DE19720796A1 - Mehrgang-Getriebenabe für Fahrräder - Google Patents
Mehrgang-Getriebenabe für FahrräderInfo
- Publication number
- DE19720796A1 DE19720796A1 DE19720796A DE19720796A DE19720796A1 DE 19720796 A1 DE19720796 A1 DE 19720796A1 DE 19720796 A DE19720796 A DE 19720796A DE 19720796 A DE19720796 A DE 19720796A DE 19720796 A1 DE19720796 A1 DE 19720796A1
- Authority
- DE
- Germany
- Prior art keywords
- gear
- planetary gear
- planetary
- hub
- ring
- Prior art date
- Legal status (The legal status is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the status listed.)
- Granted
Links
- 230000005540 biological transmission Effects 0.000 claims abstract description 53
- 239000000969 carrier Substances 0.000 claims description 2
- 150000001875 compounds Chemical class 0.000 claims 1
- 238000010168 coupling process Methods 0.000 description 30
- 230000008878 coupling Effects 0.000 description 29
- 238000005859 coupling reaction Methods 0.000 description 29
- 238000013519 translation Methods 0.000 description 14
- 230000014616 translation Effects 0.000 description 14
- 230000006835 compression Effects 0.000 description 8
- 238000007906 compression Methods 0.000 description 8
- 230000008901 benefit Effects 0.000 description 7
- 230000009467 reduction Effects 0.000 description 7
- 230000009471 action Effects 0.000 description 4
- 230000000694 effects Effects 0.000 description 4
- 238000010586 diagram Methods 0.000 description 2
- 230000002349 favourable effect Effects 0.000 description 2
- 238000004519 manufacturing process Methods 0.000 description 2
- 238000005096 rolling process Methods 0.000 description 2
- 230000015572 biosynthetic process Effects 0.000 description 1
- 230000000903 blocking effect Effects 0.000 description 1
- 230000001419 dependent effect Effects 0.000 description 1
- 238000006073 displacement reaction Methods 0.000 description 1
- 230000001747 exhibiting effect Effects 0.000 description 1
- 230000012447 hatching Effects 0.000 description 1
- 230000008092 positive effect Effects 0.000 description 1
- 238000003860 storage Methods 0.000 description 1
- 230000007704 transition Effects 0.000 description 1
Classifications
-
- B—PERFORMING OPERATIONS; TRANSPORTING
- B62—LAND VEHICLES FOR TRAVELLING OTHERWISE THAN ON RAILS
- B62M—RIDER PROPULSION OF WHEELED VEHICLES OR SLEDGES; POWERED PROPULSION OF SLEDGES OR SINGLE-TRACK CYCLES; TRANSMISSIONS SPECIALLY ADAPTED FOR SUCH VEHICLES
- B62M11/00—Transmissions characterised by the use of interengaging toothed wheels or frictionally-engaging wheels
- B62M11/04—Transmissions characterised by the use of interengaging toothed wheels or frictionally-engaging wheels of changeable ratio
- B62M11/14—Transmissions characterised by the use of interengaging toothed wheels or frictionally-engaging wheels of changeable ratio with planetary gears
- B62M11/18—Transmissions characterised by the use of interengaging toothed wheels or frictionally-engaging wheels of changeable ratio with planetary gears with a plurality of planetary gear units
-
- B—PERFORMING OPERATIONS; TRANSPORTING
- B62—LAND VEHICLES FOR TRAVELLING OTHERWISE THAN ON RAILS
- B62M—RIDER PROPULSION OF WHEELED VEHICLES OR SLEDGES; POWERED PROPULSION OF SLEDGES OR SINGLE-TRACK CYCLES; TRANSMISSIONS SPECIALLY ADAPTED FOR SUCH VEHICLES
- B62M11/00—Transmissions characterised by the use of interengaging toothed wheels or frictionally-engaging wheels
- B62M11/04—Transmissions characterised by the use of interengaging toothed wheels or frictionally-engaging wheels of changeable ratio
- B62M11/14—Transmissions characterised by the use of interengaging toothed wheels or frictionally-engaging wheels of changeable ratio with planetary gears
- B62M11/16—Transmissions characterised by the use of interengaging toothed wheels or frictionally-engaging wheels of changeable ratio with planetary gears built in, or adjacent to, the ground-wheel hub
-
- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
- F16H—GEARING
- F16H3/00—Toothed gearings for conveying rotary motion with variable gear ratio or for reversing rotary motion
- F16H3/44—Toothed gearings for conveying rotary motion with variable gear ratio or for reversing rotary motion using gears having orbital motion
- F16H3/62—Gearings having three or more central gears
- F16H3/66—Gearings having three or more central gears composed of a number of gear trains without drive passing from one train to another
- F16H3/663—Gearings having three or more central gears composed of a number of gear trains without drive passing from one train to another with conveying rotary motion between axially spaced orbital gears, e.g. RAVIGNEAUX
-
- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
- F16H—GEARING
- F16H2200/00—Transmissions for multiple ratios
- F16H2200/003—Transmissions for multiple ratios characterised by the number of forward speeds
- F16H2200/0078—Transmissions for multiple ratios characterised by the number of forward speeds the gear ratio comprising twelve or more forward speeds
-
- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
- F16H—GEARING
- F16H2200/00—Transmissions for multiple ratios
- F16H2200/20—Transmissions using gears with orbital motion
- F16H2200/2002—Transmissions using gears with orbital motion characterised by the number of sets of orbital gears
- F16H2200/201—Transmissions using gears with orbital motion characterised by the number of sets of orbital gears with three sets of orbital gears
-
- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
- F16H—GEARING
- F16H2200/00—Transmissions for multiple ratios
- F16H2200/20—Transmissions using gears with orbital motion
- F16H2200/203—Transmissions using gears with orbital motion characterised by the engaging friction means not of the freewheel type, e.g. friction clutches or brakes
- F16H2200/2051—Transmissions using gears with orbital motion characterised by the engaging friction means not of the freewheel type, e.g. friction clutches or brakes with eight engaging means
-
- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
- F16H—GEARING
- F16H2200/00—Transmissions for multiple ratios
- F16H2200/20—Transmissions using gears with orbital motion
- F16H2200/203—Transmissions using gears with orbital motion characterised by the engaging friction means not of the freewheel type, e.g. friction clutches or brakes
- F16H2200/2076—Transmissions using gears with orbital motion characterised by the engaging friction means not of the freewheel type, e.g. friction clutches or brakes using at least five freewheel mechanism
-
- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
- F16H—GEARING
- F16H2200/00—Transmissions for multiple ratios
- F16H2200/20—Transmissions using gears with orbital motion
- F16H2200/2079—Transmissions using gears with orbital motion using freewheel type mechanisms, e.g. freewheel clutches
- F16H2200/2092—Transmissions using gears with orbital motion using freewheel type mechanisms, e.g. freewheel clutches at least five freewheel mechanisms
Description
Die Erfindung betrifft eine Mehrgang-Getriebenabe der im Oberbegriff des Anspruch 1
angegebenen Gattung.
Mehrgang-Getriebenaben für Fahrräder sind in zahlreichen Ausführungsformen bekannt.
Sie dienen wie Kettenschaltungen dem Zweck, mehrere wählbare Gangstufen bzw.
Übersetzungen zur Verfügung zu stellen. Bisher können mit derartigen Getriebenaben bis
zu zwölf Gangstufen realisiert werden. Ein Problem dabei besteht allerdings darin, daß die
im Einzelfall gewünschte Abstufung zwischen den einzelnen Gangstufen allenfalls mit
hohem konstruktivem Aufwand und nur für eine geringe Anzahl von Gangstufen optimal
gestaltet werden kann. Nachteilig ist außerdem, daß die bekannten Getriebenaben aufgrund
ungünstiger Zähnezahlverhältnisse und gleitgelagerter Planetenräder schlechte Wirkungs
grade aufweisen und zur Herstellung der den wählbaren Gangstufen entsprechenden
Übersetzungen Zahnräder mit zahlreichen unterschiedlichen Zähnezahlen benötigt werden.
Bei einer bekannten Mehrgang-Getriebenabe dieser Art (DE 43 42 347 C1) wird das
Schaltgetriebe durch insgesamt drei, nachfolgend kurz als Planetengetriebe bezeichnete
Planetenradgetriebe gebildet. Dabei sind das erste und das zweite Planetengetriebe mit
einem gemeinsamen, nachfolgend kurz als Planetenträger bezeichneten Planetenradträger
bzw. Steg versehen, während das dritte Planetengetriebe als Differentialgetriebe ausgebil
det ist, dessen Planetenträger mit dem Hohlrad des ersten Planetengetriebes verbunden ist.
Außerdem ist bei einer ersten Variante das Hohlrad des Differentialgetriebes mit der
Nabenhülse verbunden, während das Sonnenrad des Differentialgetriebes mit dem Hohlrad
des zweiten Planetengetriebes gekoppelt ist. Dagegen ist bei einer zweiten Variante umge
kehrt das Sonnenrad des Differentialgetriebes mit der Nabenhülse verbunden und das
Hohlrad des Differentialgetriebes mit dem Hohlrad des zweiten Planetengetriebes gekop
pelt. Durch Kombination der vom ersten und zweiten Planetengetriebe bereitgestellten
Übersetzungen sind insgesamt zwölf Gangstufen realisierbar. Allerdings ergibt sich ein
schlechter Wirkungsgrad, da wegen der speziellen Art der Verkopplung ein hoher
Blindleistungsfluß entsteht. Außerdem ergeben sich wegen des großen Durchmessers des
Differentialgetriebes unerwünscht große und schwere Naben-Baugrößen.
Bei einer weiteren bekannten Mehrgang-Getriebenabe der eingangs bezeichneten Gattung
(DE 41 42 867 A1) sind zwei hintereinander geschaltete Planetengetriebe mit einem
gemeinsamen Planetenträger vorgesehen, wobei das erste Planetengetriebe ein Überset
zungsverhältnis von mehr als Eins, d. h. eine Untersetzung, und das zweite Planetenge
triebe ein Übersetzungsverhältnis von weniger als Eins liefert. Dadurch, daß auf der
Antriebsseite der Antreiber wahlweise mit dem Hohlrad oder dem Planetenträger des
ersten Planetengetriebes und auf der Abtriebseite die Nabenhülse wahlweise mit dem
Planetenträger oder dem Hohlrad des zweiten Planetengetriebes verbunden werden kann,
lassen sich sieben oder neun Gangstufen realisieren. Allerdings muß hierbei jeweils die
volle Antriebs- bzw. Abtriebskraft geschaltet werden, so daß entsprechend stabile und
damit große und schwere Kupplungsteile erforderlich sind. Außerdem trägt die Anwen
dung von zwei schaltbaren Hohlrädern erheblich zur Baugröße und zum Gewicht der
Nabenanordnung bei. Schließlich läßt sich dieses bekannte Schaltgetriebe schlecht unter
Last schalten.
Ähnliche Nachteile ergeben sich bei Mehrgang-Getriebenaben, die zwar ebenfalls mehrere
Sonnenräder und entsprechend abgestufte Planetenräder aufweisen, bei denen diese
Sonnen- und Planetenräder jedoch jeweils zu einem einzigen Planetengetriebe zusammen
gefaßt sind (DE 42 03 509 A1, EP 0 383 350 A1).
Demgegenüber liegt der Erfindung die Aufgabe zugrunde, die Mehrgang-Getriebenabe der
eingangs bezeichneten Gattung so auszubilden, daß bei Umschaltvorgängen im Antriebs
weg nicht die volle Antriebs- oder Abtriebskraft geschaltet werden muß, geringere
Baugrößen und Gewichte erzielt werden und dennoch im wesentlichen gleiche Sprünge
zwischen aufeinander folgenden Gangstufen hergestellt werden können.
Zur Lösung dieser Aufgabe dienen die kennzeichnenden Merkmale des Anspruchs 1.
Weitere vorteilhafte Merkmale der Erfindung ergeben sich aus den Unteransprüchen.
