DE102004016301B4

DE102004016301B4 - 2-Gang Exzenterringplanetengetriebe mit einer unter unterbrechungsfreiem Kraftfluß schaltbaren Kupplung zur Verbesserung der Standartkettengangschaltung eines Fahrrades

Info

Publication number: DE102004016301B4
Application number: DE102004016301A
Authority: DE
Inventors: Peter Miling
Original assignee: Miling Peter Dipl-Ing
Current assignee: Miling Peter Dipl-Ing
Priority date: 2004-04-02
Filing date: 2004-04-02
Publication date: 2006-06-01
Anticipated expiration: 2024-04-03
Also published as: DE102004016301A1

Abstract

Ziel der Konstruktion war, dass die übliche Kettengangschaltung, die so aufgebaut ist, dass es immer einen Teil der Schaltung am Hinterrad und am Vorderrad gibt, reduziert wird auf eine völlig am Hinterrad befindliche Schaltung und die Vielfalt der schaltbaren Gänge erhalten bleibt; gleichzeitig der Gesamtreibungswiderstand beim Fahrradfahren nicht deutlich erhöht wird und es weder während des Schaltens zu einer Unterbrechung des Kraftflusses kommt. DOLLAR A Die technische Aufgabe wurde gelöst durch ein einstufiges Exzenterringplanetengetriebe, das untergebracht wird in der neu gestalteten Ritzekassette (3), welche die bei den Kettenschaltungen üblichen Ritzel (1a-g) trägt, und bei dem zwischen zwei Lagerscheiben - nicht dargestellt - drei Zahnräder (11, 17, 20) wie folgt angeordnet sind: Ein in radialer Richtung feststehendes Ritzel auf der Fahrradhinterachse (22) wird umschlossen von zwei Zahnrädern, von denen das mittlere Zahnrad, das an der Innen- und Außenseite verzahnt ist, und das zweite umschließende Zahnrad, das nur an seiner Innenseite verzahnt ist. Das Ringplanetenzahnrad (17) steht mit seiner Innenverzahnung mit den Zähnen des umschlossenen Innenzahnrades (11) in Eingriff als auch mit seiner Außenverzahnung mit der Innenverzahnung des äußeren Zahnrades (20). Eine der umschließenden Lagerscheiben wird als Antrieb benutzt und der Abtrieb geschieht über das äußere Zahnrad (20). DOLLAR A Das Exzenterringplanetengetriebe ist eine konstruktive Verbesserung der herkömmlichen ...

Description

Der mir als Anmelder bekannte Stand der Technik leitet sich unmittelbar von heute käuflich zu erwerbenden Fahrrädern her. Dabei gibt es bei den Fahrradgangschaltungen 2 unterschiedliche technische Ausgestaltungen. Zum einen die Kettengangschaltungen, die in Ihrer einfachen Ausführung lediglich eine Schaltung auf der Hinterachse tragen mit mehreren Ritzel und einer Vorrichtung um die Kette von einem Ritzel zum anderen zu bewegen und so variable Übersetzungen zu ermöglichen. Dadurch kann ein Fahrrad je nach der eingestellten Übersetzung mit mehr oder weniger Pedalkraft in umgekehrt proportionaler Abhängigkeit zu dem zurückgelegten Weg pro Pedalumdrehung bewegt werden. Aufwendigere Kettengangschaltungen tragen zudem neben dem treibenden Zahnkranz auf der Pedalachse noch weitere Zahnkränze um die Anzahl der Übersetzungsverhältnisse zu erhöhen.

Zu der zweiten Gruppe gehören die Nabengangschaltungen bei denen die Gangschaltung in der Nabe des Hinterrades als technische Umsetzung in der Form eines mehrstufigen Planetengetriebes untergebracht ist. Ein Exzenterringgetriebe ist aus der US 1 730 183 bekannt.

Einige Nachteile der handelsüblichen Fahrradgangschaltungen:

Zu den Nachteilen heutiger Kettengangschaltungen werde ich im nächsten Kapitel näher eingehen. Bei den Nabengangschaltungen gibt es einerseits den Nachteil des hohen Gewichtes und dem mit steigender Ganganzahl wesentlich höheren Reibungswiderstandes als bei Kettengangschaltungen. Weitergehende Betrachtungen möchte ich hier nicht anführen da solche in ihren Feinheiten nur in wissenschaftlichen Untersuchungen ermittelt, dargestellt und gewichtet werden können, was nicht Gegenstand der Darstellung meiner eingereichten Erfindung sein soll. Auch weil meine Erfindung besonders den Aspekt der Verbesserung der heute gebräuchlichen Kettengangschaltungen betrifft.

