DE4439006A1 - Fahrrad-Nabengetriebe - Google Patents

Description

Die Erfindung betrifft ein Getriebe für Fahrräder, das in der Hinterradnabe angeordnet und mit dem Tretlager über einen Ketten­ trieb mit konstanter Übersetzung verbunden ist, wobei der Antrieb über eine Tretkurbel mittels Muskelkraft erfolgt.

Es sind Nabenschaltgetriebe bekannt, die als 3-, 5-, 7- oder auch 12-Gang-Planetengetriebe in der Hinterradnabe angeordnet sind und eine Bowdenzug-Schalteinrichtung aufweisen.

Diese Getriebe haben besonders in der Ausführung als 3- oder 5-Ganggetriebe den Nachteil, daß sie einen relativ kleinen Übersetzungsbereich überdecken oder aber große Stufensprünge zwischen den Gängen aufweisen. Außerdem müssen die Schaltvor­ gänge vom Fahrer selbst vorgenommen und unter Zugkraftunter­ brechung durchgeführt werden. Hinzu kommt, daß diese Getriebe besonders in der Ausführung als Vielganggetriebe sehr kompli­ ziert und aufwendig sind.

Es sind ferner vielzählige Kettenschaltungen für Fahrräder auf dem Markt, die mit bis zu 24 oder auch noch mehr schaltbaren Gängen ausgestattet sind.

Bei diesen "dezentralisierten Schaltgetrieben" sind sowohl am Hinterrad als auch am Tretlager mit einer Stufung versehene Mehrfach-Kettenräder angebracht, die in verschiedenen Kombina­ tionen zueinander mittels Bowdenzügen geschaltet werden können. Mit diesen Kettenschaltungen kann zwar ein sehr großer Über­ setzungsbereich überdeckt werden, jedoch müssen auch hierbei die Schaltvorgänge vom Fahrer bewußt vorgenommen und unter Zugkraftunterbrechung durchgeführt werden.

Ein weiterer Nachteil dieser technischen Lösung ist, daß von einem technisch ungeübten Fahrer unzweckmäßige Schaltkombina­ tionen gewählt werden können, also die Gefahr des "Verschaltens" besteht. Ferner ist es von Nachteil für die Funktionssicherheit und Lebensdauer dieser Kettenschaltungen, daß die Kette bei jedem Schaltvorgang seitlich ausgelenkt wird. Dadurch werden Kettenräder und Kette in Mitleidenschaft gezogen. Schließlich sind bei dieser Lösung alle bewegten Getriebeteile außenliegend und damit jeglicher Verschmutzung ausgesetzt, was sich ebenfalls lebensdauermindernd auswirkt.

Gemäß DE-OS 41 26 993 A1/B 62 M-11/16 ist eine technische Lösung für ein stufenloses Fahrrad-Nabengetriebe bekannt, bei dem im Leistungsnebenzweig zu einem Drei-Wellen-Planetengetriebe ein stufenlos verstellbares Kugelreibradgetriebe angeordnet ist.

Das Kugelreibradgetriebe besteht aus mehreren Kugeln, die gleichmäßig im Kreis verteilt mit einer Antriebs- und einer Abtriebsscheibe eine Reibpaarung bilden, wobei die Kugeln an einem Führungsring derart abgestützt werden, daß die Berüh­ rungsstellen der An- und Abtriebsscheibe und des Führungsringes an jeder Kugel ein Dreieck bilden. Die Berührungsstellen der Kugeln zum Führungsring liegen dabei radial außen. Der Führungs­ ring umhüllt also alle Kugeln.

Jede Kugel ist auf einer Achse gelagert, die in Getriebeachs­ richtung schwenkbar ist. Dadurch können An- und Abtriebsscheibe die Kugeln an verschiedenen Radien berühren, wodurch sich ver­ schiedene Übersetzungen einstellen.