Die Erfindung wird nachfolgend in Verbindung mit den beiliegenden Zeichnungen an
einem Ausführungsbeispiel näher erläutert. Es zeigen:
Fig. 1 einen Längsschnitt durch eine erfindungsgemäße Mehrgang-Getriebenabe;
Fig. 2 bis 4 Querschnitte durch Planetengetriebe der Getriebenabe etwa längs der Linien
II-II bis IV-IV der Fig. 1 in einem geringfügig vergrößerten Maßstab, wobei der klareren
Darstellung wegen teilweise auf die Schraffur der Planeten- und Sonnenräder verzichtet
wurde;
Fig. 5 und 6 jeweils Prinzipskizzen der Getriebenabe nach Fig. 1 in zwei unterschiedli
chen Stellungen ihrer Schalteinrichtung;
Fig. 7 eine Seitenansicht einer Schaltkupplung der Mehrgang-Getriebenabe nach Fig. 1 in
einem vergrößerten Maßstab;
Fig. 8 und 9 Schnitte längs der Linien VIII-VIII und IX-IX der Fig. 7; und
Fig. 10 eine den Fig. 5 und 6 entsprechende Prinzipskizze durch eine zweite Aus
führungsform der erfindungsgemäßen Mehrgang-Getriebenabe.
Eine Mehrgang-Getriebenabe enthält nach Fig. 1 eine hohl ausgebildete Nabenachse 1,
deren zapfenartig ausgebildeten Enden 1a in entsprechenden Ausfallenden von nur schema
tisch dargestellten Rahmenteilen 2 liegen und die z. B. mit einem üblichen Schnellspanner,
Muttern oder sonstwie drehfest in diesen montiert sind. Auf der Antriebsseite ist die
Nabenachse 1 mit Kugellagern 3 versehen, die mit einem Spannring 4 axial auf ihr
festgelegt sind. Mittels der Kugellager 3 ist ein fest mit einem Antriebsritzel 5 für eine
Kette 6 od. dgl. verbundener Antreiber 7 drehbar auf der Nabenachse 1 gelagert. Auf der
Abtriebsseite und in einem vorgewählten Abstand vom Spannring 4 weist die Naben
achse 1 einen radialen Flansch 1b auf, an dem mittels Schrauben 8 ein auf die Naben
achse 1 aufgezogener Lagerring 9 axial unverschieblich und drehfest befestigt ist. Auf
dem Antreiber 7 und dem Lagerring 9 ist mittels Lagern 10 und 11 eine Nabenhülse 12
drehbar gelagert. Dabei liegen das Antriebsritzel 5, der Antreiber 7 und die Nabenhülse
12 koaxial zur Nabenachse 1. Außerdem kann eine drehfest mit dem Lagerring 9 und dem
Flansch 1b verbundene und mit einem der Rahmenteile 2 zu verbindende Stütze 14
vorgesehen sein, die zur Abstützung der Differenz zwischen dem vom Antreiber 7 in die
Getriebenabe eingeleiteten Drehmoment und dem über die Nabenhülse 12 an ein Hinterrad
des Fahrrads weitergeleiteten Drehmoment dient, wobei das nicht dargestellte Hinterrad in
üblicher Weise über Speichen od. dgl. mit der Nabenhülse 12 verbunden ist. Sofern die
Getriebenabe mit einer nicht dargestellten Bremse versehen ist, übernimmt die Stütze 14
auch die Abstützung des Bremsmoments.
In der Nabenhülse 12 ist ein Schaltgetriebe gelagert, das zwei auf der Nabenachse 1
hintereinander angeordnete Planetengetriebe 15 und 16 enthält, die mit einem gemein
samen, vorzugsweise einstückig hergestellten Planetenträger 17 versehen sind. Das erste,
auf der Antriebsseite und in der Nähe des Antreibers 7 gelegene Planetengetriebe 15
enthält, wie insbesondere aus Fig. 2, 3, 5 und 6 ersichtlich ist, einen Planetenträger
abschnitt mit wenigstens einem ersten Planetenrad 18, das wenigstens zwei Stufen 18a, 18b
mit unterschiedlichen Durchmessern aufweist, wobei die Stufe 18a einen kleineren
Durchmesser aufweist und mit einem ersten Sonnenrad 19 von vergleichsweise großem
Durchmesser kämmt, während die den größeren Durchmesser aufweisende Stufe 18b mit
einem zweiten Sonnenrad 20 im Eingriff ist, das einen entsprechend kleineren Durch
messer besitzt. Das vom Antreiber 7 axial weiter entfernt liegende zweite Planetengetriebe
16 enthält einen Planetenträgerabschnitt mit wenigstens einem zweiten Planetenrad 21, das
ebenfalls wenigstens zwei Stufen 21a, 21b mit unterschiedlichen Durchmessern aufweist,
wobei die Stufe 21a mit dem kleineren Durchmesser mit einem dritten Sonnenrad 22 von
vergleichsweise großem Durchmesser und die den größeren Durchmesser aufweisende
Stufe 21b mit einem vierten Sonnenrad 23 im Eingriff ist, das einen entsprechend
kleineren Durchmesser besitzt. Dabei versteht sich, daß die beschriebenen Planeten- und
Sonnenräder sowie Planetenträger in üblicher Weise um die Nabenachse 1 umlaufen
können.
Schließlich weisen die Planetengetriebe 15, 16 je ein zur Nabenachse 1 koaxiales erstes
bzw. zweites Hohlrad 24 bzw. 25 auf, wobei das Hohlrad 24 mit der Stufe 18a und das
Hohlrad 25 mit der Stufe 21a des ersten bzw. zweiten Planetenrads 18 bzw. 21 im
Eingriff ist.
Zur Bereitstellung und Auswahl von mehreren Übersetzungsverhältnissen zwischen dem
Antreiber 7 und der Nabenhülse 12 ist außerdem eine Schalteinrichtung vorgesehen, die in
Fig. 2 bis 6 schematisch angedeutete Mittel 26, 27, 28 und 29, vorzugsweise in Form von
Schaltkupplungen aufweist, mittels derer die Sonnenräder 19, 20, 22 und 23 wahlweise
mit der Nabenachse 1 verbunden werden können. Die Schaltkupplungen 26 bis 29 sind
z. B. als Klinkenfreiläufe ausgebildet, die mit üblichen Schalthebeln od. dgl. von außerhalb
der Getriebenabe her steuerbar sind.
Für Fahrräder bestimmte Mehrgang-Getriebenaben dieser Art sind dem Fachmann
allgemein bekannt und brauchen daher nicht näher erläutert werden. Zur Vermeidung von
Wiederholungen wird insoweit z. B. auf die Druckschriften DE 41 42 687 A1 und
DE 43 42 347 C1 verwiesen, die hiermit zur Vermeidung von Wiederholungen zum
Gegenstand der vorliegenden Offenbarung gemacht werden.
Nach einem besonderen Merkmal der Erfindung wird das Planetengetriebe 15 an dessen
Hohlrad 24 angetrieben, das zu diesem Zweck drehfest und axial unverschiebbar mit dem
Antreiber 7 verbunden ist. Außerdem sind bei einer bevorzugten Ausführungsform der
Erfindung beide Planetengetriebe 15, 16 spiegelbildlich zu einer gedachten, zwischen ihnen
verlaufenden und senkrecht zur Nabenachse 1 liegenden Symmetrieebene aufgebaut und
angeordnet, wobei z. B. die beiden den größeren Durchmesser aufweisenden Planetenrad
stufen 18b, 21b einander unmittelbar zugewandt sind (Fig. 1 und 5), während die beiden
den kleineren Durchmesser aufweisenden Planetenradstufen 18a, 21a größere Abstände von
der gedachten Symmetrieebene besitzen. Dabei weisen die Stufen 18b, 21b vorzugsweise
identische Durchmesser und Zähnezahlen auf, und dasselbe gilt für die Durchmesser und
Zähnezahlen der Stufen 18a, 21a. Durch diesen spiegelsymmetrischen Aufbau können die
Kosten für die Herstellung und Lagerhaltung erheblich reduziert werden. Entsprechend
können auch die Sonnenräder 20, 23 bzw. 19, 22 und die Hohlräder 24, 25 paarweise
identisch ausgebildet werden. Daher sind insgesamt nur fünf Zähnezahlen an vier unter
schiedlichen Bauteilen 18, 19, 20 und 24 festzulegen, da die Bauteile 21, 22, 23 und 25
den Bauteilen 18, 19, 20 und 24 identisch entsprechen.
Wird das beschriebene Schaltgetriebe nur als Siebengang-Getriebe verwendet, dient zum
Abtrieb das zweite Hohlrad 25 des Planetengetriebes 16, das in diesem Fall abweichend
von Fig. 1 und 5, 6 direkt fest mit der Nabenhülse 12 verbunden sein könnte. Ist dabei
zusätzlich ein Freilauf für die Nabenhülse 12 erwünscht, könnte das Hohlrad 25 z. B. mit
einem Klinkenradträger verbunden werden, der Freilaufklinken trägt, die mit einer
entsprechenden Verzahnung in der Nabenhülse 12 derart zusammenwirken, daß eine
Drehmomentübertragung nur in einer Richtung erfolgen kann.
Zur Herstellung verschiedener Gangstufen dienen bei einer derartigen Variante zunächst
die vier Schaltkupplungen 26 bis 29. Da hierbei der Antreiber 7 mit dem ersten Hohlrad
24 und das zweite Hohlrad 25 mit der Nabenhülse 12 fest verbunden ist, werden z. B. mit
den Schaltkupplungen 26 und 28 das erste und das dritte Sonnenrad 19, 23 mit der
Nabenachse 1 verbunden (Fig. 5), während die Sonnenräder 20, 22 frei rotieren können.
Dadurch legt das erste Planetengetriebe 15 eine Drehzahl für den Planetenträger 17 fest,
der seinerseits das Planetenrad 21 antreibt. Dieses wälzt sich auf dem feststehenden dritten
Sonnenrad 23 ab, das dadurch eine Drehzahl für das zweite Hohlrad 25 und damit die
Nabenhülse 12 festlegt. Eine weitere Gesamtübersetzung ist dadurch herstellbar, daß die
Schaltkupplungen 27, 29 ein- und die Schaltkupplungen 26, 28 ausgeschaltet werden, so daß
jetzt die mit der Nabenachse 1 verbundenen Sonnenräder 20,22 das Gesamtübersetzungs
verhältnis festlegen. Weitere Übersetzungsverhältnisse könnten dadurch erhalten werden,
daß die Sonnenräder 19, 22 bzw. 20, 23 mit der Nabenachse 1 verbunden werden. Bei
spiegelsymmetrischem Aufbau der beiden Planetengetriebe 15, 16 führt das allerdings
jeweils zu einem Gesamtübersetzungsverhältnis von 1 : 1, d. h. zu einer direkten Gang
stufe.
Für die spezielle Ausgestaltung der Schaltkupplungen 26 bis 29 gibt es zahlreiche
Möglichkeiten. Schaltkupplungen der hier interessierenden Art sind allerdings vorzugs
weise mit schaltbaren Klinken od. dgl. und mit Freiläufen versehen, so daß die betreffen
den Sonnenräder 19, 20, 22 und 23 nur in einer Drehrichtung stillgesetzt werden, in der
entgegengesetzten Drehrichtung dagegen drehen können. Hierdurch ergibt sich der
Vorteil daß die Schaltkupplungen auch unter Last leicht geschaltet werden können, indem
beim Einlegen eines neuen Gangs z. B. das bisher aktive Sonnenrad noch kurzzeitig
eingeschaltet bleibt und daher keine Unterbrechung des Kraftflusses eintritt. Ist der neue
Gang ein schnellerer Gang, dann ist dieser sofort wirksam, da das bisher wirksame
Sonnenrad über den Freilauf weiterlaufen kann, solange es noch eingeschaltet ist. Ist der
neue Gang dagegen ein langsamerer Gang, dann bleibt das bisher wirksame Sonnenrad
auch weiterhin aktiv, bis es ausgeschaltet wird, da in diesem Fall das neu gewählte
Sonnenrad über den Freilauf überholen kann. Schaltkupplungen dieser Art sind allgemein
bekannt (DE 41 42 867 A1) und brauchen daher nicht näher erläutert werden. Alternativ
wäre es natürlich auch möglich, starre Klauenkupplungen od. dgl. zu verwenden, in
welchem Fall zwischen dem Ausrücken des alten Gangs und Einrücken des neuen Gangs
jeweils ein kurzzeitiges Leerlaufen bzw. Unterbrechen des Kraftflusses vorgesehen werden
müßte. Eine bevorzugte Ausführungsform ist weiter unten erläutert.
