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Fahrrädern mit Elektroantrieb (Pedelecs und e-Bikes), erfreuen sich stetig wachsender Beliebtheit. Sie bieten die Möglichkeit der individuellen, kostengünstigen, emissionsarmen und platzsparenden Fortbewegung im urbanen Raum und sind nach Meinung des Verfassers dieses Textes die zwingende Antwort auf die Frage wie wir als Menschen unsere Mobilität im Nahbereich zukünftig gestalten wollen. Die zunehmende weltweite Verstädterung mit wachsenden Bevölkerungsdichten in Ballungszentren ist dabei eine große Motivation zum Gebrauch von emissionsarmen und platzsparenden Fortbewegungsmitteln.
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Daneben gibt es einen ständigen Trend zu mehr Komfort/Convenience der sich beim Fahrrad mit oder ohne Elektrozusatzantrieb durch den Wunsch nach Wartungsfreiheit und z.B. durch den Wunsch nach automatisiertem Schalten (Änderung des Übersetzungsverhältnisses) äußert. Auch denken große Unternehmen wie die Deutsche Bahn darüber nach, ihren Kunden LEV's an Bahnhöfen zur Verfügung zu stellen, welche den Bahnkunden eine individuelle Fortbewegung in den Innenstädten erlaubt. Solche LEV's sollten wartungsfrei und einfach zu bedienen sein (z.B. durch automatisiertes Schalten).
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Der heutige Stand der Technik kennt eine Vielzahl an LEV-Varianten. Im Folgenden werden auf Grund der Übersichtlichkeit nur einspurige, zweirädrige auf dem klassischen Fahrrad aufbauende Konzepte näher betrachtet. Diese beinhalten i.d.R. ein mehrstufiges, formschlüssig arbeitendes Getriebe (Nabengetriebe mit einem oder mehreren Planetenradsätzen, Tretlagergetriebe mit mehreren Stirnradstufen oder die klassische Kettenschaltung mit mehreren Kettenblättern und Ritzeln) und einen Elektromotor, welcher i.d.R. als bürstenloser Gleichstrommotor (BLDC-Motor) ausgeführt ist. Dabei sitzt der Motor meist entweder in der Vorderradnabe, in der Nähe des Tretlagers oder in der Hinterradnabe.
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Die gemeinsamen Anforderungen an den E-Motor und das Getriebe bei einem Einsatz in einem LEV sind kostengünstiger Aufbau, geringes Gewicht, hoher Wirkungsgrad, Robustheit, Wartungsarmut bzw. Wartungsfreiheit. Der E-Motor sollte zudem ein fahrradspezifisches Drehmoment von bis zu 50 Nm am antreibenden Rad zur Verfügung stellen und das Getriebe sollte einen möglichst großen Stellbereich (kleinster bis größter Gang) aufweisen um in jeder Fahrsituation (am Berg und in der Ebene) dem Fahrer und E-Motor einen günstigen Drehzahl-/bzw. Trittfrequenzbereich zu gestatten.
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Unter den oben aufgeführten gemeinsamen Anforderungen an Getriebe und E-Motor ist die nach einem hohen Wirkungsgrad eine der wichtigsten, da man mit einem hohen Wirkungsgrad des Antriebsstranges hohe Reichweiten des Elektroantriebes erzielt bzw. die Baugröße und damit die Kosten und das Gewicht des Akkus bei gleichbleibender Reichweite reduzieren kann. Zudem wird das Fahren ohne elektromotorische Unterstützung einfacher, da die Fahrwiderstände geringer sind.