Nachteile der heutigen Kettengangschaltungen:

Bei den heute üblichen Kettengangschaltungen mit 18, 21, oder gar mehr Gängen gibt es zum einen das Hauptproblem der vielfachen Gangüberschneidungen. Als konkretes Beispiel sei eine 21-Gang-Kettengangschaltung angeführt.

Diese besitzt auf der Ritzelkassette Ritzel mit den folgenden Zähnezahlen: 13, 15, 17, 20, 23, 26 und 30. Die vorderen Kettenblätter besitzen in diesem realen Beispiel die Zähnezahlen 22, 32 und 42. Daraus ergeben sich die folgenden Einzelübersetzungen, die in der unten angeführten Tabelle aufgelistet worden sind: Tabelle 1:

In dieser Tabelle sind alle Übersetzungsverhältnisse die so nahe beieinander liegen, daß sie keine wirklich neuen Übersetzungsstufen bilden als fett kursiv markiert.

Durch diese Gangüberschneidungen bleiben bei einer 21-Gang Kettengangschaltung lediglich die folgenden real nutzbaren Übersetzungen erhalten:
3,23 2,80 (2,47/2,46) (2,10/2,13) (1,83/1,88) (1,62/1,60/1,69)
1,47 (1,40/1,39) (1,23/1,29) (1,07/1,10) 0,96 0,85 0,73;
also 13 Gänge anstatt der theoretischen 21 Gänge.

(Die in den Klammern stehenden Werte sind die theoretisch vorhandenen Werte, welche aber alle als ein praktisch nutzbarer Übersetzungswert gelten kann.)

Bei Kettengangschaltungen mit noch höherer Ganganzahl zeigt sich eine weitaus größere Gangüberschneidung und somit ein noch ungünstigeres Verhältnis von theoretisch berechneten Gängen zu den praktisch nutzbaren Übersetzungen. Manchmal resultiert es einfach auch daraus, daß die Kette auf den vorderen Kettenblätter nicht direkt vom großen Kettenblatt auf ein sehr kleines Kettenblatt wechseln kann und sich ein somit aus diesem Grunde notwendige Zwischenblatt als zwingend erweist und dieses liefert zwangsläufig viele so genannte "Dummygänge". Zum anderen sind bei den Kettengangschaltungen mit 21 oder mehr Gängen nicht mehr alle vorhandenen Kombinationsmöglichkeiten, wegen der festen Kettenlänge und dem Schräglauf der Kette einwandfrei schalt- oder fahrbar.

Die Kette bekommt in den auf den Zahnkränzen vorne und den Ritzeln auf der Hinterachse in unterschiedlichen Endlagen eine zu große Schrägstellung um noch einwandfrei die Kräfte übertragen zu können. Abgesehen von den Nachteilen hoher Reibungsbeiwerte bei solchen Kettenschrägstellungen bis hin zum erhöhten Verschleiß oder sogar zur Zerstörung der Kette.

Weiterhin gibt es den Nachteil, dass eine solche Gangschaltung über den vorderen Zahnkränzen (auf der Pedalachse) nicht mehr von einem Kettenschutzblech ummantelt werden kann.

Technische Aufgabe und Zielsetzung:

Ziel der konstruktiven Aufgabe war es ein Getriebe zu entwickeln das die herkömmliche Ketten gangschaltung verbessert unter den Aspekten geringes Gewichtes, der Nachrüstbarkeit, eines geringen Reibungswiderstandes und hoher konstruktiver Kompaktheit. Zudem sollten die baulichen Veränderungen bei der Nachrüstung minimal sein und auch eine gewisse Variabilität besitzen. (siehe die ausführliche Beschreibung der Erfindung). Als Ziel der Konstruktion war gesetzt dass das herkömmliche Fahrrad mit Kettengangschaltung das über 12, 15, 18 oder mehr Gänge verfügt und in seiner Konstruktion so aufgebaut ist dass es immer einen Teil der Schaltung am Hinterrad und einen anderen Teil der Schaltung am Vorderrad (Pedalrad) gibt (Die einzelnen Übersetzungen entstehen dabei aus den verschiedenen Paarungen von Ritzeln auf der Hinterradachse und den Zahnkränzen auf der Pedalachse über die die Fahrradkette läuft), reduziert wird auf eine vollständig am Hinterrad befindliche Schaltung welche die Schaltung bzw. den technisch konstruktiven Aufbau der an der Pedalachse befindlichen Schaltung vermeidet unter der Voraussetzung dass die Vielfalt der schaltbaren Gänge erhalten bleibt und gleichzeitig die mechanische Eigenschaft des Gesamtreibungswiderstandes beim Fahrradfahren nicht deutlich erhöht wird und weiterhin die Konstruktion unter marktwirtschaftlichen Voraussetzungen wettbewerbsfördernd wirkt sowie ein Gegengewicht zu monopolisierten Patenten darstellt und die Produktion bzw. die Anschubinvestitionen in neue Techniken auf dem Markt des freien Wettbewerbes schützt.