Die Anpreßkraft an den Reibstellen wird über ein Gewinde dem Antriebsmoment angepaßt, wobei die Anfangs-Anpreßkraft über eine Feder erzeugt wird. Die Verstellung des Getriebes wird über einen Bowdenzug vorgenommen.

Dieses Getriebe hat den generellen Nachteil, daß Reibschluß­ getriebe grundsätzlich einem Schlupf unterliegen. Das kann bei Planetengetrieben, in denen der Schlupf als Störgröße in die Standübersetzung eingeht und die Umlaufübersetzung eine Funk­ tion der Standübersetzung ist, eine erhebliche Verfälschung der Umlaufübersetzung bewirken, die bis zur ungewollten Dreh­ richtungsumkehr gehen kann. Deshalb sind Reibschlußgetriebe als Planetengetriebe wenig geeignet. Wenn auch der beschrie­ bene Mangel in dieser Lösung nicht vordergründig wirkt, weil das Reibschlußgetriebe im Leistungsnebenzweig zum Planetenge­ triebe liegt, so ist es doch zutreffend, daß besonders in der Stellung der größten Übersetzung eine schlechte Kraftübertra­ gung von der Antriebsscheibe zur Kugel gegeben ist. Dies ist deshalb gegeben, weil trotz Übersetzung vom Tretlager zum Ketten­ rad der Hinterradnabe ins Schnelle nur eine geringe Dreh­ zahl an der Antriebsscheibe vorliegt und der Berührungsradius an der Kugel sehr klein ist. An den Berührungsstellen der Kugeln zum Führungsring kommt es zu Differenzschlupf und so­ mit zu Verschleiß, weil nur bei paralleler Lage der Kugelachse zur Getriebeachse die Laufrichtung der Kugel mit der des Führungsringes übereinstimmt. Verschleiß aber bewirkt eine Re­ duzierung der Anfangs-Anpreßkraft.

Reibgetriebe bergen generell die Gefahr in sich, daß einerseits eine zu geringe Anpreßkraft Schlupf und andererseits eine zu hohe Anpreßkraft eine zu große Hertzsche Pressung bewirkt. In beiden Fällen ist Pittingbildung und letztlich die Zerstörung der Reibflächen die Folge. Hinzu kommt, daß Reibgetriebe zu einem Einlaufverhalten neigen, wenn die Verstellhäufigkeit zu gering ist, und die hängt vom Gewohnheitsverhalten des Fahrers ab.

Die Anpreßkraft im Reibgetriebe wird auch dadurch beeinflußt, daß der Führungsring unter Belastung zu einem Vieleck verformt wird, wenn sein Außendurchmesser nicht genügend groß ist. In diesem Falle wird der Führungsring am Innendurchmesser der Nabe abgestützt, wodurch ein großes Verlustreibmoment entsteht.

Aufgabe der Erfindung ist es, die Lebensdauer, die Funktions­ sicherheit und die Zuverlässigkeit von Fahrrad-Getrieben zu erhöhen, die Übertragungsfunktion von Fahrrad-Getrieben den Ansprüchen des Fahrers optimal anzupassen, den Bedienaufwand nahezu zu eliminieren und trotzdem die Individualität eines Schaltgetriebes zu gewährleisten.

Erfindungsgemäß wird die Aufgabe dadurch gelöst, daß in der Hinterradnabe des Fahrrades ein nach der kinematischen Ord­ nung einfaches rückkehrendes Umlaufrädergetriebe angeordnet ist, bei dem alle Getrieberäder außen angeordnete Formschluß­ elemente aufweisen, ein Zentralrad über einen Konstant-Kettentrieb vom Tretlager her angetrieben wird, das andere Zentralrad am Gestell festgesetzt ist und der Planetenradträger dem Abtrieb bildet, der in kraftschlüssiger Verbindung zur Hinterradnabe steht.