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Aus der Anforderung „Hoher Wirkungsgrad“ ergibt sich eine günstige Anordnung von E-Motor und mehrstufigem Fahrradgetriebe derart, dass der E-Motor (mit oder ohne eigenem Getriebe) das Fahrradgetriebe mit nutzt, da der Drehzahlbereich des E-Motors, in welchem er die zugeführte elektrische Energie effizient in mechanische Energie umwandelt (Wirkungsgrad > 80%), relativ schmal ist. Hinzu kommt, dass auch der Mensch als Antriebsmaschine nur einen schmalen Drehzahl- bzw. Trittfrequenzbereich (Trittfrequenz zwischen 50-80 UpM) nutzt, in welchem die Muskeln effizient arbeiten bzw. sich ein komfortables Gefühl einstellt. Insofern kann es als günstig angesehen werden, den Drehzahlbereich des höchsten Motorwirkungsgrades auf den vom Menschen als komfortabel empfundenen Trittfrequenzbereich (Kadenz) abzustimmen und das Fahrradgetriebe gemeinsam zu benutzen.
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Aus der Anordnung des E-Motors vor dem Fahrradgetriebe ergibt sich folgende Problemstellung. Die herkömmlichen Fahrradgetriebe (formschlüssig arbeitende Kettenschalt- und Hinterradnabengetriebe) sind i.d.R. nicht für den Betrieb mit einem E-Motor ausgelegt bzw. entwickelt. Der Betrieb mit einem E-Motor führt zu Schaltgeräuschen, einem Haken der Schaltung und erhöhtem Verschleiß, bzw. kann zur Beschädigung des Getriebes führen, wenn im Moment der Leistungsabgabe des E-Motors ein Gangwechsel durch den Fahrer vollzogen wird. Ursache ist das vom Motor auf das Getriebe abgegebene Drehmoment, welches eigentlich eine Trennung der formschlüssig arbeitenden Getriebeelemente (Zahnräder, Kette und Ritzel) erfordern würde um einen geräusch- und verschleißarmen Schaltvorgang (Wechsel des Übersetzungsverhältnisses) durchzuführen. Beim KFZ wird dies durch die allseits bekannte Kupplung ermöglicht. Zudem läuft der Rotor des E-Motors auf Grund seiner Massenträgheit nach Leistungsabgabe nach, was ebenfalls ein Drehmoment auf das nachgeschaltete Getriebe verursacht. Das heißt, will ein Radfahrer geräusch- und verschleißarm schalten, müsste er nach der Leistungsabgabe durch den E-Motor noch eine gewisse Zeit warten, bis die Rotationsenergie des Rotors des E-Motors aufgebraucht ist und erst dann - ohne selbst in die Pedale zu treten - schalten, da ihm keine Kupplung zwischen E-Motor und Fahrradgetriebe zur Verfügung steht. Mit Geräuschen und Verschleiß ist auch ein gewisser Komfortverlust verbunden.
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Insofern kann es als günstig angesehen werden, ein stufenlos arbeitendes Getriebe einzusetzen, welches auf Grund der reibschlüssigen Kraftübertragung eine Teillastschaltfähigkeit aufweist (das heißt, der Kraftfluss muss bei Übersetzungsveränderung nicht unterbrochen werden) und damit auch unter Teillast keine Schaltgeräusche emittiert und keinen Schaltverschleiß aufweist.
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Der heutige Stand der Technik kennt diverse, in ihrem Übersetzungsverhältnis stufenlos variierbare Getriebe, welche kraftschlüssig bzw. reibschlüssig arbeiten, auch Regelreibradgetriebe genannt. Die Antriebsleistung wird durch Umfangskräfte übertragen, welche zwischen rotationssymmetrischen Reibkörpern unter einer Anpresskraft in den dabei radial zur Rotationsachse der Reibkörper angeordneten Berührflächen wirken. Die dabei unter der Anpresskraft entstehenden Abplattungen an den Reibkörperberührstellen lassen sich nach Hertz bzw. Stribeck berechnen und sind punkt-, ellipsen- oder linienförmig. Die realisierten Regelreibradgetriebebauformen haben gemeinsam, dass sie die stufenlose Veränderung der Übersetzung durch eine stufenlose Veränderung des wirksamen Radius der Berührflächen relativ zu den Reibkörperrotationsachsen verwirklichen. Die Reibkörper sind dabei im Wesentlichen kegel- bzw. kugelförmig. Die Veränderung des Radius wird bei Kugelreibgetrieben meist durch die Verkippung der Kugeldrehachse relativ zu einem An-/Abtriebskörper und bei Kegelreibgetrieben im Wesentlichen durch die Verlagerung der Reibfläche längs der Kegelmantellinie realisiert. Abhängig von der nutzbaren Reibzahl und der zu übertragenden Umfangskraft sind hohe Anpresskräfte notwendig, welche die Reibkörper belasten. Ein derartiges Getriebe ist aus der Anmeldung
EP 0 432 742 A1 bekannt. Hier beschreibt der Anmelder eine Antriebsnabe mit einem Reibantrieb, welcher die Antriebsleistung über Reibräder und dazwischen befindliche Toroidscheiben an die Nabenhülse überträgt.