Vorteilhafte Wirkungen der vorgestellten Erfindung:

Als Beispiel sei die oben vorgegebene Kettengangschaltung betrachtet: Bei den Zähnezahlen der hinteren Ritzel von 13, 15, 17, 20, 23, 26 und 30 würde erst eine zweite Übersetzungsstufe von z.B.: 0,41 – hier greife ich dem nächsten Kapitel der technischen Ausführung vor – die Gangschaltung ohne "Dummygänge" erweitern und zwar in folgender Weise: Tabelle 2

Bei dieser o.g. Kombination aus Kettengangschaltung und einer 2-Gang Nabenschaltung mit einer derartigen Übersetzung, würden alle Übersetzungsverhältnisse vom vorderen Kettenblatt zu den Ritzeln der Hinterradachse ohne weitere Gangüberschneidungen in linearer Folge erweitert, so daß 14 brauchbare Übersetzungsverhältnisse zu nutzen wären.

Im Folgenden wird auch deutlich dass weitergehende Änderungen am gesamten Hinterrad auf ein Minimum beschränkt werden. Lediglich die Achse, die Ritzelkassette und die dazugehörigen Ritzel unterliegen einer Neukonstruktion. Durch den Sprung in der Ritzelkassette bleibt auch die Möglichkeit erhalten, Ritzel mit verschiedenen Zähnezahlen auf ein und derselben Kassette anzuordnen. Weiterhin bietet diese Konstruktion die Möglichkeit, unter der gleichen Kassette, mit allerdings verschiedenen bzw. individuellen Ritzelabstufungen, ein Ringplanetengetriebe mit einem anderen Übersetzungsverhältnis einzusetzen, um z.B. eine andersstufige Erweiterung aller Übersetzungsverhältnisse ohne Gangüberschneidungen zu liefern.