Zur Vergrößerung der Zahl der Gangstufen trotz Anwendung des gemeinsamen Planeten
trägers 17 weist die Schalteinrichtung nach einem weiteren, besonders wesentlichen
Merkmal der Erfindung zwei weitere Schaltkupplungen 31 und 32 (Fig. 5, 6) auf, von
denen die Schaltkupplung 31 zur wahlweisen Verbindung des ersten Hohlrads 24 mit dem
ersten Sonnenrad 19 dient, während mit der zweiten Schaltkupplung 32 das zweite
Hohlrad 25 wahlweise mit dem vierten Sonnenrad 22 kuppelbar ist. Dadurch wird bei
eingeschalteter Schaltkupplung 31 das erste Planetengetriebe 15 und bei eingeschalteter
Schaltkupplung 32 das zweite Planetengetriebe 16 blockiert, d. h. der Planetenträger 17
dreht bei eingeschalteter Schaltkupplung 31 stets mit der Drehzahl des Antreibers 7,
während bei eingeschalteter Schaltkupplung 32 das zweite Hohlrad 25 stets mit der
Drehzahl des gemeinsamen Planetenträgers 17 umläuft. Die beiden Schaltkupplungen
31, 32 werden vorzugsweise wie die oben erläuterten Schaltkupplungen 26 bis 29 ausgebil
det. Eine alternative Ausführungsform ist weiter unten erläutert.
Mit den Schaltkupplungen 31,32 lassen sich bei spiegelsymmetrischem Aufbau der
Planetengetriebe 15, 16 zusätzlich zu den beiden oben beschriebenen Gangstufen weitere
Gangstufen wie folgt einstellen: Ist die Schaltkupplung 31 ein- und die Schaltkupplung 32
ausgeschaltet, dann kann mit den Schaltkupplungen 28,29 wahlweise das Sonnenrad 23
oder das Sonnenrad 22 mit der Nabenachse 1 verbunden und das jeweils andere Sonnenrad
freigegeben werden, was zwei vom zweiten Planetengetriebe 16 bestimmte Übersetzungs
verhältnisse zwischen dem Planetenträger 17 und der Nabenhülse 12 liefert, weil das
Übersetzungsverhältnis des ersten Planetengetriebes 1 : 1 beträgt. Ist dagegen die
Schaltkupplung 32 ein- und die Schaltkupplung 31 ausgeschaltet (Fig. 6), dann liegt das
Übersetzungsverhältnis des zweiten Planetengetriebes 16 mit 1 : 1 fest, während zwei
durch das erste Planetengetriebe 15 festgelegte Übersetzungsverhältnisse zwischen dem
Antreiber 7 und dem Planetenträger 17 dadurch eingestellt werden können, daß mittels der
Schaltkupplungen 26, 27 wahlweise eines der Sonnenräder 19, 20 mit der Nabenachse 1
verbunden wird. Schließlich läßt sich durch Einschalten beider Schaltkupplungen 31, 32
auch auf diese Weise ein Übersetzungsverhältnis von 1 : 1 zwischen dem Antreiber 7 und
der Nabenhülse 12 herstellen. Insgesamt ist die beschriebene Mehrgangnabe daher eine
Siebengang-Getriebenabe.
Ein besonderes Kennzeichen der Schaltkupplungen 31, 32 besteht darin, daß mit ihnen die
Sonnenräder 19, 22 zusätzlich zum zugehörigen Hohlrad 24 bzw. 25 und nicht anstelle von
diesem mit dem Antreiber 7 bzw. der Nabenhülse 12 verbunden werden. Dadurch wird
bei Betätigung der Schaltkupplungen 31,32 immer nur ein Teil der vom Antreiber 7
kommenden bzw. auf die Nabenhülse 12 ausgeübten An- oder Abtriebskraft umgeschaltet,
und die Umschaltung dient allein dem Zweck, das jeweilige Planetengetriebe zu blockieren
oder die Blockierung aufzuheben. Wegen der speziellen Konfiguration des beschriebenen
Schaltgetriebes kann erreicht werden, daß z. B. nur ca. 50% der Gesamtkraft zu schalten
sind. Dagegen werden beim Stand der Technik in der Regel 100% der An- oder Abtriebs
kraft zwischen einem Hohlrad und einem zugehörigen Planetenträger oder umgekehrt
geschaltet, um dadurch einen zweiten Kraftübertragungsweg zu schaffen. Das erfindungs
gemäße Schaltgetriebe bringt daher die Vorteile mit sich, daß weitaus geringere Kräfte auf
die Schaltkupplungen ausgeübt werden müssen und die Schaltelemente daher kleiner und
leichter ausgelegt werden können bzw. daß bei gleichen Kupplungskräften wesentlich
höhere Antriebs- bzw. Abtriebskräfte insgesamt übertragbar sind. Das wirkt sich auch
positiv auf die Kräfte aus, die beim Schalten unter Last zur Betätigung der Schaltkupp
lungen 31, 32 aufzuwenden sind.
Das beschriebene Siebengang-Schaltgetriebe kann durch einen einfachen Nachschaltsatz in
ein Vierzehngang-Schaltgetriebe umgewandelt werden. Hierzu ist gemäß Fig. 1 und 5, 6
ein drittes Planetengetriebe 35 mit einem fünften Sonnenrad 36, einem zweiten Planeten
träger 37 mit wenigstens einem dritten Planetenrad 38 und einem zweiten Hohlrad 39
vorgesehen. Das Planetenrad 38 weist zwei Stufen 38a, 38b (Fig. 4 bis 6) mit unter
schiedlichen Durchmessern auf. Die Stufe 38a mit dem kleineren Durchmesser ist mit dem
fünften Sonnenrad 36, die Stufe 38b mit dem größeren Durchmesser dagegen mit dem
zweiten Hohlrad 39 im Eingriff, das außerdem gegen Rückwärtsdrehungen durch einen an
der Nabenachse 1 abgestützten Freilauf 40 (Fig. 5) gesichert ist. Außerdem ist das fünfte
Sonnenrad 36 fest mit dem zweiten Hohlrad 25 verbunden und mit diesem z. B. einstückig
hergestellt (Fig. 1). Schließlich ist für diesen Fall der dritte Planetenträger 37 fest mit der
Nabenhülse 12 verbunden, während das zweite Hohlrad 25 mit dem fünften Sonnenrad 36
über eine weitere, vorzugsweise einen Freilauf aufweisende Schaltkupplung 41 gemeinsam
wahlweise mit dem dritten Hohlrad 39 verbunden oder von diesem entkoppelt werden
können. Ist die Schaltkupplung 41 entsprechend Fig. 5 eingerückt, dann dreht sich der
dritte Planetenträger 37 mit der Drehzahl des zweiten Hohlrads 25, d. h. das dritte
Planetengetriebe 35 ist mit einem Übersetzungsverhältnis von 1 : 1 blockiert, so daß es
ohne Wirkung ist und sich die oben erläuterten Gangstufen reisieren lassen. Ist die
Schaltkupplung 41 dagegen entsprechend Fig. 6 ausgerückt, dann wird die Abtriebs
drehzahl des zweiten Hohlrads 25 über das fünfte Sonnenrad 36 auf dem dritten Planeten
träger 37 übertragen, da das Hohlrad 39 über den Freilauf 40 an der Nabenachse 1
drehfest abgestützt ist und daher die vom Sonnenrad 36 angetriebenen Planetenräder 38
den Planetenträger 37 mitnehmen. Dabei wirkt das dritte Planetengetriebe 35 z. B. als
Untersetzungsgetriebe mit einem Übersetzungsverhältnis von weniger als 2 : 1, damit die
sieben oben beschriebenen Gangstufen wahlweise bei direkter Übersetzung 1 : 1 oder bei
nachgeschalteter Untersetzung wirksam gemacht werden können. Außerdem ergibt sich
auch im Hinblick auf die Schaltkupplung 41 der oben in Verbindung mit den Schaltkupp
lungen 31, 32 beschriebene Vorteil, daß mit ihr immer nur ein Teil der vom zweiten
Hohlrad 25 gelieferten Antriebskraft geschaltet werden muß.
Das beschriebene Schaltgetriebe wird z. B. mit den aus der Tabelle 1 ersichtlichen
Zähnezahlen betrieben:
Rad | ||
Zähnezahl | ||
Sonne 19 | 42 | |
Sonne 20 | 35 | |
Sonne 22 | 42 | |
Sonne 23 | 35 | |
Sonne 36 | 51 | |
Planet 18@ | Stufe 18a | 24 |
Stufe 18b | 32 | |
Planet 21@ | Stufe 21a | 24 |
Stufe 21b | 32 | |
Planet 38@ | Stufe 38a | 20 |
Stufe 38b | 26 | |
Hohlrad 24 | -90 | |
Hohlrad 25 | -90 | |
Hohlrad 39 | -96 |
Die beschriebenen Zähnezahlen haben zur Folge, daß das erste Planetengetriebe 15 mit
einem Übersetzungsverhältnis zwischen dem Antreiber 7 und dem Planetenträger 17 von
ca. 1,467 : 1 bei eingeschalteter Schaltkupplung 26 und von ca. 1,292 : 1 bei eingeschal
teter Schaltkupplung 27 arbeitet. Dagegen beträgt das Übersetzungsverhältnis zwischen
dem Planetenträger 17 und dem zweiten Hohlrad 25 umgekehrt ca. 1 : 1,292, wenn die
Schaltkupplung 28 eingeschaltet ist, bzw. ca. 1 : 1,467, wenn die Schaltkupplung 29
eingeschaltet ist. Dadurch arbeitet das Planetengetriebe 15 stets als Untersetzungsgetriebe,
das Planetengetriebe 16 dagegen stets als Übersetzungsgetriebe. Schließlich beträgt das
Übersetzungsverhältnis des Nachschaltsatzes im Ausführungsbeispiel ca. 2,448 : 1, so daß
sich insgesamt eine Untersetzung ergibt, wenn die Schaltkupplung 41 ausgeschaltet ist,
und 1 : 1, wenn die Schaltkupplung 41 eingeschaltet ist.
Bei der beschriebenen Anordnung lassen sich mit den in Tabelle 1 angegebenen Zähnezah
len die in Tabelle 2 angegebenen Gangstufen realisieren. Dabei ist mit dem Buchstaben
"x" unter den vorhandenen Schaltkupplungen jeweils angegeben, welche Schaltkupplung
sich bei der jeweiligen Schaltstufe im eingeschalteten Zustand befindet, wohingegen ein
Fehlen des Buchstabens "x" andeutet, daß die jeweilige Schaltkupplung ausgeschaltet ist.
Als "Übersetzungsverhältnis" ist dabei wie in der vorliegenden Beschreibung das Verhält
nis der Antriebsdrehzahl zur Abtriebsdrehzahl definiert.
Tabelle 2
Daraus folgt, daß vergleichsweise konstante Stufensprünge zwischen ca. 13,5% und
13,8% erhalten werden, wenn als Stufensprung das Verhältnis der Übersetzung einer
Gangstufe zur Übersetzung der jeweils schnelleren Gangstufe bezeichnet wird und der in
der Tabelle für irgendeinen Gang angegebene Stufensprung den Übergang von diesem
Gang zum jeweils nächsten Gang angibt.
Weiter ist es mit dem beschriebenen Schaltgetriebe möglich, die Gesamtübersetzung, d. h.
das Verhältnis der größten Übersetzung zur kleinsten Übersetzung zu variieren. Im
Ausführungsbeispiel beträgt die Gesamtübersetzung ca. 526%, so daß ein sehr breiter
Bereich von Übersetzungsverhältnissen abgedeckt ist.