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Für Fahrräder gibt es seit kurzem eine stufenlose Getriebenabe der Firma Fallbrook aus USA. Sie nennt sich NuVinci N360 und arbeitet mit einer Reibgetriebestufe mit kugelförmigen Reibkörpern, deren Rotationsachse verkippt werden kann. Dadurch werden die wirksamen Radien der Reibkugeln auf der An- und Abtriebsseite verändert und damit eine stufenlose Übersetzungsveränderung realisiert. Durch die Einstufigkeit werden sehr große Drehmomentanforderungen an das Getriebe, welches sich in der Hinterradnabe befindet, gestellt (Antriebsrad beim Fahrrad bis zu 250Nm). Dies erfordert sehr große Anpresskräfte in den die Umfangskraft übertragenden Reibflächen des Getriebes, da der Hebelarm zur Erzeugung eines Drehmomentes, auf Grund des aus Gewichtsgründen kleinen Durchmessers des Getriebes, ebenfalls klein ist. Dadurch entstehen hohe hertz'sche Pressungen in den Berührflächen der Reibkörper. Die von sogenannten Spreizkupplungen proportional zur Größe des anliegenden Drehmomentes erzeugten Anpresskräfte, welche mehrere zehntausend Newton betragen können, müssen ihrerseits über das Nabengehäuse abgestützt werden, welches entsprechend stabil und damit schwer gebaut sein muss. Ein weiterer Nachteil dieser Bauform ist das zu kleinen und großen Übersetzungsverhältnissen hin progressiv ansteigende Bohr-/Wälzverhältnis in den Reibflächen und damit ein überproportionales Ansteigen der Verlustleistung. Dadurch wird der Stellbereich, in welchem das Getriebe effizient arbeitet, also einen für Fahrradgetriebe ausreichend hohen (> 90%) Wirkungsgrad aufweist, eingeschränkt. Daneben müssen bei dieser Bauform die zwischen den Reibringen und den kugelförmigen Reibkörper wirkenden Anpresskräfte über wälzgelagerte Ringe abgestützt werden. Dies führt zum einen, auf Grund der ungünstigeren geometrischen Verhältnisse, zu höheren hertz schen Pressungen in diesen Stützstellen als in den Reibstellen und auch hier zu Verschleiß und Verlusten und zum anderen zu Lagerverlusten in den Wälzlagern der Ringe.
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Untersucht man unter Berücksichtigung der Nachteile des NuVinci N360 Getriebes die Möglichkeiten des Einsatzes anderer bekannter Regelreibgetriebebauformen, ist es sinnvoll zunächst nach dem Wirkungsgrad zu fragen, da dieser wie oben gezeigt eine wichtige Anforderung darstellt. Der Wirkungsgrad lässt sich grundsätzlich an einem sog. Bohr/Wälzverhältnis ablesen. Wobei kleine Bohr/Wälzverhältnisse grundsätzlich für eine hohe Effizienz bei der Reibkraftübertragung und somit in der Regel für einen hohen Wirkungsgrad stehen. Dieses Bohr/Wälzverhältnis verändert sich in der Regel mit der Übersetzung. Möchte man Wirkungsgrade von über 90% realisieren bei gleichzeitig großem Übersetzungsverhältnis kommen nur folgende Bauformen in Betracht: Kegel-Scheiben-Getriebe, Doppelkegel-Ring-Getriebe, Voll- und Halbtoroidgetriebe, Kegelringgetriebe sowie Schub- und Zuggliederbandgetriebe. Untersucht man diese Bauformen im Hinblick auf die Randbedingungen Gewicht, Bauvolumen und Leistungsvermögen für den Einsatz in einem Fahrrad nach obigen Annahmen, bleiben die Getriebebauformen Doppelkegel-Ring-Getriebe und Voll-/Halbtoroidgetriebe übrig. Da bei Voll- und Halbtoroidgetrieben die Lagerung der sog. Roller und deren Kippwinkeleinstellung für eine Übersetzungsveränderung mechanisch sehr aufwendig ist, fallen auch diese beiden Bauformen weg. Auf eine detaillierte Darstellung des Auswahlverfahrens wird hier verzichtet.