Ausführliche Beschreibung der technischen Funktionsweise und des Aufbaues des 2-Gang-Exzenterringplanetengetriebes:
Es zeigen:
1 bis 5 Ein Ausführungsbeispiel des erfindungsgemäßen Exzenterringgetriebes.
In den dargestellten Zeichnungen ist der Zustand des ungeschalteten Getriebes dargestellt worden. In diesem Zustand geben die Ritzel der Kettengangschaltung, angetrieben von der Fahrradkette, die Drehkraft ohne weitere Beeinträchtigung durch Reibung an die herkömmliche Kupplung (der so genannte Freilauf bei Fahrrädern mit Kettengangschaltung) des Hinterrades weiter. Dieser Teil ist durch (38) in den Zeichnungen markiert und nicht weiter Bestandteil dieser Erfindung zur Verbesserung einer herkömmlichen Kettengangschaltung und wurde durch die zeichnerische Abrisskante (42) von der weiteren zeichnerischen Darstellung ausgespart.
Eine weitere Voraussetzung liegt darin dass Die Hinterradachse (22) feststehend sein muss, d.h. sie ist in der Lage Torsionsbelastungen aufzunehmen. Dabei bleibt allerdings der herkömmliche Freilauf bei solchen Rädern mit Kettengangschaltungen erhalten Die Fixierung der Achse gegen Drehbewegungen kann durch einen Bügel, der an einem Stab der Hinterradgabel befestigt wird geschehen, wie von Fahrrädern mit Rücktrittbremse bekannt ist oder in der Weise, dass die Hinterradachse an den beiden Stellen an der sie in die Gabelhalterungen eingesetzt und festgeschraubt wird ein Kantprofil besitzt, das bündig in diese Halterungen passt und jede Verdrehung der Achse verhindert.
Weitere Erläuterungen:
Das innere Planetenzahnrad (11) ist fest mit der Fahrradachse (22) verbunden und wird lediglich durch mehrere konzentrisch angeordnete Bohrungen (13) durchbrochen. Durch diese Bohrungen werden später die Schaltstößel – z.B. 4 oder 6 Stück – (30) hindurchgeführt damit die rechte Schaltmanschette (32) den Schaltvorgang an die linke Schaltmanschette (35) weiterleiten kann. Das gesamte Ringplanetengetriebe (8, 15, 17, 20) wird durch die Kugellagerungen (12, 7, 5) in Achsrichtung unverschieblich auf der Achse (22) gelagert.
Die rechte Lagerscheibe (8) ist mit der linken Lagerscheibe (15) durch eine unlösbare Verbindung zusammengesetzt z.B. durch Nietungen (15) die durch die mondsichelförmigen Hohlräume (25, 26) der einzelnen Zahlräder (11, 17, 20) durchgreifen können. Dadurch sind somit alle Zahnräder (11, 17, 20) und deren Kugellager(12, 7, 5) untrennbar in ihrer axialen und radialen Lage und in ihren Zahneingriffen vollständig fixiert und bilden das so genannte Exzenterringplanetengetriebe.
Wenn die Zahnradkette (nicht eingezeichnet) sich bewegt wird diese Bewegung auf eines der Zahnradritzel (1a, 1b, 1c, 1d, 1e, 1f, oder 1g) übertragen. Diese Ritzel sind fest mit der neu gestalteten Ritzelkassette (3) verbunden und setzen diese in eine Drehbewegung der Kassette (3) um. Diese Drehbewegung wird durch die beiden Kugeln (28) die sich in zwei Halbkugelhohlräumen der Kassette (3) befinden auf die rechte Schaltmanschette (32) übertragen durch die im Profil halbkreisförmige Längsnut (43) oder Mitnehmernut. Diese Längsnut (43) und deren Gegenstücke der Mitnehmerkugeln (28) mit deren Lagerungen in der Ritzelkassette (3) existieren selber nun wieder in mehrfacher konzentrischer Anordnung (3-, 4-, oder 6-fach) zur Vermeidung jeder unsymmetrischen Belastung bei der Drehbewegung der rechten Schaltmanschette (32) um die Achse (22).
Die rechte Schaltmanschette (32) wird gegen eine zufällige Radialverschiebung nach Links gehindert bzw. fixiert durch die Kugeln des Kugellagers (31) dass gestützt wird durch den Lagerstützring (29) der wiederum durch die Schaltstößel (30) fixiert wird. Die Schaltstößel enden linksseitig am linken Lagerstützering (37) der seinerseits das Kugellager (36) in Position hält gegen den Federdruckmechanismus (40) der auf die linke Schaltmanschette (35) wirkt.
Dieser Federdruckmechanismus (40) ist nur schematisch dargestellt, er würde in der realen Konstruktion z. B. durch eine beidseitig kugelgelagerte Tellerfeder zu verwirklichen sein oder ähnlich funktionsgerechte Konstruktionen. Dieser Federdruckmechanismus (40) hat lediglich die Aufgabe alle Bauteile in der gezeichneten Position zu halten – also im ungeschalteten Zustand des Getriebes. Dabei wird vorausgesetzt dass auch der Freilaufübergang (38) federnd gegen die linksseitige Lagerung am Hinterrad abgestützt wird. Die Abstützung des Federdruckmechanismus (40) erfolgt gegen den Flansch (2a) der linken Lagerabdeckung (2) der neu gestalteten Ritzelkassette (3). Dieser Flansch ist durch eine z.B. Schraubverbindung (44) mit der Ritzelkassette verbunden und also in radialer Richtung nicht verschiebbar. Der Flansch (2a) wirkt also wie ein festes Lager gegen den Federdruck der Anordnung (40).