Ein weiterer wesentlicher Vorteil des beschriebenen Getriebes besteht darin, daß die
Zähnezahlen der verschiedenen Stufen der Planetenräder mit 20, 24, 26 und 32 vergleichs
weise groß bemessen werden können. Hierdurch ist es möglich, die Planetenräder 18, 21
und 38 mit Hilfe von in Fig. 1 bis 4 angedeuteten Wälzlagern, insbesondere Nadellagern,
drehbar in den Planetenträgern 17 und 37 zu lagern, wobei jedes Wälzlager aus einem
zwischen zwei scheibenförmigen Planetenträgerteilen geführten Lagerkäfig 42 und einer
Mehrzahl von in diesem angeordneten Lagernadeln 43 besteht, deren Achsen parallel zu
den Drehachsen der Planetenräder 18, 21 und 38 angeordnet sind. Dadurch lassen sich die
Reibungsverluste klein halten, was für den Gesamtwirkungsgrad günstig ist. Günstig für
den Wirkungsgrad ist schließlich auch die vergleichsweise geringe Differenz zwischen den
Zähnezahlen der jeweils im Eingriff befindlichen Sonnen- und Planetenräder.
Ein bevorzugtes Ausführungsbeispiel für die Schaltkupplung 31 ist in Fig. 1 und 7 bis 9
gezeigt. Das Sonnenrad 19 ist danach auf seiner dem Antreiber 7 zugewandten Stirnseite
mit einer Sägezahn-Verzahnung 46 versehen und steht mit dieser einem koaxial zur
Nabenachse 1 angeordneten Kupplungsring 47 gegenüber, der an seiner dem Sonnenrad 19
zugewandten Stirnseite eine entsprechende, in die Verzahnung 46 passende Sägezahn-Verzahnung
48 aufweist. Der Kupplungsring 47 steht unter der Vorspannung einer zur
Nabenachse 1 koaxialen, als Schraubenfeder ausgebildeten Druckfeder 49, deren eines
Ende am Antreiber 7 (Fig. 1) und deren anderes Ende am Kupplungsring 47 abgestützt ist
und diesen in Richtung des Sonnenrads 19 zu verschieben sucht. Zur Steuerung des
Kupplungsvorgangs ist z. B. wenigstens ein Schaltschieber 50 vorgesehen, der in einem
achsparallelen Führungsschlitz der Nabenachse 1 in Richtung eines Pfeils w verschiebbar
gelagert und mit einem Sperrzahn 51 versehen ist, mit dem er z. B. an der die Verzahnung
48 aufweisenden Stirnseite des Kupplungsrings 47 anliegt. Der Schaltschieber 50 weist
außerdem einen radial nach innen ragenden Schaltzapfen 52 auf, der z. B. von einer nicht
näher dargestellten Schaltwalze mit Führungsnuten gesteuert wird oder an einem Mit
nehmerzapfen 53 anliegt, der an einer nicht näher dargestellten, in der Nabenachse 1
verschiebbar gelagerten Schaltstange 54 angebracht ist. Dabei ist die Anordnung so
getroffen, daß der Kupplungsring 47 bei der aus Fig. 8 ersichtlichen Stellung der Schalt
stange 54 gegen den Druck der Druckfeder 49 in einem solchen axialen Abstand vom
Sonnenrad 19 gehalten wird, daß die beiden Verzahnungen 46, 48 nicht im Eingriff sind.
Wird die Schaltstange 54 dagegen axial weiter in der Nabenachse 1 vorgeschoben, d. h. in
Fig. 8 nach links bewegt, dann drückt die Druckfeder 49 den Kupplungsring 47 allmählich
in Richtung des Sonnenrads 19 vor, bis die beiden Verzahnungen 46, 48 in Eingriff
gelangen. Dabei sind die schrägen Kanten der Sägezahn-Verzahnungen 46, 48 in Drehrich
tung so ausgerichtet, daß bei in Eingriff befindlichen Zähnen das Sonnenrad 19 vom
Antreiber 7 über den Kupplungsring 47 in Antriebsrichtung mitgedreht werden kann. Wird
der Antreiber 7 dagegen in der entgegengesetzten Richtung gedreht, können die Ver
zahnungen 46,48 im Sinne eines Freilaufs aneinander gleiten, da der Kupplungsring 47
wegen der Druckfeder 49 axial nachgiebig gelagert ist. Dieselbe Freilaufwirkung ergibt
sich, wenn das Sonnenrad 19 schneller als der Antreiber 7 dreht und diesen dabei
überholt. Zur Entkupplung ist es lediglich erforderlich, die Schaltstange 54 wieder
zurückzuziehen, wodurch über den Mitnehmerzapfen 53, den Schaltzapfen 52 und den
Sperrzahn 51 auch der Schaltschieber 50 zurückgezogen wird, bis er wieder die Position
nach Fig. 1 und 7b bis 9 einnimmt.
Die Lagerung des Kupplungsrings 47 erfolgt zweckmäßig mit Hilfe eines koaxial zur
Nabenachse 1 angeordneten, fest mit dem Antreiber 7 verbundenen Verbindungsrohrs 55
(Fig. 1), an dem auch eine Stirnwand 56 des ersten Hohlrads 24 befestigt ist. Das
Verbindungsrohr 55 weist in seinem Innenmantel achsparallel verlaufende Mitnehmernuten
auf, die am Außenmantel des Kupplungsrings 47 angebrachte Mitnehmerzähne 57
(Fig. 1, 8, 9) formschlüssig aufnehmen. Dadurch ist der Kupplungsring 47 einerseits nach
Art einer Nut/Feder Verbindung axial verschiebbar, andererseits jedoch so im Ver
bindungsrohr 55 gelagert, daß er jede vom Antreiber 7 auf das Verbindungsrohr 55
ausgeübte Drehbewegung im wesentlichen spielfrei mitmacht.
Um sicherzustellen, daß der Kupplungsring 47 gleichmäßig axial verschoben wird und
dabei nicht verkantet, ist vorzugsweise an einer in Umfangsrichtung um 180° versetzten
Stelle der Nabenachse 1 ein zweiter, dem Schaltschieber 50 entsprechender und wie dieser
gesteuerter Schaltschieber 58 (Fig. 8) angeordnet.
Die Schaltkupplung 41 (Fig. 5, 6 und 7) ist analog zu der Schaltkupplung 31 nach Fig. 7
bis 9 aufgebaut. Hier weist das Hohlrad 39 eine Nabe 61 (Fig. 1) mit einer Stirnver
zahnung 62 auf, die einem dem Kupplungsring 47 nach Fig. 7 bis 9 entsprechenden, auch
in Fig. 4 sichtbaren Kupplungsring 63 gegenübersteht, der mit einer entsprechenden
Sägezahn-Verzahnung 64 versehen ist und unter der Wirkung einer Druckfeder 65 steht.
Der Kupplungsring 63 ist in diesem Fall mit Hilfe von Nut/Feder-Verbindungen 63a
(Fig. 4) im fünften Sonnenrad 36 axial verschiebbar, jedoch relativ zu diesem undrehbar
gelagert. Zur axialen Verschiebung des Kupplungsrings 63 dienen einerseits die Druckfe
der 65, andererseits wenigstens ein den Schaltschiebern 50,58 nach Fig. 7 bis 9 ent
sprechender Schaltschieber 66 und eine der Schaltstange 54 entsprechende, in Fig. 1 nicht
dargestellte Schaltstange. Im eingekuppelten Zustand nimmt daher das Sonnenrad 36 das
Hohlrad 39 in Antriebsrichtung mit, während eine entgegengesetzte Drehbewegung des
Sonnenrads 36 und eine Überholbewegung des Hohlrads 39 wegen der anhand der Fig. 7
bis 9 beschriebenen Freilaufwirkung ohne weiteres möglich sind. Wird der Kupplungsring
63 dagegen vom Hohlrad 39 entkuppelt, dann treibt dieses in der oben beschriebenen
Weise den Planetenträger 37 an, wobei sich das Hohlrad 39 über den Freilauf 40
(Fig. 5, 6) an der Nabenachse 1 abstützt. Dabei ist der Freilauf 40 in Fig. 1 beispielsweise
als Kupplungsring 67 dargestellt, der analog zu Fig. 7 bis 9 axial verschiebbar, jedoch
relativ undrehbar im Lagerring 9 gelagert und durch mindestens eine an diesem abgestütz
te Druckfeder 68 in Richtung der Nabe 61 vorgespannt ist. Die einander zugewandten
Stirnseiten der Nabe 61 und des Kupplungsrings 67 weisen zusammenwirkende Sägezahn-Verzahnungen
69 entsprechend Fig. 7 bis 9 auf, wobei die Ausbildung der Zähne so
gewählt ist, daß sich entweder die beschriebene Freilaufwirkung ergibt oder eine Rück
drehung des Hohlrads 39 vermieden wird.
Schließlich könnte die Schaltkupplung 32 (Fig. 5,6) ebenfalls analog zu Fig. 7 bis 9
ausgebildet sein. Alternativ ist es aber auch möglich, gemäß Fig. 1 einen Kupplungsring
70 vorzusehen, der mit einer Stirnseite an dem vorn Kupplungsring 63 abgewandten Ende
der Druckfeder 65 abgestützt ist, mit seiner anderen Stirnseite dagegen dem Sonnenrad 22
zugewandt und im übrigen wie der Kupplungsring 63 im fünften Sonnenrad 36 verschieb
bar und relativ undrehbar zu diesem gelagert ist. Die einander zugewandten Stirnseiten des
Sonnenrads 22 und des Kupplungsrings 70 sind mit derart gerichteten Sägezahn-Ver
zahnungen 71 versehen, daß das Sonnenrad 22 bzw. das Hohlrad 25 den Kupplungsring
70 und damit auch das Sonnenrad 36 in Antriebsrichtung mitnehmen kann. Da dies immer
dann erforderlich ist, wenn das Sonnenrad 22 schneller als das Hohlrad 25 bzw. das fünfte
Sonnenrad 36 drehen will, d. h. wenn keine der beiden Schaltkupplungen 28, 29 einge
schaltet ist, braucht für den Kupplungsring 70 kein gesonderter Schaltschieber vorgesehen
werden. Versucht nämlich das Sonnenrad 22 schneller als das Sonnenrad 36 zu drehen,
dann nimmt es dieses unter der Wirkung der Druckfeder 65 und des Kupplungsrings 70
automatisch mit. Dreht das Sonnenrad 22 dagegen langsamer oder gar nicht, weil es selbst
oder das Sonnenrad 23 mit der Nabenachse 1 gekoppelt ist, dann ergibt sich die mehrfach
erläuterte Freilaufwirkung.
Ein Ausführungsbeispiel für die Schaltkupplungen 26 bis 29 ist schematisch in Fig. 1 bis 3
anhand der Schaltkupplungen 26 und 27 dargestellt. Danach ist im Mantel der hohlen
Nabenachse 1 ein Steuerhebel 74 schwenkbar gelagert, der um einen parallel zur Na
benachse 1 verlaufenden Schwenkzapfen 75 drehbar ist. Der Steuerhebel 74 besteht aus
einem zweiarmigen Hebel, dessen in die Nabenachse 1 ragender Hebelarm 74a mit einer
in der Nabenachse 1 drehbar gelagerten Nockenwelle 76 zusammenwirkt, die in Umfangs
richtung wenigstens je einen Nocken 76a und ein Nockental 76b aufweist. Außerdem ist
das Sonnenrad 19 bzw. 20 an seinem Innenumfang mit einer derart ausgebildeten Ver
zahnung 77 versehen, daß der als Schaltklinke ausgebildete Hebelarm 74b des Steuerhe
bels 74 in diese einfallen kann, wie Fig. 2 zeigt. Dabei ist die Anordnung so getroffen,
daß der Steuerhebel 74 beim Auflaufen des Hebelarms 74a auf einen Nocken 76a der
Nockenwelle 76 so verschwenkt wird, daß sein in die Verzahnung 77 eingerasteter
Hebelarm 74b (Fig. 3) aus dieser herausgeschwenkt und dadurch das Sonnenrad 19 bzw.