Die optimale Übertragungsfunktion des Getriebes wird durch ein stufenloses Konzept erreicht, wobei die stufenlose Über­ tragungsfunktion des Getriebes durch seitliches Ausschwenken der "Zahnräder" in bestimmten Kombinationen erreicht wird. Dabei ändert sich der Achsabstand zwischen den Zentralrädern und den Planetenrädern zwangsläufig in Abhängigkeit vom Schwenk­ winkel der Räder. Das seitliche Ausschwenken der Getrieberäder zur Erreichung der stufenlosen Übertragungsfunktion hat zur Folge, daß das Getriebe nur zwei gegenüberliegend angeordnete Planetenradwellen haben kann.

Zur stufenlosen Verstellung des erfindungsgemäßen Getriebes werden die Planetenradwellen einerseits indirekt über Schalt­ gabelrahmen geführt, die gelenkig mit der im Planetenradträ­ ger in Getriebeachsebene geführten Schaltgabel des angetriebe­ nen Zentralrades verbunden sind, und andererseits erfolgt die Führung der Planetenradwellen über in den Schaltgabelrahmen schwenkbar aufgenommene Schaltgabeln, die gleichzeitig einen Drehpunkt im Planetenradträger im Durchmesserabstand des fest­ stehenden Zentralrades haben. Dadurch ist einerseits die Pa­ rallelführung der Planetenradwellen und andererseits die zu­ einander entgegengesetzte Axialverschiebung der Planetenradwellen bei Achsabstandsänderung gewährleistet.

Die Aufgabe wird erfindungsgemäß ferner dadurch gelöst, daß das angetriebene Zentralrad und die Planetenräder, die mit dem feststehenden Zentralrad in Eingriff stehen, auf ihren Wellen kugelgelenkig aber drehfest gelagert sind, wobei die Schalt­ gabeln einerseits die Räder auf den erforderlichen Schwenkpunkt zentrieren und ihnen andererseits den Schwenkwinkel aufzwingen. Die kugelige aber drehfeste Lagerung der vorstehend genannten Getrieberäder wird durch eine im Längsschnitt kugelige und im Querschnitt gesehen vieleckige, vorzugsweise sechseckige, Ge­ stalt der Wellen und eine vieleckige, vorzugsweise sechseckige, Radbohrung erreicht, wobei die Radbreite zum Zentrum hin durch schräge Ausdrehungen symmetrisch verjüngt ist.

Der Eingriff der Räder unter allen Schwenkwinkeln wird durch eine "Kugelverzahnung" ermöglicht. Dadurch wird Formschluß unter den Bedingungen der Stufenlosigkeit erreicht, d. h. kon­ stante Formschlußteilung ermöglicht stufenlose Variabilität der Raddurchmesser. Die Getriebeübersetzung wird durch die Wirkdurchmesser der ausgeschwenkten Räder bestimmt. Wirkdurch­ messer eines Rades ist die zur Welle rechtwinklige Entfernung seiner peripheren Formschlußelemente zueinander.

Die eine der beiden Planetenradwellen steht zum Zwecke ihrer Axialverschiebung im Zusammenhang mit der stufenlosen Verstellung des Getriebes in Wirkverbindung mit einem radial verschieb­ baren Gleitstein, der federbelastet an einer Verstellschräge der Hinterradnabe anliegt.

Die zweite Planetenradwelle wird über ihre bereits beschrie­ bene gelenkige Anordnung radial und axial entgegengesetzt ver­ schiebbar zur ersten Planetenradwelle geführt. Dabei wirkt die Schaltgabe des angetriebenen Zentralrades als Umkehrhebel. Die Feder, mit der Gleitstein und Verstellschräge aneinander­ gedrückt werden, ist in Abhängigkeit von der physischen Kon­ stitution des Fahrers in bestimmten Grenzen unterschiedlich vorspannbar.

In Normalstellung ist das Getriebe in der Stellung der klein­ sten Übersetzung i_min (höchster Gang) über die Feder arretiert. Mit wachsendem Antriebsmoment erfolgt gegen die Wirkung der Feder die stufenlose Verstellung des Getriebes zu seiner größten Übersetzung i_max (kleinster Gang) hin.