Da in der gezeichneten Anordnung die Kupplungsfläche (27a) der rechten Schaltungsmanschette (32) nicht im Eingriff mit der Kupplungsfläche (27b) des Flansches (8a) der rechten Lagerscheibe (8) steht wird die Drehbewegung der Ritzelkassette (3) über die feste (z.B. Schraubverbindung) Verbindung zu der linken Lagerabdeckung (2) und von dort über die Kupplungsfläche (39b) des linken Flansches (2a) auf die Kupplungsfläche (39a) des herkömmlichen Freilaufes (38) übertragen und das Hinterrad des Fahrrades angetrieben.
Das Rillenkugellager (4) stützt die Ritzelkassette in axialer Richtung. In der gezeichneten Anordnung aller Elemente wird das Hinterrad des Fahrrades direkt ohne eine weitere Übersetzung als eben diejenige vom treibenden Kettenzahnrad an der Pedalachse zu den angetriebenen Ritzeln des Hinterrades vorwärts gedreht. Ansonsten findet keine Übersetzung statt und auch keine Behinderung durch erhöhte Reibungskräfte oder Reibungsverluste während des Fahrens.
Erläuterungen zum Schaltvorgang:
Die technische Ausführung desjenigen Teiles der Schaltung welche eine Schaltkraft zur Bewegung in Schaltrichtung (41) auf die rechte Schaltmanschette (32) ausübt ist nicht dargestellt und ist auch nicht Gegenstand dieser Erfindung.
Bei der Bewegung der rechten Schaltmanschette (32) nach links fährt diese mit dem rechten Anschlag der Längsnut (43) bis zum Anschlag der rechten Kugellagerung (28). Dadurch werden beide Kupplungflächen (27a und 27b) zusammen geschoben und leiten auf diese Weise die Drehbewegung der Ritzelkassette (3) kraftschlüssig auf den Flansch (8a) der rechten Lagerscheibe (8). Gleichzeitig werden über die Kugeln (31) die Schaltstößel (30) nach links bewegt. Diese Bewegung verschiebt auf der linken Seite des Getriebes die linke Schaltmanschette (35) gegen die Rückstellkraft des Federdruckmechanismus (40) in den Kugelführungen (33, 36, 34) wodurch die Kupplungselemente (45) ineinander greifen und die Verbindung der Kupplungsflächen (39a und 39b) zwischen dem Flansch (2a) der linken Lagerabdeckung (2) und dem schematisch angedeuteten und in axialer Richtung federnd gelagerten Freilauf (38) sich löst. Die linke Abtriebsscheibe (18) ist konstruktiv fest verbunden mit dem äußeren innen verzahnten Ringplanetenzahnrad (20) z.B. durch eine Reibverscheißung.
In diesem oben beschriebenen geschalteten Zustand läuft der Kraftfluss bez. wird die Drehbewegung der Ritzel folgendermaßen umgesetzt.
Das durch die Fahrradkette angetriebene Ritzel überträgt seine Kraft und Drehbewegung auf die Ritzelkassette (3) die ihre Drehbewegung über die Lagerkugeln (28) auf die rechte Schaltmanschette (32) und von dort über die Kupplungsflächen (27a und 27b) auf die rechte Lagerscheibe (8) und die linke Lagerscheibe (15) – da beide durch Nietungen (14) verbunden sind – übergibt.
Nach Untersetzung der Drehbewegung im Exzenterringplanetengetriebe um den hier gewählten Faktor von 0,41 (siehe weiter unten) wird diese reduzierte Drehzahl über das innen verzahnte Zahnrad (20) an die fest damit verbundene linke Abtriebsscheibe (18) weitergegeben. Diese Abtriebsscheibe wiederum gibt ihre reduzierte Drehzahl über die linke Schaltmanschette (35) und dann über die Kupplungselemente (45) an den Freilauf (38) des Fahrrades weiter, welcher seinerseits das Hinterrad des Fahrrades dreht bzw. antreibt mit einer reduzierten Drehzahl.
Erläuterungen zu der Getriebefunktionalität:
Der Antrieb des Getriebes erfolgt über die Drehbewegung der starr miteinander verbundenen rechten Lagerscheibe (8) und der linken Lagerscheibe (15). Alle Zahnräder des Exzenterringplanetengetriebes (11, 17, 20) sind in ihren Führungen durch die Kugellager (12, 7, 5) frei beweglich und stehen miteinander im Eingriff (46, 47). Bei der Drehbewegung der beiden Lagerscheiben um das feststehende Innenzahnrad (11) wird der Mittelpunkt (24) der Lagerung (7) auf einer konzentrischen Kreisbahn um den Mittelpunkt des gesamten Getriebes (23) bzw. den Mittelpunkt der Fahrradachse (23) geführt. Dabei wird der Eingriff der Außenverzahnung des inneren Zahnrades (11) mit der Innenverzahnung des Ringplanetenzahnrades (17) in drehender Bewegung nachgeführt sodass beide Zahnräder immer im Eingriff stehen aber der Eingriffspunkt sich kreisförmig weiterbewegt.
Diese Änderung der Lage des Ringplanetenzahnrades wird weiter gegeben durch die äußere Verzahnung des Ringplanetenzahnrades an die Innerverzahnung des äußersten Zahnrades (20) und der Eingriffspunkt (46) wandert ebenfalls auf einer Kreisbahn um den Lagermittelpunkt (23) kontinuierlich weiter.
Die Untersetzung bei dieser Art der Führung des Planetenzahnrades berechnet sich mit den folgenden Bezeichnungen:

