GE driven part 25 results.
Instead of as shown in the example described. it would of course also be possible only one wheel of the countershaft, z. B. to make the wheel 22 adjustable with respect to its support shaft, as it would also be conceivable to make the first elliptical wheel 19 adjustable in relation to the respective position of the cranks 10 11 in the plane of rotation with respect to the pedal bearing shaft 9.
The cross-wise arrangement of the oblique slots 28, 29 selected for the example described has the advantage that the axial pressure components resulting from the tooth pressure act on the oblique slots BEZW. the control bolts 27 act in opposite directions ent and cancel each other out. but of course the adjustment of the wheels or the wheel could also be done in other ways and with other means.
In the example described, the pitch of the thread 31 is selected so that it has a self-locking effect in the axial direction, so that the cover 32 remains in the set position even through any axial reaction pressures of the control piston 26.
Instead of the selected linkage circuit, a wire pull circuit could of course also be used, as it is of course also possible to deviate the individual elements within the scope of the invention from the example shown.