20 freigegeben wird, wohingegen der Hebelarm 74b beim Einlaufen des Hebelarms 74a in
ein Nockental 76b (Fig. 2) von einer nicht dargestellten Feder wieder mit der Sonnenrad-Verzahnung
77 in Eingriff gebracht und dadurch das Sonnenrad 19 bzw. 20 entgegen
gesetzt zu der durch den Pfeil v dargestellte Antriebsrichtung des Planetenträgers 17
stillgesetzt wird, wie z. B. Fig. 2 zeigt. In entgegengesetzte Richtung ist das Sonnenrad
19, 20 frei drehbar (Freilauf). Dabei macht Fig. 1 deutlich, daß im Inneren der Na
benachse 1 trotz der Schaltschieber 50, 58 und 66 genügend Platz ist, um die Nockenwelle
76 unterzubringen.
Die Ausführungsform nach Fig. 10 unterscheidet sich von der Ausführungsform nach Fig.
1 bis 9 nur teilweise, weshalb in Fig. 10 soweit wie möglich für gleiche Teile dieselben
Bezugszeichen verwendet sind.
In der Nabenhülse 12 ist wiederum ein Schaltgetriebe gelagert, das zwei auf der Na
benachse 1 hintereinander angeordnete Planetengetriebe 80 und 81 enthält. Das erste, auf
der Antriebsseite und in der Nähe des Antreibers 7 gelegene Planetengetriebe 80 enthält
einen ersten Planetenträger 82 mit wenigstens einem ersten Planetenrad 83, das wenigstens
zwei Stufen 83a, 83b mit unterschiedlichen Durchmessern aufweist, wobei die Stufe 83a
einen größeren Durchmesser aufweist und mit einem ersten Sonnenrad 84 von vergleichs
weise kleinem Durchmesser kämmt, während die den kleineren Durchmesser aufweisende
Stufe 83b mit einem zweiten Sonnenrad 85 im Eingriff ist, das einen entsprechend
größeren Durchmesser besitzt. Das vom Antreiber 7 axial weiter entfernt liegende zweite
Planetengetriebe 81 enthält einen zweiten Planetenträger 86 mit wenigstens einem zweiten
Planetenrad 87, das ebenfalls wenigstens zwei Stufen 87a, 87b mit unterschiedlichen
Durchmessern aufweist, wobei die Stufe 87a mit dem größeren Durchmesser mit einem
dritten Sonnenrad 88 von vergleichsweise kleinem Durchmesser und die den kleineren
Durchmesser aufweisende Stufe 87b mit einem vierten Sonnenrad 89 im Eingriff ist, das
einen entsprechend größeren Durchmesser besitzt.
Während der erste Planetenträger 82 dem Antrieb dient und zu diesem Zweck mit dem
Antreiber 7 fest verbunden ist, ist der zweite Planetenträger 86 für den Abtrieb vor
gesehen und zu diesem Zweck im Gegensatz zu Fig. 1 bis 9 je nachdem, ob ein Sieben
gang- oder Vierzehngang-Getriebe verwirklicht werden soll, entweder direkt mit der
Nabenhülse 12 oder mit den anhand der Fig. 1 bis 9 ausführlich beschriebenen, das dritte
Planetengetriebe 35 enthaltenden Nachschaltsatz verbunden. Zur Bereitstellung und
Auswahl der verschiedenen Übersetzungsverhältnisse zwischen dem Antreiber 7 und der
Nabenhülse 12 ist analog zu Fig. 1 bis 9 eine Schalteinrichtung vorgesehen, die Mittel 90,
91, 92 und 93 vorzugsweise in Form von Schaltkupplungen aufweist, mittels derer die
Sonnenräder 84, 85, 88 und 89 wahlweise mit der Nabenachse 1 verbunden werden
können. Ist zusätzlich ein Freilauf für die Nabenhülse 12 erwünscht, kann diese über einen
entsprechenden Klinkenradträger od. dgl. mit dem Planetenträger 86 verbunden werden.
Nach einem besonderen Merkmal der Erfindung sind die beiden Planetengetriebe 80 und
81 nicht wie in Fig. 1 bis 9 durch einen gemeinsamen Steg, sondern durch ein gemeinsa
mes, zur Nabenachse 1 koaxial angeordnetes Hohlrad 94 gekoppelt, das zwei fest
miteinander verbundene Stufen aufweist, die mit je einer Stufe 83a, 83b bzw. 87a, 87b der
ersten bzw. zweiten Planetenräder 83 bzw. 87 im Eingriff sind. Nach einer besonders
bevorzugten Ausführungsform der Erfindung sind die beiden Planetengetriebe 80, 81
wiederum spiegelbildlich zu einer gedachten, zwischen innen verlaufenden und senkrecht
zur Nabenachse 1 liegenden Symmetrieebene aufgebaut und angeordnet, wobei die beiden
Stufen des Hohlrads 94 im Ausführungsbeispiel mit den Planetenradstufen 83b und 87b im
Eingriff sind. Im übrigen ist die Anordnung analog zu Fig. 1 bis 9, insbesondere im
Hinblick auf die Ausbildung der verschiedenen Schaltkupplungen.
Ein Vorteil der Ausführungsform nach Fig. 10 besteht darin, daß das gemeinsame Hohlrad
94 als fliegend gelagerter, eine stufenlose Innenverzahnung aufweisender, rotierender
Zahnring und damit sehr leicht und einstückig ausgebildet werden kann. Das Hohlrad 94
als im Durchmesser größtes Getriebeteil ist damit praktisch auf das Vorhandensein der
Zähne reduziert und braucht keinerlei Wandteile und daran befestigte Kupplungselemente
aufweisen, die eine wahlweise Kupplung mit dem Antreiber 7 oder einem anderen
Getriebeteil ermöglichen.
Zur Herstellung verschiedener Gangstufen dienen zunächst die vier Schaltkupplungen 90
bis 93. Da der Antreiber 7 mit dem ersten Planetenträger 82 fest verbunden ist und der
zweite Planetenträger 86 den Abtrieb bildet, werden mit den Schaltkupplungen 90 und 92
z. B. das erste und das dritte Sonnenrad 84, 89 mit der Nabenachse 1 verbunden, während
die Sonnenräder 85, 88 frei rotieren können. Dadurch legt das erste Planetengetriebe 80
eine Drehzahl für das Hohlrad 94 fest, das seinerseits das Planetenrad 87 antreibt. Dieses
wälzt sich auf dem feststehenden dritten Sonnenrad 89 ab, das dadurch eine Drehzahl für
den zweiten Planetenträger 86 festlegt. Eine weitere Gesamtübersetzung ist dadurch
herstellbar, daß die Schaltkupplungen 91, 93 ein- und die Schaltkupplungen 90, 92 ausge
schaltet werden, so daß jetzt die mit der Nabenachse 1 verbundenen Sonnenräder 85, 88
das Gesamtübersetzungsverhältnis festlegen. Weitere Übersetzungsverhältnisse könnten
dadurch erhalten werden, daß die Sonnenräder 84, 88 bzw. 85, 89 mit der Nabenachse 1
verbunden werden. Bei spiegelsymmetrischem Aufbau der beiden Planetengetriebe 80, 81
führt das allerdings jeweils zu einem Gesamtübersetzungsverhältnis von 1 : 1, d. h. einer
direkten Gangstufe.
Zur Vergrößerung der Zahl der Gangstufen trotz Anwendung des gemeinsamen Hohlrads
94 weist die Schalteinrichtung nach einem weiteren, besonders wesentlichen Merkmal der
Erfindung und analog zu Fig. 1 bis 9 zwei weitere Schaltkupplungen 95 und 96 auf, von
denen die Schaltkupplung 95 zur wahlweisen Verbindung des ersten Planetenträgers 82 mit
dem ersten Sonnenrad 84 dient, während mit der zweiten Schaltkupplung 96 der zweite
Planetenträger 86 wahlweise mit dem vierten Sonnenrad 88 kuppelbar ist (Fig. 10).
Dadurch wird bei eingeschalteter Schaltkupplung 95 das erste Planetengetriebe 80 und bei
eingeschalteter Schaltkupplung 96 das zweite Planetengetriebe 81 blockiert, d. h. das
Hohlrad 94 dreht bei eingeschalteter Schaltkupplung 95 stets mit der Drehzahl des
Antreibers 7, während bei eingeschalteter Schaltkupplung 96 der zweite Planetenträger 86
stets mit der Drehzahl des Hohlrads 94 umläuft. Die beiden Schaltkupplungen 95, 96
werden vorzugsweise wie die oben erläuterten Schaltkupplungen 31 bis 32 (Fig. 1 bis 9)
ausgebildet.
Mit den Schaltkupplungen 95, 96 lassen sich bei spiegelsymmetrischem Aufbau der
Planetengetriebe 80, 81 zusätzlich zu den beiden oben beschriebenen Gangstufen weitere
Gangstufen wie folgt einstellen: Ist die Schaltkupplung 95 ein- und die Schaltkupplung 96
ausgeschaltet, dann kann mit den Schaltkupplungen 92, 93 wahlweise das Sonnenrad 89
oder das Sonnenrad 88 mit der Nabenachse 1 verbunden und das jeweils andere Sonnenrad
freigegeben werden, was zwei vom zweiten Planetengetriebe 81 bestimmte Übersetzungs
verhältnisse zwischen dem Hohlrad 94 und dem Planetenträger 86 liefert, weil das
Übersetzungsverhältnis des ersten Planetengetriebes 1 : 1 beträgt. Ist dagegen die
Schaltkupplung 96 ein- und die Schaltkupplung 95 ausgeschaltet, liegt das Übersetzungs
verhältnis des zweiten Planetengetriebes 81 mit 1 : 1 fest, während zwei durch das erste
Planetengetriebe 80 festgelegte Übersetzungsverhältnisse zwischen dem Antreiber 7 und
dem Hohlrad 94 dadurch eingestellt werden können, daß mittels der Schaltkupplungen
90, 91 wahlweise eines der Sonnenräder 84, 85 mit der Nabenachse 1 verbunden wird.
Schließlich läßt sich durch Einschalten beider Schaltkupplungen 95, 96 auch auf diese
Weise ein Übersetzungsverhältnis von 1 : 1 zwischen dem Antreiber 7 und dem Planeten
träger 86 herstellen. Insgesamt ist die aus den Planetengetrieben 80, 81 gebildete Mehr
gangnabe daher eine Siebengang-Getriebenabe.
Ein besonderes Kennzeichen der Schaltkupplungen 95, 96 besteht wie bei den Schaltkupp
lungen 31, 32 darin, daß mit ihnen die Sonnenräder 84, 88 zusätzlich zum zugehörigen
Planetenträger 82 bzw. 86 und nicht anstelle von diesem mit dem Antreiber 7 bzw. der
Nabenhülse 12 bzw. dem Nachschaltsatz verbunden werden. Dadurch wird bei Betätigung
der Schaltkupplungen 95, 96 immer nur ein Teil der vom Antreiber 7 kommenden bzw.
auf die Nabenhülse 12 ausgeübten An- oder Abtriebskraft umgeschaltet, und die Um
schaltung dient allein dem Zweck, das jeweilige Planetengetriebe zu blockieren oder die
Blockierung aufzuheben. Wegen der speziellen Konfiguration des beschriebenen Schaltge
triebes nach Fig. 10 kann erreicht werden, daß z. B. nur ca. 35% der Gesamtkraft zu
schalten sind.