I: = (Drehzahl des Aussenzahnrades)/(Drehzahl der Lagerungsscheiben)
I: = Untersetzungsfaktor
Z1: = Zähnezahl des Innenrades (24)
Z2: = Zähnezahl der Innenverzahnung des Ringplanetenrades (17)
Z3: = Zähnezahl der Außenverzahnung des Ringplanetenrades (17)
Z4: = Zähnezahl des Innerverzahnung des Außenrades (20)

I = 1 – (Z1/Z2) × (Z3/Z4).

Im kontruktiven Beispiel denen die gezeichneten Zahnräder zugrunde liegen wurden die folgende Zähnezahlen gewählt: Z1 = 20, Z2 = 28, Z3 = 38 und Z4 = 46. Daraus ergibt sich die im obigen Text schon angeführte Untersetzung von 0,41. Tabelle 2 zeigte schon die daraus entstehenden Übersetzungen aller möglichen Schaltstellungen der Kettengangschaltung mit dem Exzenterringplanetengetriebe.
Durch eine geschickte Wahl der Größenverhältnisse und der entsprechenden Verzahnungen der 3 Zahnräder können Übersetzungsverhältnisse im Bereich um die 0,5 (ca 0,4 bis 0,6) erzeugt werden.
Bei allen allen anderen herkömmlichen einstufigen Planetengetrieben sind solche Übersetzungsverhältnisse technisch nicht realisierbar.
Weitergehende Erläuterungen zur Getriebefunktionalität:
Durch die in der vorstehenden Funktionsbeschreibung des Exzenterringplanetengetriebes gemachten Erläuterungen ergibt sich im angeschalteten Zustand des Getriebes eine reine Abrollbewegung der neu gestalteten Ritzelkassette (3) über dem Getriebe ohne einen Reibungsverlust beim Fahren des Fahrrades. Im beschriebenen geschalteten Zustand wird eine Untersetzung im gewünschten Bereich zwischen 0,4 und 0,5 erreicht unter mehreren Voraussetzungen wie 1.) der Bauform und der Größe die dazu geeignet ist die neue Schaltung in die neu gestaltete Ritzelkassette (3) einzubauen, und so das neue Getriebe im Zahnkranz der herkömmlichen Kettengangschaltung für ein Hinterrad unterzubringen, sowie 2.) eine geringe Anzahl von Bauteilen – kostengünstig in der Produktion – zur Realisierung eines solchen Untersetzungsverhältnisses zu verwenden und 3.) eine Minimierung der Reibungsverluste für Zahnradgangschaltungen zu realisieren durch a) ein großes Verhältnis von Kugeldurchmessern zu den Gesamtdurchmessern der Kugellager und b) durch die Realisierung von nur 2 Eingriffsstrecken von Zahnradzähnen die zur Untersetzung und zur Kraftübertragung im Getriebe dienen und c) durch eine gekapselte Lagerung des Ringplanetengetriebes die es einerseits vor Bewegungshinderndem Schutz schützt oder es anderseits erlaubt hochwertige bzw. dünner flüssige Schmierstoffe zur Minderung der anfallenden Reibungen in den Kugellagern (12, 7, 5) zu verwenden bzw. einzuschließen ohne dass diese flüchtig werden.
Während der Schaltung des Untersetzungsverhältnisses dieses Getriebes bestehend aus der rechten Lagerscheibe (8) die als Antrieb benutzt wird und der linkerhand angeordneten Abtriebsscheibe (18) des Ringplanetengetriebes die als Abtrieb dient, werden beide Schaltvorgänge – Einkupplung der Dreh- und Kraftübertragung durch die rechte Kupplungsmanschette (27a und 27b) und die Einkupplung auf der linken Seite des Ringplanetengetriebes (45) sowie dem Lösen der Kupplung der im angeschalteten Zustand verbundenen Kupplungselemente (39a und 39b) – also beide Bewegungen gleichzeitig durchgeführt durch die Konstruktion der beide Schaltmanschetten (32, 35) in ihrer Bewegung koppelnden Schaltstößel (30) und dadurch ergibt sich die Eigenschaft dass sowohl das Einkuppeln zur Untersetzung sowie das Auskuppeln unter voller Kontinuität der Drehbewegung bzw. der Kraftübertragung gewährleistet ist. Damit ergibt sich die Möglichkeit mit diesem Getriebe unter Volllast z.B. bei extremen Geländesteigungen zu schalten ohne einen Kraftabriss befürchten zu müssen, was auch die Fahrsicherheitsaspekte positiv beantwortet.