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Das Doppelkegel-Ring-Regelreibgetriebe wurde von Jean Ernst Kopp in den 1950er Jahren entwickelt und zum Patent (
DE 11 32 773 B ) angemeldet und verbindet einen einfachen Aufbau, eine einfache Übersetzungsveränderung - durch axiale Verlagerung des Doppelkegelträgers - mit einem günstigen Bohr-/Wälzverhältnis, welches auf Grund der Kegelform der Reibkörper bei Übersetzungsveränderung nur moderat variiert und damit einem guten Wirkungsgrad > 90%. Daneben müssen die Anpresskräfte auf An- und Abtriebsseite nicht über zusätzliche Lager abgetragen werden, da sie sich gegenseitig über die doppelkegelförmigen Reibkörper nahezu aufheben. Dies alles realisiert einen Verschleiß- und Wirkungsgradvorteil gegenüber dem NuVinci N360 Getriebe von Fallbrook.
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Neben der stufenlosen Funktionsweise kann es als günstig angesehen werden den Fahrer von der Erfordernis des Schaltens bzw. Gangwechsels zu entlasten insbesondere, wenn er noch eine Motorsteuerung (z.B. Unterstützungsgrad) zu bedienen hat. Das stufenlose NuVinci N360 Getriebe gibt es hierzu auch mit einer elektrisch betriebenen Schaltautomatik namens Harmony. Dabei schaltet ein Servomotor an der Hinterradnabe drehzahlabhängig in den als angenehm empfundenen Gang, bzw. wählt das als angenehm emfundene Übersetzungsverhältnis, welches der Fahrer auf Grund seiner Trittfrequenzvorgabe (Kadenz) am Bordcomputer einstellt. Dies erfordert einen weiteren E-Motor (Servomotor) nebst Steuerung und erhöht damit die technische Komplexität und Fehleranfälligkeit.
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Insofern kann es als günstig angesehen werden ein stufenloses Getriebe mit einer mechanischen Schaltautomatik anzubieten, welche keine zusätzlichen elektrischen Aktuatoren benötigt. Für die Entwicklung einer mechanischen Automatik gelten wieder die gleichen Anforderungen wie an ein Fahrradgetriebe: kostengünstig, leicht, effizient und robust. Unter diesen Anforderungen nimmt die nach effizienter also wenig Antriebsenergie verbrauchende Funktionsweise ein Schlüsselstellung ein. Orientiert man sich an dieser, lässt sich leicht ein maximales Drehmoment berechnen, welches für eine Übersetzungsveränderung bei durchschnittlichen Geschwindigkeiten zur Verfügung steht. Des Weiteren ist die Frage nach einer Steuergröße entscheidend, welche zur Übersetzungsveränderung herangezogen wird. Als Steuergröße kann im Falle des Fahrrades sowohl die Fahrgeschwindigkeit als auch das am Antriebsrad oder der Tretkurbel anliegende Drehmoment dienen. Das Drehmoment erweist sich jedoch als ungünstig, da es pulsierend sinusförmig anliegt, die Fahrgeschwindigkeit ändert sich dagegen kontinuierlich. Nimmt man die Fahrgeschwindigkeit als Steuergröße und möchte aus dieser eine proportionale Axialkraft zur Verstellung des unter [012] beschriebenen Doppelkegelträgers erzeugen, ergibt sich eine günstige Funktionsweise aus einer zweistufigen Regelung. Zunächst wird ein zur Fahrgeschwindigkeit proportionales Drehmoment über eine fliehkraftabhängige Reibvorrichtung zur Verfügung gestellt, um danach eine zu diesem Drehmoment proportionale Axialkraft mittels einer Kugelumlaufgewindespindel zu erzeugen. Diese Axialkraft ist mit einer Federkraft im Gleichgewicht, welche den Doppelkegelträger in seine Underdriveposition sowohl im Leerlauf als auch im Stillstand zurückdrückt.