Das Schaltgetriebe nach Fig. 10 kann mit denselben Zähnezahlen wie das Schaltgetriebe
nach Fig. 5 und 6 betrieben werden, wobei die großen bzw. kleinen Planetenradstufen
83a, 87a bzw. 83b, 87b dieselben Zähnezahlen wie die großen bzw. kleinen Planetenrad
stufen 18b, 21b bzw. 18a, 21a aufweisen. Entsprechendes gilt für die zugehörigen Sonnen
räder. Ein Unterschied besteht lediglich darin, daß hier das erste Planetengetriebe 80 stets
als Übersetzungsgetriebe und das zweite Planetengetriebe 81 stets als Untersetzungs
getriebe arbeitet. Insbesondere ergibt sich dann, daß die Übersetzungsverhältnisse des
Planetengetriebes 80 ca. 0,774 bei eingeschalteter Schaltkupplung 90 und ca. 0,682 bei
eingeschalteter Schaltkupplung 91 betragen, während die Übersetzungsverhältnisse des
Planetengetriebes 81 ca. 1,467 bei eingeschalteter Schaltkupplung 92 und ca. 1,292 bei
eingeschalteter Schaltkupplung 93 sind. Dadurch lassen sich bei analoger Anwendung der
verschiedenen Schaltkupplungen dieselben Gangstufen und Gangsprünge erhalten, wie
oben anhand der Tabelle 2 in Verbindung mit dem Schaltgetriebe nach Fig. 1 bis 9
ausführlich erläutert wurde und in der nachfolgenden Tabelle 3 dargestellt ist:
Tabelle 3
Im übrigen ergeben sich dieselben Vorteile wie bei Anwendung des Schaltgetriebes nach
Fig. 1 bis 9.
Die Erfindung ist nicht auf das beschriebene Ausführungsbeispiel beschränkt, das auf
vielfache Weise abgewandelt werden kann. Insbesondere ist es möglich, den beiden ersten
Planetengetrieben 15, 16 bzw. 80, 81 mehr als zwei Sonnenräder und entsprechend den
zugehörigen Planetenrädern mehr als zwei Stufen zuzuordnen, um dadurch weitere
Übersetzungsverhältnisse vorzusehen. Weiter ist es möglich und vorteilhaft, den Antreiber
7 und das Hohlrad 24 oder den Planetenträger 82 und ggf. auch das Hohlrad 25 oder den
Planetenträger 86 und das Sonnenrad 36 jeweils aus einem Stück herzustellen. Weiter
kann die Überbrückung der beiden Planetengetriebe 15, 16 bzw. 80, 81 mit Hilfe der
Schaltkupplungen 31, 32 bzw. 95, 96 auch dann vorgesehen werden, wenn die Sonnenräder
und die zugehörigen Planetenradstufen nicht symmetrisch aufgebaut sind. Weiter könnten
die Sonnenräder mit einem anderen feststehenden Teil als der Nabenachse 1 verbunden
werden. Außerdem können andere als die angegebenen Zähnezahlen angewählt werden,
die nur als Beispiele aufzufassen sind. Ferner ergeben sich die meisten der angeführten
Vorteile unabhängig davon, welche Art von Schalteinrichtung für die Verbindung der
Hohlräder 24, 25 bzw. der Planetenträger 82, 86 mit dem zugehörigen Sonnenrad Ver
wendung finden. Insbesondere können für diese Zwecke z. B. Zahnkupplungen, Klauen
kupplungen, Klinkenfreiläufe, Klemmrollenfreiläufe und/oder Klemmkörperfreiläufe
eingesetzt werden, die auch unabhängig davon wirksam sind, ob sich innerhalb der
Getriebenabe Bauteile wie z. B. eine Bremse befinden, die zusätzliche Funktionen bewir
ken. Weiter ist die Erfindung nicht auf den beschriebenen Nachschaltsatz mit dem
Planetengetriebe 35 beschränkt. Vielmehr könnte die Anordnung beispielsweise auch so
getroffen sein, daß in Fig. 5 bzw. 10 die Schaltkupplung 41 zwischen dem Hohlrad 25
bzw. dem Planetenträger 86 und dem Planetenträger 37 des Planetengetriebes 35 angeord
net wird. Auch in diesem Fall würde das Planetengetriebe 35 bei ausgeschalteter Schalt
kupplung 41 als Untersetzungsgetriebe und bei eingeschalteter Schaltkupplung 41 als
direkte Übersetzung (1 : 1) wirken. Weiter wäre es möglich, das Planetengetriebe 35 als
Vorschaltsatz zu verwenden und zwischen dem Antreiber 7 und dem ersten Planetengetrie
be 15 bzw. 80 anzuordnen. Schließlich versteht sich, daß die verschiedenen Merkmale
auch in anderen als den beschriebenen und in den Zeichnungen dargestellten Kombinatio
nen angewendet werden können.
Claims (21)
1. Mehrgang-Getriebenabe für Fahrräder, enthaltend: eine an einem Fahrradrahmen
drehfest montierbare Nabenachse (1), einen drehbar auf der Nabenachse (1) gelagerten
Antreiber (7), eine drehbar auf der Nabenachse (1) gelagerte Nabenhülse (12), ein mit
einem ersten und einem zweiten Planetengetriebe (15, 16 bzw. 80, 81) versehenes, in der
Nabenhülse (12) angeordnetes und mit dem Antreiber (7) und der Nabenhülse (12)
gekoppeltes Schaltgetriebe zur Bereitstellung von mehreren Übersetzungsverhältnissen
zwischen dem Antreiber (7) und der Nabenhülse (12), wobei die Planetengetriebe
(15, 16 bzw. 80, 81) wenigstens je zwei zur Nabenachse (1) koaxiale Sonnenräder
(19, 20; 22, 23 bzw. 84, 85; 88, 89), wenigstens einen Planetenträger (17; 82, 86) mit ent
sprechend abgestuften, mit den Sonnenrädern (19, 20; 22, 23 bzw. 84, 85; 88,89) im Eingriff
befindlichen Planetenrädern (18, 21 bzw. 83, 87) und wenigstens ein mit den Planetenrä
dern (18, 21 bzw. 83, 87) im Eingriff befindliches Hohlrad (24, 25 bzw. 94) aufweisen, und
eine Schalteinrichtung zur Auswahl der Übersetzungsverhältnisse durch wahlweises
Verbinden der Sonnenräder (19, 20; 22, 23 bzw. 84, 85; 88, 89) mit der Nabenachse (1),
dadurch gekennzeichnet, daß die Schalteinrichtung Mittel (31, 32 bzw. 95, 96) zur wahlwei
sen Verbindung des Hohlrads (24, 25) oder des Planetenträger (82, 86) des ersten und/oder
zweiten Planetengetriebes (15, 16 bzw. 80, 81) mit einem Sonnenrad (19, 22 bzw. 84, 88)
desselben Planetengetriebes (15, 16 bzw. 80, 81) aufweist.
2. Mehrgang-Getriebenabe nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß das Mittel
(31, 32 bzw. 95, 96) eine Schaltkupplung mit einem Freilauf enthält.
3. Mehrgang-Getriebenabe nach Anspruch 1 oder 2, dadurch gekennzeichnet, daß die
Hohlräder (94) der beiden Planetengetriebe (80, 81) fest miteinander verbunden sind.
4. Mehrgang-Getriebenabe nach Anspruch 3, dadurch gekennzeichnet, daß die beiden
Hohlräder aus einem einstückig hergestellten Bauteil bestehen und ein beiden Planetenge
trieben (80, 81) gemeinsames Hohlrad (94) bilden.
5. Mehrgang-Getriebenabe nach Anspruch 1 oder 2, dadurch gekennzeichnet, daß die
Planetenträger der beiden Planetengetriebe (15, 16) fest miteinander verbunden sind.
6. Mehrgang-Getriebenabe nach Anspruch 5, dadurch gekennzeichnet, daß die beiden
Planetenträger aus einem einstückig hergestellten Bauteil bestehen und einen beiden
Planetengetrieben (15, 16) gemeinsamen Planetenträger (17) bilden.
7. Mehrgang-Getriebenabe nach einem der Ansprüche 1 bis 6, dadurch gekennzeichnet,
daß die beiden Planetengetriebe (15, 16 bzw. 80, 81) je zwei Sonnenräder
(19, 20; 22, 23 bzw. 84, 85; 88, 89) mit unterschiedlichen Durchmessern aufweisen.
8. Mehrgang-Getriebenabe nach Anspruch 7, dadurch gekennzeichnet, daß die beiden
Sonnenräder (19, 20; 22, 23 bzw. 84, 85; 88, 89) jedes Planetengetriebes (15, 16 bzw. 80, 81)
paarweise identisch ausgebildet sind.
9. Mehrgang-Getriebenabe nach Anspruch 7 oder 8, dadurch gekennzeichnet, daß das
gemeinsame Hohlrad (94) der Planetengetriebe (80, 81) mit denjenigen Stufen (83b, 87b)
der zugehörigen Planetenräder (83, 87) im Eingriff ist, die die kleineren Durchmesser
aufweisen.
10. Mehrgang-Getriebenabe nach Anspruch 7 oder 8, dadurch gekennzeichnet, daß die
beiden Hohlräder (24, 25) der Planetengetriebe (15, 16) mit denjenigen Stufen (18a, 21a) der
zugehörigen Planetenräder (18, 21) im Eingriff sind, die die kleineren Durchmesser
aufweisen.
11. Mehrgang-Getriebenabe nach einem der Ansprüche 7 bis 10, dadurch gekennzeichnet,
daß die beiden Planetengetriebe (15, 16 bzw. 80, 81) spiegelbildlich aufgebaut und
angeordnet sind.
12. Mehrgang-Getriebenabe nach einem der Ansprüche 3, 4 und 7 bis 11, dadurch
gekennzeichnet, daß der Antrieb des Schaltgetriebes über den Planetenträger (82) des
ersten Planetengetriebes (80) und der Abtrieb des Schaltgetriebes über den Planetenträger
(86) des zweiten Planetengetriebes (81) erfolgt.
13. Mehrgang-Getriebenabe nach Anspruch 12, dadurch gekennzeichnet, daß beide
Planetenträger (82, 86) wahlweise mit dem Sonnenrad (84, 88) des zugehörigen Planetenge
triebes (80, 81) verbindbar sind.
14. Mehrgang-Getriebenabe nach einem der Ansprüche 5 bis 11, dadurch gekennzeichnet,
daß der Antrieb des Schaltgetriebes über das Hohlrad (24) des ersten Planetengetriebes
(15) und der Abtrieb des Schaltgetriebes über das Hohlrad (25) des zweiten Planetenge
triebes (16) erfolgt.
15. Mehrgang-Getriebenabe nach Anspruch 14, dadurch gekennzeichnet, daß beide
Hohlräder (24, 25) wahlweise mit dem Sonnenrad (19, 22) des zugehörigen Planetengetrie
bes (15, 16) verbindbar sind.
16. Mehrgang-Getriebenabe nach einem der Ansprüche 1 bis 15, dadurch gekennzeichnet,
daß sie als Siebengang-Getriebenabe eingerichtet ist.
17. Mehrgang-Getriebenabe nach einem der Ansprüche 1 bis 16, dadurch gekennzeichnet,
daß die beiden Planetengetriebe (15, 16 bzw. 80, 81) in Reihe geschaltet sind und dabei das
eine Planetengetriebe (16 bzw. 80) ein Übersetzungsverhältnis kleiner als Eins und das
zweite Planetengetriebe (15 bzw. 81) ein Übersetzungsverhältnis größer als Eins aufweist.
18. Mehrgang-Getriebenabe nach einem der Ansprüche 1 bis 17, dadurch gekennzeichnet,
daß dem zweiten Planetengetriebe (16 bzw. 81) ein drittes Planetengetriebe (35) nach
geschaltet ist, das ein fünftes Sonnenrad (36), einen dritten Planetenträger (37) mit
wenigstens einem dritten Planetenrad (38) und ein Hohlrad (39) aufweist.
19. Mehrgang-Getriebenabe nach Anspruch 18, dadurch gekennzeichnet, daß der dritte
Planetenträger (37) mit der Nabenhülse (12), das zweite Hohlrad (39) über einen Freilauf
(40) mit der Nabenachse (1) und das fünfte Sonnenrad (36) mit dem zweiten Planeten
träger (86) oder dem zweiten Hohlrad (25) des zweiten Planetengetriebes (16 bzw. 81)
verbunden ist.
20. Mehrgang-Getriebenabe nach Anspruch 19, dadurch gekennzeichnet, daß die
Schalteinrichtung mit Mitteln (41) zur wahlweisen Verbindung des zweiten Planetenträgers
(86) oder des zweiten Hohlrads (25) mit dem Hohlrad (39) des dritten Planetengetriebes
(35) versehen ist.