Dadurch wird eine getriebetechnische Lösung erreicht, mit der die stufenlose Verstellung automatisch und unter Last erfolgt und die Individualität eines Schaltgetriebes trotzdem nicht verlorengeht. Außerdem sind alle Getriebeteile geschützt in der Hinterradnabe untergebracht und die Übertragungsfunktion des Getriebes wird optimal an den Fahrer angepaßt.

Nachstehend wird die Erfindung an einem Ausführungsbeispiel näher erläutert. Es sind dargestellt:

Fig. 1 Kinematisches Grundprinzip des Automatik-Getriebes in der Stellung i_max,

Fig. 2 Kinematisches Grundprinzip des Automatik-Getriebes in der Stellung i_min,

Fig. 3 gesamtes Antriebsschema,

Fig. 4 Automatik-Getriebe (ungeschnittene Darstellung),

Fig. 5 Querschnitt durch das Getriebe gemäß Schnittlinie I-I aus Fig. 3,

Fig. 6 Querschnitt durch das Getriebe gemäß Schnittlinie II-II aus Fig. 3,

Fig. 7 Seitenansicht des Planetenradträgers gemäß Schnitt­ linie III-III aus Fig. 5,

Fig. 8 Schnitt am Planetenradträger gemäß Schnittlinie IV-IV aus Fig. 5,

Fig. 9 Schnitt am Planetenradträger gemäß Schnittlinie V-V aus Fig. 5,

Fig. 10 Schnitt am Planetenradträger gemäß Schnittlinie VI-VI aus Fig. 5,

Fig. 11 Einzelheit einer Gelenkverbindung Rad/Welle,

Fig. 12 Einzelheit einer Eingriffsstelle Zentralrad/Planetenrad,

Fig. 13 Draufsicht auf die kraftschlüssige Wirkverbindung Gleitstein/Verstellschräge entsprechend Ansicht X aus Fig. 3.

In Fig. 1 ist das Wirkprinzip des erfindungsgemäßen Fahrrad- Nabengetriebes in der Stellung der größten Übersetzung i_max (kleinster Gang) dargestellt.

Das Getriebe besteht aus der als Antrieb dienenden Zentralwelle 2 mit dem Zentralrad z₂, zwei gegenüberliegend und bei­ derseits zum Zentralrad z₂ angeordneten Planetenradwellen 3 mit den darauf angeordneten Planetenrädern z₃ und z₃′ sowie dem feststehenden Zentralrad z₄, das auf der feststehenden Zentralwelle 4 angeordnet ist. Die Planetenradwellen 3 sind im Planetenradträger 5 achsabstandsvariabel und axial verschiebbar aufgenommen.

Es ist ferner dargestellt, daß auf der angetriebenen Zentral­ welle 2 das Antriebskettenrad 6 über einen Freilauf 7 aufgenommen ist und gemäß Fig. 3 mit dem Kettenrad 8 des Tretlagers über den Konstant-Kettentrieb 9 in Wirkverbindung steht.

Es ist ferner erkennbar, daß das Zentralrad z₂ und die Pla­ netenräder z₃′ über Kugelgelenke 10 mit vieleckigem, vor­ zugsweise sechseckigem, Querschnitt mit den zugeordneten Wellen schwenkbar aber drehfest verbunden sind (siehe auch Fig. 11).

Man erkennt schließlich, daß die feststehende Zentralwelle 4 durchgängig als Achse zur Aufnahme des Hinterrades gestaltet ist und die angetriebene Zentralwelle 2 aus diesem Grunde als Hohlwelle ausgebildet ist.

In Fig. 2 wird das kinematische Wirkprinzip des erfindungsge­ mäßen Getriebes in der Stellung der kleinsten Übersetzung i_min (höchster Gang) gezeigt. Dies ist die Normalstellung des Ge­ triebes. In dieser Stellung ist das Getriebe mit einer bestimmten zugeordneten Antriebskraft vom Tretlager her betreibbar. Bei größerem Kräftebedarf infolge eines größeren Fahrwiderstandes beginnt die Verstellung des Getriebes bis zur Stellung i_max gemäß Fig. 1.