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Beschreibung der Funktionsweise:
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Das vom Fahrer über Kette oder Zahnriemen rotatorisch angetriebene Ritzel (1) treibt das Innenteil (3) einer Sperrklinkenfreilaufnabe, welches über Sperrklinken (4) das innenverzahnten Außenteil (5) der Freilaufnabe mitnimmt. Innen- (3) und Außenteil (5) sind dabei auf der Getriebehauptachse (2) radial, das Außenteil (5), und radial sowie axial, das Innenteil (3), wälzgelagert (WL). Das ölgefüllte Getriebegehäuse (8 und 9) ist mit Radialwellendichtringen (RWDR) gegen austretendes Öl abgedichtet.
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Auf dem Außenteil (5) ist ein Mitnehmerkranz (7) dreh- und achsfest gelagert. Er greift dabei in radial angebrachte halbkreisförmige Nuten (5N) des Außenteils (5) ein und ist axial mit einer Wellenfeder (WF) gegen einen Sicherungsring (SR) angefedert. Radial besteht sowohl gegen den Außendurchmesser des Außenteil (5) als auch gegen die radial angebrachten Nuten (5N) ein gewisses Spiel, was dem Mitnehmerkranz (7) radialen und axialen Bewegungsspielraum lässt.
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Der Mitnehmerkranz (7) greift nun seinerseits in Nuten (21N) des Andruckringes (21) einer großen Spreizkupplung (20), welche aus dem über den Mitnehmerkranz (7) eingeleiteten Drehmoment eine zu diesem proportionale Axialkraft erzeugt. Dies wird realisiert durch Rampen (21R) im Andruckring (21) und Rampen (23R) im Reibring (23) sowie zylindrische Wälzkörper (24), welche auf diesen Rampen abwälzen. Die dabei erzeugte Axialkraft wird über ein Axialkugellager (25), welches aus Andruckring (21), Wälzkörpern (27) und dem Laufring (26) gebildet wird, gegen den Getriebegehäusedeckel (8) abgestützt. Sollte kein Drehmoment durch den Mitnehmerkranz (7) im Leerlauf eingeleitet werden, erzeugen Federn (F) zwischen Andruckring (21) und Reibring (23) eine axiale Voranpresskraft. Zeichnung 3 zeigt die große Spreizkupplung (20) der Übersichtlichkeit halber ohne den Käfig (29) der Wälzkörper (24) und Federn (F).
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Der große Reibring (23) wird nun durch die von der großen Spreizkupplung (20) drehmomentproportional erzeugten Axialkraft auf die Oberfläche der Dopplekegelrollen (DKR) gepresst, welche jeweils auf einer Achse (10) radial wälzgelagert (WL) sind. Die Doppelkegelrollen (DKR) stehen ihrerseits in reibschlüssiger Verbindung mit dem Reibring (33) einer kleinen Spreizkupplung (30), deren Andruckring (31) über eine Verzahnung (31Z) drehfest mit der Getriebehauptachse (2) verbunden ist. Dabei erzeugt die kleine Spreizkupplung (30) ebenfalls eine drehmomentproportionale Axialkraft aus dem über die Doppelkegelrollen (DKR) reibschlüssig eingeleiteten Drehmoment, wobei sich der Reibring (33) und der Andruckring (31) im Gegensatz zu Reib- (23) und Andruckring (21) der großen Spreizkupplung (20) nicht kontinuierlich drehen. Die von der kleinen Spreizkupplung (30) erzeugte axiale Anpresskraft wird wiederum über ein Axialkugellager (35), welches aus Andruckring (31), Laufring (36) und Wälzkörpern (37) gebildet wird, gegen das rotierende Getriebegehäuse (9) abgestützt. Zeichnung 4 zeigt die kleine Spreizkupplung aus Gründen der Übersichtlickeit ohne Käfig (39) der Wälzkörper (34) und Federn (F).