Claims

Einstufiges Exzenterringplanetengetriebe bei dem zwischen zwei Lagerscheiben (8, 15) 3 Zahnräder angeordnet sind, welche durch diese mittels Kugellagern abgestützt werden, welches im Innern einer Ritzelkassettte (3) eines Fahrrades mit Kettengangschaltung installiert ist mit einer unter unterbrechungsfreiem Kraftfluss schaltbaren Kupplung welche es gestattet zwischen einerseits dem Antrieb der von der Fahrradkette über die Ritzel (1a, 1b, 1c, 1d, 1e, 1f, 1g) auf die Ritzelkassette eingeleitete Drehbewegung in unmittelbarer Weise auf einen Flansch (2a) zur Drehung des Hinterrades ohne eine Getriebeuntersetzung weiter zu geben und anderseits dem (geschalteten) Antrieb der über die in die Ritzelkassette (3) eingeleiteten Drehbewegung, welche ohne Unterbrechung des Kraftflusses beim Schaltvorgang geschieht, – über den Antrieb der Lagerscheibe (8) durch die im Exzenterringplanetengetriebe (11, 17, 20, 5, 7, 12) untersetzten Drehzahl – auf eine das Hinterrad antreibende Abtriebscheibe (18) hin und her zu schalten, wobei die 3 Zahnräder derart aufeinander einwirken, dass ein inneres außen verzahntes Zahnrad (11) starr mit der unbeweglich gelagerten Achse (22) eines Fahrrades verbunden ist, welches umschlossen ist von einem zweiten innen und außen verzahnten Zahnrad (17) das selbst wiederum von einem nur innen verzahnten Zahnrad (20) umschlossen wird, wobei der Mittelpunkt des inneren und äußeren Zahnrades im gleichen Mittelpunkt (23) wie der Mittelpunkt der Fahrradachse liegt und der gemeinsame Mittelpunkt der Teilkreise der Innenverzahnung und der Außenverzahnung des mittleren Ezenterringplanetenzahnrades (17) in Distanz liegt zum gemeinsamen Mittelpunktes (23) des inneren und des äußeren Zahnrades (11, 20) wobei die Teilkreise einerseits der äußeren Verzahnung des inneren Zahnrades (11) mit dem Teilkreis der Innerverzahnung des Exzenterringplanetenzahnrades (17) und andererseits der Teilkreis der äußeren Verzahnung des Exzenterringplanetenzahnrades (17) mit dem Teilkreis der Innenverzahnung des äußeren Zahnrades (20) sich tangential in jeweils einem Punkt berühren.
Einstufiges Exzenterringplanetengetriebe nach Anspruch 1 dadurch gekennzeichnet, dass sich an den linken und rechten Seitenflächen aller 3 Zahnräder jeweils über die Zahnradbreite hinausragende und konzentrisch zum Mittelpunkt des jeweiligen Zahnrades angeordnete Stege (46, 47, 48) befinden mit zur Aufnahme von Rillenkugellagern (12, 7, 5) eingearbeiteten Laufbahnen.
Einstufiges Exzenterringplanetengetriebe nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass eine in die zylindrische Außenfläche des äußeren Zahnrades (20) eingearbeitete Laufbahn zur Aufnahme eines Rillenkugellagers (4) zur radialen Abstützung der die Zahnritzel (1a bis 1g) tragenden Kassette (3) vorgesehen ist.
Einstufiges Exzenterringplanetengetriebe nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass eine Lagerscheibe (15) und eine Lagerscheibe (8) vorgesehen sind welche in den den Zahnrädern (11, 17, 20) zugewandten Oberflächen Lagerungsbahnen zur Aufnahme der Rillenkugellager (12, 7, 5) besitzen und formschlüssig ineinander greifende Erhöhungen (14) tragen welche durch die beiden sichelförmigen Ringräume (25, 26) beide Lagerdeckel – nach einem formschlüssigen Verfahren (z.B. Nietung) nicht lösbar miteinander verbinden.
Einstufiges Exzenterringplanetengetriebe nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass die Lagerscheibe (8) einen achsnahen Steg und Flansch (8a) trägt an welchem eine Kupplungsfläche eingearbeitet ist, die eine über den gesamten Umfang des Flansches vorhandene im Profil sägezahnartig ausgearbeitete Struktur (49) aufweist deren mit dem Gegenelement (27a) formschlüssige Ausrichtung der Profilzähne es gestattet eine Drehkraft nur in der Drehrichtung des Hinterrades eines Fahrrades – beim Vorwärtsfahren – zu übertragen.
Einstufiges Exzenterringplanetengetriebe nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass mehrere über den Umfang gleichmäßig verteilte in die Innenseite der Zylinderfläche (50) der Ritzelkassette (3) eingebrachte halbkugelförmige paarweise angeordnete Vertiefungen (51) zur Aufnahme der Kugeln (28) vorgesehen sind, mit dem Zweck einer rotationssymmetrischen Kraftübertragung in Drehrichtung von der Ritzelkassette (3) auf die rechte Schaltmanschette (32).