Man erkennt ferner aus Fig. 2, daß das Zentralrad z₂ und die Planetenräder z₃′ um einen gemeinsamen Schwenkwinkel nach links ausgeschwenkt sind, womit der Achsabstand der Pla­ netenradwellen 3 zur Getriebeachse (Zentralwelle 4) mi­ nimiert ist. Man erkennt außerdem, daß die obere Planetenrad­ welle nach links und die untere nach rechts verschoben ist.

Schließlich ist aus Fig. 2 ersichtlich, daß die Planetenräder z₃ und das feststehende Zentralrad z₄ in unveränderbarem rechten Winkel zu ihren Wellen stehen.

In Fig. 3 ist das gesamte Antriebsschema des erfindungsgemäßen Getriebes dargestellt. Man erkennt, daß das Getriebe mit allen seinen Funktionselementen in der Hinterradnabe 1 vollständig gekapselt untergebracht ist. Die Hinterradnabe bildet also das Getriebegehäuse.

Man erkennt die in den Fig. 1 und 2 bereits beschriebenen Funk­ tionselemente. Darüber hinaus sind die Schaltgabeln 11 der schwenkbaren "Zahnräder" z₂, z₃′ dargestellt. Es sind ferner die auf den Planetenradwellen 3 axial festgesetzten Schalt­ gabelrahmen 12 dargestellt, in denen die Schaltgabeln 11 der Planetenräder z₃′ schwenkbar aufgenommen sind. Es ist ferner der Planetenradträger 5 erkennbar, in dem die Plane­ tenradwellen 3 radial und axial verschiebbar und die Schalt­ gabel 11 des Zentralrades z₂ schwenkbar aufgenommen sind. Man ersieht außerdem aus Fig. 3, daß eine Planetenradwelle 3 mit einem Gleitstein 13 verbunden ist, der an einer Verstell­ schräge 13′ der Hinterradnabe 1 anliegt. Dieser Gleitstein ist radial verschiebbar in dem Schaltgabelrahmen 12 der einen Planetenradwelle 3 aufgenommen und steht mit einer Feder 14 und einer einstellbaren Druckscheibe 15 in Wirkverbin­ dung. Die Druckscheibe 15 ist über ein Verstellgewinde 16 und eine außerhalb des Getriebegehäuses angeordnete Einstell­ schraube 17 verstellbar.

In Fig. 4 ist die Baugröße des erfindungsgemäßen Getriebes im ungeschnittenen Zustand im Maßstab 1 : 1 zu sehen. Es sind die äußeren Hauptbestandteile: Hinterradnabe 1, Antriebsketten­ rad 6, feststehende Zentralwelle 4 (Achse) und die Ein­ stellschraube 17 erkennbar.

In Fig. 5 ist das erfindungsgemäße Getriebe im Querschnitt entspr. Schnittlinie I-I aus Fig. 3, d. h. in der Ebene der "Zahnräder" z₂, z₃ dargestellt.

Man erkennt die als Getriebegehäuse dienende Hinterradnabe 1 mit dem darin frei drehbar angeordneten Planetenradträger 5, sowie das Zentralrad z₂ und die zu dessen beiden Seiten ge­ genüberliegend angeordneten Planetenräder z₃. Es ist ferner die in der Achsebene des Getriebes schwenkbar im Planetenrad­ träger 5 angeordnete Schaltgabel 11 des Zentralrades z₂ erkennbar. Außerdem ersieht man aus Fig. 5, daß die Schaltgabel 11 des Zentralrades z₂ jeweils gelenkig mit den Schalt­ gabelrahmen 12 der Planetenradwellen 3 verbunden ist und die Planetenradwellen 3 axial und radial verschiebbar im Planeten­ radträger 5 aufgenommen sind. Man erkennt das Kugelge­ lenk 10 des Zentralrades z₂ in Form eines Sechseckes.