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Die auf den Achsen (10) radial wälzgelagerten (WL) Doppelkegelrollen (DKR) sind auf diesen axial verschiebbar. Die Achsen (10) wiederum sind in einen Steg (11) eingepresst. Bewegt sich nun der Steg axial entlang der Getriebehauptachse (2), bewegen sich die Doppelkegelrollen (DKR) entlang der Achsen (10) und verändern damit ihre wirsamen Radien (wR) gegenüber den Reibringen (23 und 33), was eine Veränderung des Übersetzungsverhältnisses zwischen antreibendem großen Reibring (23) und abtreibendem Steg (11) verursacht. Diese Idee basiert auf dem von Jean Ernst Kopp erdachten Kegelrollen-Reibungsgetriebe (Patentschrift 1132773) von 1957, wobei Herr Kopp den Steg nicht rotieren lässt, sondern drehfest aber axial verschiebbar zur Übersetzungsverstellung einsetzt. Hier leigt ein Verständnis des Kegelrollen-Reibungsgetriebes als Planetenradsatz vor.
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Im Getriebegehäuse (9) eingelassene Passfedern (40) greifen in Nuten (11N) des Steges (11), welcher das Getriebegehäuse (9) somit rotatorisch antreibt. Dabei bleibt der Steg (11) axial entlang der Getriebehauptachse (2) beweglich. In Ruhelage befindet sich der Steg (11) in der abgebildeten linken Stellung, was durch die Federkraft der Druckfeder (50) verursacht wird. Diese sitzt in einem Federtopf (51), welcher über ein Rillenkugellager (52) mit dem Steg (11) axial fest aber drehbar verbunden ist. Die Druckfeder (50) stützt sich auf der anderen Seite gegen einen Ring (53) welcher seinerseits von einem Zylinderstift (54) axial gehalten wird. Dieser Zylinderstift (54) wird von einer Zugstange (55) und einem Schaltkettchen (56) betätigt, welche in einer Bohrung der Getriebehauptachse (2) nach außen fuhren. Durch diesen Mechanismus kann die Vorspannung der Druckfeder (50) von außerhalb des Getriebegehäuses verändert werden.
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Rotiert nun der Steg (11) mit einer geschwindigkeitsproportionalen Drehzahl, rotiert auch die mit ihm kraftschlüssig verbundene Kugelgewindespindel (60). Diese wird mit radialem Spiel im Steg (11) von einer Wellenfeder (61) gegen einen Sicherungsring (62) gepresst. Die rotierende Kugelgewindespindel (60) schraubt sich dabei in eine durch sie in Drehung versetzte Kugelgewindemutter (63), welche radial und axial über ein Rillenkugellager (64) in einem Reibträger (65) wälzgelagert ist. Dieser Reibträger (65) ist achs- und drehfest mit der Getriebehauptachse (2) verpresst.
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Die Kugelgewindemutter beinhaltet eine interne Kugelrückführung (63KR) und trägt die Fliehgewichte (66), welche auf in der Kugelgewindemutter (63) eingepressten Achsen (67) drehbar gelagert sind und axial mit Sicherungsringen (SR) auf den Achsen (67) gehalten werden. In die Fliehgewichte eingepresste Kugeln (68) erzeugen bei Drehung der Kugelgewindemutter (63) mitsamt der Fliehgewichte (66) um den feststehenden Reibträger (65) eine tangentiale Reibkraft in der Berührellipse Ihrer Oberfläche und der Rinne (65R), welche ein reibkraftproportionales Drehmoment auf die Kugelgewindemutter (63) hervorruft. Dieses Drehmoment wiederum erzeugt eine auf die Kugelgewindespindel (60) drehmomentproportionale Axialkraft, welche gegen die Federkraft der Druckfeder (50) den Steg (11) nach rechts in Richtung Overdrive-Übersetzungsverhältnis bewegen möchte.