21. Mehrgang-Getriebenabe nach Anspruch 20, dadurch gekennzeichnet, daß das Mittel
(41) eine Schaltkupplung mit einem Freilauf enthält.
Priority Applications (10)
Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
---|---|---|---|
DE19720796A DE19720796B4 (de) | 1997-05-16 | 1997-05-16 | Mehrgang-Getriebenabe für Fahrräder |
PCT/DE1998/001367 WO1998052818A1 (de) | 1997-05-16 | 1998-05-15 | Mehrgang-getriebe für fahrräder |
DE59809405T DE59809405D1 (de) | 1997-05-16 | 1998-05-15 | Mehrgang-getriebe für fahrräder |
JP54980598A JP4033244B2 (ja) | 1997-05-16 | 1998-05-15 | マルチスピード自転車ギヤシステム |
DK98933552T DK0915800T3 (da) | 1997-05-16 | 1998-05-15 | Flergangsgearsystem til cykler |
EP98933552A EP0915800B1 (de) | 1997-05-16 | 1998-05-15 | Mehrgang-getriebe für fahrräder |
AT98933552T ATE248095T1 (de) | 1997-05-16 | 1998-05-15 | Mehrgang-getriebe für fahrräder |
US09/214,970 US6048287A (en) | 1997-05-16 | 1998-05-15 | Multispeed bicycle gear system |
US09/214,969 US6258005B1 (en) | 1997-05-16 | 1998-05-15 | Multispeed bicycle gear system |
ES98933552T ES2205517T3 (es) | 1997-05-16 | 1998-05-15 | Mecanismo de engranajes de marchas multiples para bicicletas. |
Applications Claiming Priority (1)
Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
---|---|---|---|
DE19720796A DE19720796B4 (de) | 1997-05-16 | 1997-05-16 | Mehrgang-Getriebenabe für Fahrräder |
Publications (2)
Publication Number | Publication Date |
---|---|
DE19720796A1 true DE19720796A1 (de) | 1998-11-19 |
DE19720796B4 DE19720796B4 (de) | 2005-10-20 |
Family
ID=7829810
Family Applications (2)
Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
---|---|---|---|
DE19720796A Expired - Fee Related DE19720796B4 (de) | 1997-05-16 | 1997-05-16 | Mehrgang-Getriebenabe für Fahrräder |
DE59809405T Expired - Lifetime DE59809405D1 (de) | 1997-05-16 | 1998-05-15 | Mehrgang-getriebe für fahrräder |
Family Applications After (1)
Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
---|---|---|---|
DE59809405T Expired - Lifetime DE59809405D1 (de) | 1997-05-16 | 1998-05-15 | Mehrgang-getriebe für fahrräder |
Country Status (8)
Country | Link |
---|---|
US (2) | US6048287A (de) |
EP (1) | EP0915800B1 (de) |
JP (1) | JP4033244B2 (de) |
AT (1) | ATE248095T1 (de) |
DE (2) | DE19720796B4 (de) |
DK (1) | DK0915800T3 (de) |
ES (1) | ES2205517T3 (de) |
WO (1) | WO1998052818A1 (de) |
Cited By (17)
Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
---|---|---|---|---|
DE19860232B4 (de) * | 1998-12-24 | 2007-08-16 | Sram Deutschland Gmbh | Mehrgangnabe für ein Fahrrad |
FR2902073A1 (fr) * | 2006-06-09 | 2007-12-14 | Michel Pieroni | Dispositif de transmission a changement de vitesse automatique pour bicyclette |
WO2008089932A1 (de) | 2007-01-22 | 2008-07-31 | Christoph Lermen | Getriebeeinheit |
EP2008927A1 (de) | 2007-06-29 | 2008-12-31 | Shimano Inc. | Nabenschaltung für ein Fahrrad |
EP2017175A1 (de) | 2007-07-18 | 2009-01-21 | Shimano Inc. | Nabenschaltung für ein Fahrrad |
EP2020375A1 (de) | 2007-08-01 | 2009-02-04 | Shimano Inc. | Nabenschaltung für ein Fahrrad |
WO2014072344A1 (de) * | 2012-11-06 | 2014-05-15 | Technische Universität München | Nabenschaltung für ein fahrrad |
US9279480B2 (en) | 2011-03-10 | 2016-03-08 | Ca Technology Systems As | Multi-speed gear system |
DE102014016395A1 (de) | 2014-11-05 | 2016-05-12 | Karlheinz Nicolai | Unter Last schaltbares Getriebe für Fahrzeuge |
CN106494563A (zh) * | 2016-12-21 | 2017-03-15 | 张家港川梭车业有限公司 | 一种齿圈中心轮固定单轮直驱多挡全自动变速器 |
CN106763569A (zh) * | 2016-12-21 | 2017-05-31 | 张家港川梭车业有限公司 | 一种齿圈双中心轮固定单轮直驱多档全自动变速器 |
WO2018108496A1 (de) * | 2016-12-15 | 2018-06-21 | Zf Friedrichshafen Ag | Getriebe für ein fahrrad |
DE102009060484B4 (de) * | 2009-12-18 | 2020-04-16 | Pinion Gmbh | Mit Muskelkraft antreibbares Fahrzeug |
WO2020130842A1 (en) | 2018-12-21 | 2020-06-25 | Ca Technology Systems As | A pedally propelled vehicle multi-speed gear system |
DE102016113871B4 (de) | 2015-07-31 | 2022-03-10 | GM Global Technology Operations LLC | Produkt |
WO2022240294A1 (en) | 2021-05-10 | 2022-11-17 | Ca Technology Systems As | A pedally propelled multi-speed gear system |
WO2023027592A1 (en) | 2021-08-27 | 2023-03-02 | Ca Technology Systems As | Multiple multi-speed gear systems and gear cartridges with different gear ranges and method for manufacturing such |
Families Citing this family (51)
Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
---|---|---|---|---|
DE19720796B4 (de) * | 1997-05-16 | 2005-10-20 | Bernhard Rohloff | Mehrgang-Getriebenabe für Fahrräder |
GB2355772A (en) * | 1999-10-30 | 2001-05-02 | Adrian Ash | Bicycle gearbox having a plurality of planetary gear sets in series |
KR100436697B1 (ko) * | 1999-12-15 | 2004-06-22 | 오종수 | 자전거의 속도변환장치 |
US6607465B1 (en) * | 2000-03-10 | 2003-08-19 | Shimano, Inc. | Bicycle hub transmission with a guiding member for a sun gear |
ES2312322T3 (es) * | 2000-06-22 | 2009-03-01 | Jen-Chih Liu | Cambio de marchas interno para bicicletas. |
JP3654846B2 (ja) * | 2001-03-22 | 2005-06-02 | 株式会社シマノ | 自転車用変速補助装置 |
DE10136231A1 (de) * | 2001-07-25 | 2003-02-06 | Zahnradfabrik Friedrichshafen | Fahrzeuggetriebe mit progressiver Getriebestufung |
US6875150B2 (en) | 2001-12-27 | 2005-04-05 | Shimano, Inc. | Multiple piece planet gear carrier for a bicycle hub transmission |
KR100479871B1 (ko) * | 2003-05-13 | 2005-03-31 | 홍재호 | 정.역 페달 링 시 항상 전진하며, 후진 및 공회전이 가능한 자전거 드라이브 유닛 |
KR100479873B1 (ko) * | 2003-05-13 | 2005-03-31 | 홍재호 | 수십가지 페달 링 방식의 자전거 드라이브 유닛 |
WO2006033541A1 (en) * | 2004-09-20 | 2006-03-30 | Hong-Gon Choi | Automatic output apparatus for converting two way drive to one way and bicycle with it |
JP5065264B2 (ja) * | 2005-06-17 | 2012-10-31 | 中野 隆次 | 自転車用変速ハブ |
US8535206B2 (en) * | 2005-07-01 | 2013-09-17 | Hpn Holdings, Inc. | Mobile elliptically driven device and steering mechanism |
US7803090B2 (en) * | 2005-07-01 | 2010-09-28 | Hpn Holdings, Inc. | Mobile elliptically driven device |
JP4134183B2 (ja) * | 2006-02-10 | 2008-08-13 | 有限会社藤原ホイル | 自転車用変速装置 |
US7678115B2 (en) * | 2006-06-21 | 2010-03-16 | Howmedia Osteonics Corp. | Unicondylar knee implants and insertion methods therefor |
KR20080003165A (ko) * | 2006-06-30 | 2008-01-07 | 변동환 | 유성 기어식 변속기와 그것을 이용한 차량 |
CN101108645A (zh) * | 2006-07-21 | 2008-01-23 | 黄其彬 | 小轮车的驱动装置 |
US8167755B2 (en) * | 2007-06-07 | 2012-05-01 | Chrysler Group Llc | Six-speed transmission |
DE102008060856A1 (de) | 2008-12-06 | 2010-06-17 | Eckhardt Eisenbeil | Mehrgang-Getriebe für Fahrräder |
JP5476465B2 (ja) * | 2009-05-26 | 2014-04-23 | ビョン、ドンファン | 多段ギア変速装置 |
CN102483138A (zh) * | 2009-05-26 | 2012-05-30 | 卞东奂 | 多级变速装置 |
US8216103B1 (en) * | 2009-06-09 | 2012-07-10 | Krzysztof Boczula | Bidirectional drive for producing unidirectional vehicle movement |
KR101147994B1 (ko) | 2009-09-14 | 2012-05-24 | (주)엠비아이 | 일측 고정형 변속기 |
DE102009056206A1 (de) * | 2009-11-28 | 2011-06-01 | Sram Deutschland Gmbh | Mehrgang-Getriebenabe für Fahrräder |
US8439792B2 (en) * | 2010-01-20 | 2013-05-14 | The Gates Corporation | Planetary gear mechanism for a bicycle |
RU2010107928A (ru) * | 2010-03-03 | 2011-09-10 | Джи Эм Глоубал Текнолоджи Оперейшнз, Инк. (Us) | Многоступенчатая планетарная трансмиссия с тремя тормозами и четырьмя муфтами (варианты) |
DE102010049438A1 (de) | 2010-10-23 | 2012-04-26 | Sram Deutschland Gmbh | Betätigungsmechanik für eine Mehrfach-Fahrradgetriebenabe |
FR2969982A1 (fr) * | 2011-01-05 | 2012-07-06 | Lyon Ecole Centrale | Boite de vitesses, en particulier pour un velo tout-terrain |
DE102013017504B4 (de) | 2013-10-21 | 2024-02-01 | Georg Blaschke | Betätigungseinrichtung für Mehrgang-Getriebenabe |
DE102014101726B4 (de) | 2014-02-12 | 2017-12-07 | Umut Özcan | Lastschaltbare Mehrgangplanetengetriebe |
GB2530280B (en) * | 2014-09-17 | 2017-05-31 | Popper Tech (1983) Ltd | An automatic transmission system where gear engagement is determined by the angular velocity of the driven wheel |
DE102014223334A1 (de) | 2014-11-14 | 2016-05-19 | Volkswagen Aktiengesellschaft | Antriebsstrang für ein Tretrad |
EP3341281A1 (de) * | 2015-08-28 | 2018-07-04 | Advancing Technologies B.V. | Fahrradgangschaltung zur verwendung zwischen einem kettenradträger und einer radnabe eines fahrrads sowie hinterachse und hinterrad mit einer derartigen gangschaltung |
US11383553B2 (en) | 2015-08-28 | 2022-07-12 | Advancing Technologies B.V. | Transmission element for the transmission of torque from a chain wheel to a wheel hub |
DE102016225142B4 (de) * | 2016-12-15 | 2023-08-10 | Zf Friedrichshafen Ag | Getriebe für ein Fahrrad |
JP6705740B2 (ja) * | 2016-12-21 | 2020-06-03 | 株式会社シマノ | 自転車用変速機および自転車用内装変速ハブ |