In Fig. 6 ist das erfindungsgemäße Getriebe im Querschnitt ge­ mäß Schnittlinie II-II aus Fig. 3, d. h. in der Ebene der "Zahn­ räder" z₄, z₃′ zu sehen.

Es ist wie in Fig. 5 die Hinterradnabe 1 mit darin befindli­ chem Planetenradträger 5 erkennbar. Man sieht die miteinander in Eingriff stehenden "Zahnräder" z₄, z₃′ und die Kugelgelenke 10 der Planetenräder z₃′ in Form von Sechsecken. Man er­ kennt ferner die Schaltgabelrahmen 12 der Planetenradwellen 3, die im Planetenradträger 5 frei verschiebbar aufgenommen sind. Es sind außerdem die Gelenkpunkte 18 der Schaltgabeln 11 der Planetenräder z₃′ in den Schaltgabelrahmen 12 und die Drehpunkte 19 derselben Schaltgabeln im Planetenrad­ träger 5 zu sehen.

Bei Fig. 7 handelt es sich um einen Seitenschnitt entspr. Schnittlinie III-III aus Fig. 5, aus dem der Planetenradträger 5 in der Seitenansicht zu sehen ist.

Man erkennt links den Drehpunkt 20 der Schaltgabel 11 des Zentralrades z₂ und rechts die beiden Drehpunkte 19 der Schaltgabeln 11 der Planetenräder z₃′ im Planetenradträger 5.

In Fig. 8 wird ein Längsschnitt durch das erfindungsgemäße Ge­ triebe entlang der Schnittlinie IV-IV aus Fig. 5 gezeigt. Hieraus ist der Führungsmechanismus der Planetenradwellen 3 zu ersehen.

Man erkennt wieder die vorstehend beschriebenen Drehpunkte 19, 20 im Planetenradträger 5 und sieht außerdem die schwenkbaren Schaltgabeln 11 des Zentralrades z₂ und der Planetenräder z₃′. Man erkennt, daß die Schaltgabel 11 des Zentralrades z₂ jeweils gelenkig mit den Schaltgabelrah­ men 12 der Planetenradwellen 3 in den Gelenkpunkten 21 verbunden ist und daß außerdem die Schaltgabeln 11 der Pla­ netenräder z₃′ einerseits in den Schaltgabelrahmen 12 der Planetenradwellen 3 mittels Drehpunkten 18 und andererseits über die Drehpunkte 19 im Planetenradträger 5 drehbar ge­ lagert sind. Die Gelenkpunkte 19 sind im Durchmesserabstand vom Zentralrad z₄ im Planetenradträger 5 und die Gelenk­ punkte 21 im Durchmesserabstand vom Zentralrad z₂ in der Schaltgabel 11 des Zentralrades z₂ angeordnet.

Dadurch entsteht zur Verstellung des Achsabstandes der Planeten­ radwellen 3 zur Zentralwelle z₄ jeweils ein Parallelogramm, das für die Parallelverschiebung der Achsen sorgt. Andererseits fungiert die Schaltgabel 11 des Planetenrades z₂ bei der Axialverschiebung der Planetenradwellen 3 als Umkehrhebel.

In Fig. 9 wird das erfindungsgemäße Getriebe in einem Horizon­ talschnitt gemäß Schnittlinie V-V aus Fig. 5 gezeigt, die eine Draufsicht in den oben offenen Planetenradträger 5 ermöglicht. Man erkennt den Schaltgabelrahmen 12 der oberen Planetenrad­ welle 3, der axial gegenüber dieser Planetenradwelle unver­ schiebbar ist. Man sieht ferner links das obere Planetenrad z₃ und rechts das obere Planetenrad z₃′, das kugelgelenkig über das Kugelgelenk 10 mit der Planetenradwelle 3 verbunden und über die Schaltgabel 11 geführt ist. Man sieht ferner, daß die Schaltgabel 11 des Planetenrades z₃′ schwenk­ bar im Schaltgabelrahmen 12 mittels Drehpunkten 18 aufge­ nommen ist.