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Um den Steg (11) in Ruhestellung bzw. im Leerlauf gegen die Reibungswiderstände in die linke Underdrivestellung zu bewegen, muss die Federkraft der Druckfeder (50) ausreichend dimensioniert sein. Um nun diese Federkraft zu überwinden, muss ein Axialkraft auf die Kugelgewindespindel (60) ausgeübt werden, welche durch Vorspannung einer weiteren Kugel (69), welche sich in einer Bohrung (66B) des Fliehgewichtes (66) axial bewegen kann erzeugt wird. Dabei wird die Kugel (69) durch eine kleine Druckfeder (70), deren Vorspannung über eine Madenschraube (71) axial einstellbar ist, gegen die Rinne (65R) gepresst, was über das Hebelarmverhältnis (H1 -h) um die Drehachse (67) auch eine Anpresskraft auf die Kugel (68) hervorruft. Durch diese Anordnung wird es möglich ab einer kleinen Drehzahl des Steges, respektive ab einer geringen Geschwindigkeit des Fahrrades, die Federkraft der Druckfeder (50) zu überwinden. Es herrscht sozusagen ab einer geringen Drehzahl ein Kräftegleichgewicht zwischen der Federkraft der Druckfeder (50) und der Axialkraft auf die Kugelgewindespindel (60).
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Erhöht sich nun die Drehzahl des Steges (11), respektive der Kugelgewindespindel (60), respektive der Kugelgewindemutter (63), wird zusätzlich zu dieser voreinstellbaren Anpresskraft auf die Kugeln (68 und 69) in der Rinne (65R), eine durch die Fliehkraft auf den Massenschwerpunkt (66M) der Fliehgewichte (66) erzeugte und über das Hebelarmverhältnis (H2 - h) verstärkte Anpresskraft auf die Kugel 68 erzeugt, welche die Reibkräfte zwischen Kugel (68) und Rinne (65R) erhöht. Diese Reibkräfte sind proportional zur Drehzahl also auch zur Geschwindigkeit des Fahrrades und erzeugen ein zu ihnen proportionales Drehmoment auf die Kugelgewindemutter (63) und diese eine zu diesem Drehmoment proportionale Axialkraft auf den Steg (11), entgegen der Federkraft durch die Druckfeder (50). Damit bewegt sich bei steigender Geschwindigkeit der Steg (11) in Richtung overdrive nach rechts, die Druckfeder (50) wird gestaucht, bis zu einem Kräftegleichgewicht bei konstanter Fahrgeschwindigkeit.
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Da die von einzelnen Fahrradfahrern als angenehm emfundene Trittfrequenz (Kadenz) variiert, kann über die Einstellung der Vorspannung der Feder (50), mittels des nach außen führenden Schaltkettchens (56), das Schaltverhalten der Getriebeautomatik beeinflusst werden. Wird die Vorspannung der Druckfeder (50) durch Zug an dem Kettchen (56) erhöht, bleibt das Getriebe länger im Underdrive, was einer höheren Trittfrequenz (Kadenz) bei gleicher Geschwindigkeit entspricht. Wird die Vorspannung verringert, schaltet das Getriebe schneller in den Overdrive, was einer niedrigeren Kadenz bei gleicher Geschwindigkeit entspricht. Diese Einstellmöglichkeit erlaubt zudem eine Veränderung der Kadenz bei Fahrten gegen den Wind oder gegen einen Steigungswiderstand.