Einstufiges Exzenterringplanetengetriebe nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass eine Schaltmanschette (32) vorgesehen ist als ein zylindrisch geformtes Bauteil mit im wesentlichen winkelförmigem Querschnitt dessen zur axialen Richtung der Achse (22) senkrecht angeordnete Zylinderfläche eine Kupplungsfläche (27a) trägt nach der Maßgabe der Formschlüssigkeit mit der Kupplungsfläche (27b) der rechten Lagerscheibe (8, 8a) und deren zur axialen Richtung der Achse (22) parallele Außenfläche mehrere über den Umfang gleichmäßig verteilte axiale längliche Vertiefungen mit halbkreisförmigem Profil- zu beiden Seiten in Viertelkugeloberflächen auslaufend – zur Aufnahme der zur Kraftübertragung geeigneten und eingesetzten Kugeln (28) aufweist, sowie eine in die zylindrische Stirnfläche des winkelförmig senkrecht stehenden Teiles des Schaltmanschettenprofils eingearbeitete Laufbahn zur Auflage an den Kugeln eines Rillenkugellagers (31).
Einstufiges Exzenterringplanetengetriebe nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass eine Lagerabdeckung (2) vorgesehen ist mit einer am äußeren Rand angebrachten Verschraubung (44) zur Ritzelkassette (3) und einer Kupplungsfläche (39b) – am achsnahen Flansch (2a) – zur Kraftübertragung auf die formschlüssige Kupplungsfläche (39a) des Hinterrades in nur der Drehrichtung des Hinterrades.
Einstufiges Exzenterringplanetengetriebe nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass eine linke Abtriebsscheibe (18) vorgesehen ist, die in kraftschlüssiger Verbindung (21) zum äußeren Zahnrad (20) des Exzenterringplanetengetriebes steht und in der zylindrischen achsnahen – und axial parallelen – Oberfläche (52) ihres Flansches (53) mehrere einzelne über den Umfang gleichmäßig verteilte halbkugelförmige Vertiefungen aufweist zur Aufnahme von Kugeln (34).
Einstufiges Exzenterringplanetengetriebe nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass eine linke Schaltmanschette (35) als ein zylindrisch geformtes Bauteil mit einem achsennahen und axial-parallel ausgerichtetem Flansch (54) und einem achsfernen aber auch axialparallel ausgerichtetem Flansch (55) sowie einem senkrecht stehenden Verbindungssteg (56) ausgebildet ist, wobei das Bauteil mit 2 Rillenkugellagern (33, 36) auf der Fahrradachse (22) gelagert ist und der achsferne Flansch (55) an seiner Außenseite mehrere über den Umfang gleichmäßig verteilte axiale längliche Vertiefungen mit halbkreisförmigem Profil – zu beiden Seiten in Viertelkugeloberflächen auslaufend – zur Aufnahme der zur Kraftübertragung geeigneten und eingesetzten Kugeln (34) aufweist, wobei eine an der linken Seite des Flansches (54) angebrachte Vorrichtung von mehreren konzentrisch gleichmäßig über den Umfang angeordneten Kupplungselementen mit fingerförmigen und federgelagerten Schnappelementen (45) die in den entsprechenden Vertiefungen in der stirnförmigen Kupplungsfläche des Bauteiles (38) einrasten können, vorgesehen ist.
Einstufiges Exzenterringplanetengetriebe nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass mehrere auf dem Umfang gleichmäßig verteilte Bohrungen (13) durch das mit der Achse (22) fest verbundene Innenzahnrad (11) des Exzenterringplanetengetriebes vorgesehen sind, mit zu jeder dieser Bohrungen gehörenden und die Bohrungen durchstoßenden Schaltstößel (30) gleicher Länge als zylindrisch stabförmige Bauteile.
Einstufiges Exzenterringplanetengetriebe nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass ein Lagerstützring (37) mit einer auf einer Seite vorhandenen Laufbahn für ein Rillenkugellager (36) und ein Lagerstützring (29) mit auf einer Seite vorhandenen Laufbahn für ein weiteres Rillenkugellager (31) zur Bewegungs- und Kraftübertragung zwischen der rechten Lagermanschette (32) und der linken Lagermanschette (35) bei den durch den Schaltvorgang ausgelösten axialen Bewegungen beider Schaltmanschetten, vorgesehen sind.
Einstufiges Exzenterringplanetengetriebe nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass eine Rückstellfederanordnung (40) vorgesehen ist, die mit beidseitig angebrachten Rillenkugellagern in die vorhandenen Laufbahnen am Flansch (2a) der Lagerabdeckung und in die senkrecht. Fläche des Flansches (56) der Schaltmanschette (35) platziert ist.
Einstufiges Exzenterringplanetengetriebe nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass zwei Rillenkugellager (6) vorgesehen sind, die mit den in den Oberflächen der Lagerscheibe (15) und der Lagerscheibe (8) sowie den in den Oberflächen der Innenseite der Ritzelkassette (3) und der Lagerabdeckung (2) vorhandenen Lagerbahnen die Ritzelkassette (3) gegen axiale Verschiebungen fixieren und sichern.