WO2019086064A1 (de) | 2017-11-02 | 2019-05-09 | Wilfried Donner | Antriebsstrang mit zwei separaten, mittels zwischengetriebe gekoppelten schaltbaren getrieben |
DE102018008464A1 (de) | 2017-11-02 | 2019-06-27 | Wilfried Donner | Antriebsstrang mit zwei separaten , mittels Zwischengetriebe gekoppelten schaltbaren Getrieben |
DE102018007326A1 (de) | 2018-03-28 | 2019-10-02 | Wilfried Donner | Mehrganggetriebe mit zwei Planetengetrieben |
NL2021891B1 (en) * | 2018-10-26 | 2020-05-13 | Advancing Tech B V | Transmission system |
DE102021000585B4 (de) | 2021-02-05 | 2024-04-18 | EGS Entwicklungsgesellschaft für Getriebesysteme mbH | Modulares Antriebssystem |
DE202021104691U1 (de) | 2021-09-01 | 2021-11-16 | Revolute GmbH | Getriebeeinheit für ein Zweirad |
DE102021122592B4 (de) | 2021-09-01 | 2023-06-22 | Revolute GmbH | Schaltsystem und Getriebeeinheit mit einem Schaltsystem, insbesondere für ein Zweirad |
DE102021129412B4 (de) | 2021-11-11 | 2023-11-16 | Wilfried Donner | Antriebsstrang mit tretlager- und nabengetriebe |
DE202021104692U1 (de) | 2021-11-26 | 2021-12-16 | Revolute GmbH | Getriebeeinheit |
TWI795237B (zh) * | 2022-03-16 | 2023-03-01 | 智盟能源股份有限公司 | 彈性離合變速機構 |
DE102022107914A1 (de) | 2022-04-02 | 2023-10-05 | Wilfried Donner | Klinkenkupplung einer Schaltvorrichtung und Verfahren zur Dimensionierung |
WO2023203108A1 (en) * | 2022-04-19 | 2023-10-26 | Classified Cycling Bv | Bicycle transmission |
DE102022122474A1 (de) | 2022-09-05 | 2024-03-07 | b.c. bicycle and parts production GmbH | Schaltungsadapter |
DE102022211748B3 (de) | 2022-11-08 | 2024-01-11 | Zf Friedrichshafen Ag | Tretlagergetriebe für ein Fahrrad oder Pedelec |
Family Cites Families (11)
Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
---|---|---|---|---|
JP2930315B2 (ja) * | 1989-02-17 | 1999-08-03 | 株式会社シマノ | 自転車用内装変速機 |
JP3184230B2 (ja) * | 1990-12-28 | 2001-07-09 | 株式会社シマノ | 内装変速機 |
EP0531608B1 (de) * | 1991-09-09 | 1995-05-24 | Shimano Inc. | Selbstständige Fahrradgangschaltung |
DE4203509A1 (de) * | 1992-02-07 | 1993-08-12 | Fichtel & Sachs Ag | Mehrgang-antriebsnabe fuer fahrraeder |
DE4342347C1 (de) * | 1993-12-11 | 1995-02-09 | Fichtel & Sachs Ag | Mehrgangnabe für Fahrräder |
JP3423756B2 (ja) * | 1993-12-16 | 2003-07-07 | 株式会社シマノ | 自転車用動作装置の操作構造 |
DE4402344C1 (de) * | 1994-01-27 | 1995-03-16 | Fichtel & Sachs Ag | Steuereinrichtung für Klinkengesperre für Fahrrad-Mehrgangantriebsnaben |
JP2914909B2 (ja) * | 1996-03-15 | 1999-07-05 | 株式会社シマノ | 自転車用変速装置内装ハブ |
JP3086180B2 (ja) * | 1996-09-24 | 2000-09-11 | 株式会社シマノ | 自転車用内装変速装置 |
DE19720796B4 (de) * | 1997-05-16 | 2005-10-20 | Bernhard Rohloff | Mehrgang-Getriebenabe für Fahrräder |
US5855530A (en) * | 1997-07-30 | 1999-01-05 | Industrial Technology Research Institute | Speed-changing transmission hub for a bicycle |
-
1997
- 1997-05-16 DE DE19720796A patent/DE19720796B4/de not_active Expired - Fee Related
-
1998
- 1998-05-15 AT AT98933552T patent/ATE248095T1/de active
- 1998-05-15 JP JP54980598A patent/JP4033244B2/ja not_active Expired - Fee Related
- 1998-05-15 WO PCT/DE1998/001367 patent/WO1998052818A1/de active IP Right Grant
- 1998-05-15 US US09/214,970 patent/US6048287A/en not_active Expired - Lifetime
- 1998-05-15 ES ES98933552T patent/ES2205517T3/es not_active Expired - Lifetime
- 1998-05-15 US US09/214,969 patent/US6258005B1/en not_active Expired - Lifetime
- 1998-05-15 EP EP98933552A patent/EP0915800B1/de not_active Expired - Lifetime
- 1998-05-15 DE DE59809405T patent/DE59809405D1/de not_active Expired - Lifetime
- 1998-05-15 DK DK98933552T patent/DK0915800T3/da active
Cited By (28)
Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
---|---|---|---|---|
DE19860232B4 (de) * | 1998-12-24 | 2007-08-16 | Sram Deutschland Gmbh | Mehrgangnabe für ein Fahrrad |
FR2902073A1 (fr) * | 2006-06-09 | 2007-12-14 | Michel Pieroni | Dispositif de transmission a changement de vitesse automatique pour bicyclette |
WO2008089932A1 (de) | 2007-01-22 | 2008-07-31 | Christoph Lermen | Getriebeeinheit |
US10100915B2 (en) | 2007-01-22 | 2018-10-16 | Pinion Gmbh | Transmission unit |
US7967718B2 (en) | 2007-06-29 | 2011-06-28 | Shimano Inc. | Bicycle hub transmission |
EP2008927A1 (de) | 2007-06-29 | 2008-12-31 | Shimano Inc. | Nabenschaltung für ein Fahrrad |
EP2017175A1 (de) | 2007-07-18 | 2009-01-21 | Shimano Inc. | Nabenschaltung für ein Fahrrad |
US8052568B2 (en) | 2007-07-18 | 2011-11-08 | Shimano Inc. | Bicycle hub transmission |
US7887455B2 (en) | 2007-08-01 | 2011-02-15 | Shimano Inc. | Bicycle hub transmission |
JP2009035249A (ja) * | 2007-08-01 | 2009-02-19 | Shimano Inc | 自転車用内装変速ハブ |
EP2020375A1 (de) | 2007-08-01 | 2009-02-04 | Shimano Inc. | Nabenschaltung für ein Fahrrad |
DE102009060484B4 (de) * | 2009-12-18 | 2020-04-16 | Pinion Gmbh | Mit Muskelkraft antreibbares Fahrzeug |
US9279480B2 (en) | 2011-03-10 | 2016-03-08 | Ca Technology Systems As | Multi-speed gear system |
EP3199441A2 (de) | 2011-03-10 | 2017-08-02 | CA Technology Systems AS | Mehrgängigesgetriebe |
WO2014072344A1 (de) * | 2012-11-06 | 2014-05-15 | Technische Universität München | Nabenschaltung für ein fahrrad |
DE102014016395A1 (de) | 2014-11-05 | 2016-05-12 | Karlheinz Nicolai | Unter Last schaltbares Getriebe für Fahrzeuge |
DE102016113871B4 (de) | 2015-07-31 | 2022-03-10 | GM Global Technology Operations LLC | Produkt |
WO2018108496A1 (de) * | 2016-12-15 | 2018-06-21 | Zf Friedrichshafen Ag | Getriebe für ein fahrrad |
US11649009B2 (en) | 2016-12-15 | 2023-05-16 | Zf Friedrichshafen Ag | Transmission for a bicycle |
CN106763569A (zh) * | 2016-12-21 | 2017-05-31 | 张家港川梭车业有限公司 | 一种齿圈双中心轮固定单轮直驱多档全自动变速器 |
CN106494563A (zh) * | 2016-12-21 | 2017-03-15 | 张家港川梭车业有限公司 | 一种齿圈中心轮固定单轮直驱多挡全自动变速器 |
CN106763569B (zh) * | 2016-12-21 | 2023-05-26 | 张家港川梭车业有限公司 | 一种齿圈双中心轮固定单轮直驱多档全自动变速器 |
WO2020130842A1 (en) | 2018-12-21 | 2020-06-25 | Ca Technology Systems As | A pedally propelled vehicle multi-speed gear system |
WO2020130841A1 (en) | 2018-12-21 | 2020-06-25 | Ca Technology Systems As | Coasting clutch and a multispeed gear system with such coasting clutch |
US11628909B2 (en) | 2018-12-21 | 2023-04-18 | Ca Technology Systems As | Coasting clutch and a multispeed gear system with such coasting clutch |
US11772745B2 (en) | 2018-12-21 | 2023-10-03 | Ca Technology Systems As | Pedally propelled vehicle multi-speed gear system |
WO2022240294A1 (en) | 2021-05-10 | 2022-11-17 | Ca Technology Systems As | A pedally propelled multi-speed gear system |
WO2023027592A1 (en) | 2021-08-27 | 2023-03-02 | Ca Technology Systems As | Multiple multi-speed gear systems and gear cartridges with different gear ranges and method for manufacturing such |
Also Published As
Publication number | Publication date |
---|---|
EP0915800B1 (de) | 2003-08-27 |
WO1998052818A1 (de) | 1998-11-26 |
ES2205517T3 (es) | 2004-05-01 |
EP0915800A1 (de) | 1999-05-19 |
DE19720796B4 (de) | 2005-10-20 |
JP4033244B2 (ja) | 2008-01-16 |
US6048287A (en) | 2000-04-11 |
JP2000514755A (ja) | 2000-11-07 |
DK0915800T3 (da) | 2003-12-22 |
DE59809405D1 (de) | 2003-10-02 |
ATE248095T1 (de) | 2003-09-15 |
US6258005B1 (en) | 2001-07-10 |
Similar Documents
Publication | Publication Date | Title |
---|---|---|
EP0915800B1 (de) | Mehrgang-getriebe für fahrräder | |
EP0910530B1 (de) | Mehrgang-getriebe für fahrräder | |
DE4142867C2 (de) | Mehrgangschaltnabe für ein Fahrrad | |
DE2819471C2 (de) | Freilaufnabe | |
DE60119808T2 (de) | Fahrradantriebsnabe | |
DE69510856T3 (de) | Innenmontierte Fahrradgangschaltung mit Rollenkupplungen | |
EP2617639B1 (de) | Fahrradgetriebe, insbesondere in Form einer Mehrgang-Getriebenabe | |
EP2327617B1 (de) | Mehrgang-Getriebenabe für Fahrräder | |
DE3440069C2 (de) | Mehrgangnabe für Fahrräder oder dergleichen | |
DE102008064514A1 (de) | Getriebeeinheit | |
DE3930374A1 (de) | Mehrgang-antriebsnabe mit mehr als drei gaengen | |
EP0554874A1 (de) | Mehrgang-Antriebsnabe für Fahrräder | |
DE3543269A1 (de) | Stufenschaltgetriebe | |
DE19745419A1 (de) | Mehrgang-Getriebenabe | |
DE4426239C2 (de) | Mehrgang-Antriebsnabe mit mehr als 3 Gängen für ein Fahrrad | |
DE1780095B1 (de) | Mehrgang-Fahrradnabe | |
DE3443592C2 (de) | ||
DE2752738C2 (de) | Fahrrad-Schaltnabe mit Rücktrittbremse | |
DE2717305A1 (de) | Fahrrad-schaltnabe | |
DE19544352A1 (de) | Synchrongetriebe | |
DE3732977A1 (de) | Mehrgangnabe | |
DE1081334B (de) | Umlaufraederwechselgetriebe, insbesondere fuer Fahrraeder | |
CH446922A (de) | Kraftfahrzeug-Getriebe | |
DE19701767A1 (de) | Vorlegegetriebe | |
DE4324935C2 (de) | Mehrgang-Antriebsnabe für Fahrräder oder dergleichen |
Legal Events
Date | Code | Title | Description |
---|---|---|---|
8110 | Request for examination paragraph 44 | ||
8364 | No opposition during term of opposition | ||
8339 | Ceased/non-payment of the annual fee |