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In einer Ausführungsvariante ist das Getriebe ohne automatische Übersetzungsveränderung gezeigt. Dabei wird die axiale Position des Steges (11) über eine von der Getriebeaußenseite zu betätigende Trapezgewindespindel (100) und eine Trapezgewindemutter (101), auf welcher der Steg axial und radial wälzgelagert (WL) ist, realisiert. Dabei ist die Trapezgewindespindel (100) auf der Getriebehauptachse (2) radial wälzgelagert (WL) und axial zwischen dieser und einer Stellmutter (110) gleitgelagert (GL). Ein Dichtring (DR) dichtet die Trapezgewindespindel (100) gegen die Getriebehauptachse (2) ab. Die Trapezgewindemutter (101) ist über eine Verzahnung (2Z) drehfest aber axial verschiebbar mit der Getriebehauptachse (2) verbunden. In der Trapezgewindemutter (101) axial in den Gewindegang eingepresste Zylinderstifte (Z) begrenzen den axialen Bewegungsspielraum des Steges (11) bzw. den Verfahrweg der Trapezgewindemutter (101). (Zeichnung 8 und 9)
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Bezugszeichenliste
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- 1
- Ritzel
- 2
- Getriebehauptachse
- 2Z
- Verzahnung von 2
- 3
- Innenteil (der Sperrklinkenfreilaufnabe)
- 4
- Sperrklinke
- 5
- Außenteil (der Sperrklinkenfreilaufnabe)
- 5N
- halbkreisförmige Nuten in 5
- 6
- ...
- 7
- Mitnehmerkranz
- 8
- Getriebegehäusedeckel
- 9
- Getriebegehäuse
- 10
- Lagerachse (Doppelkegelrollen)
- 11
- Steg
- 11N
- Nuten in 11
- ...
- ...
- 20
- große Spreizkupplung
- 21
- Andruckring (große Spreizkupplung)
- 21N
- Nuten in 21
- 21R
- Rampen in 21
- 22
- ...
- 23
- (großer) Reibring
- 23R
- Rampen in 23
- 24
- zylindrische Wälzkörper
- 25
- Axialkugellager (große Spreizkupplung)
- 26
- Laufring (große Spreizkupplung)
- 27
- Wälzkörper
- 28
- ...
- 29
- Käfig (Wälzkörper und Federn große Spreizkupplung)
- 30
- kleine Spreizkupplung
- 31
- Andruckring (kleine Spreizkupplung)
- 31R
- Rampen in 31
- 31Z
- Verzahnung in 31
- 32
- ...
- 33
- (kleiner) Reibring
- 33R
- Rampen in 33
- 34
- Wälzkörper
- 35
- Axialkugellager (kleine Spreizkupplung)
- 36
- Laufring (kleine Spreizkupplung)
- 37
- Wälzkörper
- 38
- ...
- 39
- Käfig (Wälzkörper und Federn kleine Spreizkupplung)
- 40
- Passfeder
- ...
- ...
- 50
- Druckfeder
- 51
- Federtopf
- 52
- Rillenkugellager
- 53
- Ring
- 54
- Zylinderstift
- 55
- Zugstange
- 56
- Schaltkettchen
- ...
- ...
- 60
- Kugelgewindespindel
- 61
- Wellenfeder
- 62
- Sicherungsring
- 63
- Kugelgewindemutter
- 63KR
- Kugelrückführung in 63
- 64
- Rillenkugellager
- 65
- Reibträger
- 65R
- Rinne in 65
- 66
- Fliehgewicht
- 66B
- Bohrung in 66
- 66M
- Massenschwerpunkt von 66
- 67
- Achse
- 68
- Kugel
- 69
- Kugel
- 70
- kleine Druckfeder
- 71
- Madenschraube
- ...
- ...
- 100
- Trapezgewindespindel
- 101
- Trapezgewindemutter
- ...
-
- 110
- Stellmutter
- ...
- ...
- DKR
- Doppelkegelrolle
- DR
- Dichtring
- F
- Feder
- GL
- gleitgelagert
- H1-h
- Hebelarmverhältnis
- H2-h
- Hebelarmverhältnis
- RWDR
- Radialwellendichtring
- SR
- Sicherungsring
- WF
- Wellenfeder
- WL
- wälzgelagert
- wR
- wirksamer Radius
- Z
- Zylinderstift