Man ersieht aus dieser Fig. ferner, daß im Planetenradträger 5 der Schaltgabelrahmen 12 der Planetenradwelle 3 frei verschiebbar aufgenommen ist und daß die Planetenradwelle 3 mit der Feder 14 in Wirkverbindung steht.

Fig. 10 zeigt das erfindungsgemäße Getriebe im Horizontalschnitt entlang der Schnittlinie VI-VI aus Fig. 5, also in der Hori­ zontalachsebene des Getriebes.

Man sieht die Zentralräder z₂ und z₄. Man erkennt ferner das Kugelgelenk 10 des Zentralrades z₂ und die als Hohl­ welle ausgebildete Zentralwelle 2 sowie die als durchgehende Achse ausgebildete feststehende Zentralwelle 4.

Man sieht ferner, daß die Schaltgabel 11 des Zentralrades z₂ im Planetenradträger 5 mittels Drehpunkten 20 in Getriebe­ achsebene schwenkbar gelagert ist.

In Fig. 11 ist als stark vergrößerte Einzelheit das Kugelge­ lenk 10 des Zentralrades z₂ im Längsschnitt und in der Seitenansicht dargestellt.

Man erkennt in der Schnittdarstellung die durchgehende fest­ stehende Zentralwelle 4, die als Hohlwelle ausgebildete an­ getriebene Zentralwelle 2 mit Kugelgelenk 10 und dem da­ rauf angeordneten schwenkbaren Zentralrad z₂. Aus der Schnitt­ darstellung geht außerdem hervor, daß die angetriebene Zentral­ welle 2 auf der feststehenden Zentralwelle 4 mittels einer Gleitlagerbuchse 22 geführt ist.

Man erkennt, daß das Kugelgelenk 10 in Achsrichtung kugelig und in der Seitenansicht vieleckig, in diesem konkreten Bei­ spiel sechseckig, gestaltet ist. Es ist zu sehen, daß das Zen­ tralrad z₂ in seiner Breite gesehen von beiden Seiten her symmetrisch durch schräge Ausdrehungen 23 zum Radzentrum hin verjüngt ist. Dadurch wird der Schwenkwinkel des Rades ermög­ licht. Man erkennt außerdem, daß das Zentralrad z₂ eine Rad­ bohrung 24 mit ebenfalls sechseckiger Gestalt besitzt. Die Kantenlänge des Sechseckes von Welle und Rad stimmen überein.

In Fig. 12 ist eine stark vergrößerte Einzelheit der Eingriffs­ stelle z₂/z₃ der Kugelverzahnung 25 dargestellt. Das ei­ gentliche Kraftübertragungselement der "Verzahnung" wird durch Kugeln 25′ (handelsübliche Wälzkörper) gebildet. Um die Masse des Getriebes gering zu halten, sind auf den drei kleinen Rädern (Zentralrad z₄, Planetenräder z₃) an deren Peri­ pherie die Kugeln 25′ angeordnet, während die Gegenräder (Zentralrad z₂, Planetenräder z₃′) an ihrer Peripherie konkave Gegenkonturen in Form von Kugelsenkungen 25′′ auf­ weisen. Kugeln und Kugelsenkungen sind mit jeweils konstanter Teilung auf dem Umfang der Räder angeordnet. Die Kugeln 25′ sind entweder in entsprechenden Kugelsenkungen am Radkörper befestigt, z. B. geklebt, oder aber Radkörper und Kugeln sind als Feinpreßteil aus einem Stück gefertigt.

Aus Fig. 12 erkennt man außerdem, daß alle Radkörper an ihrem Umfang von der Radmitte ausgehend mit kegligen Abschrägungen 26 versehen sind, die jedem Rad von seiner Mitte ausgehend einen nach beiden Seiten hin abnehmenden Durchmesser verleihen. Diese Abschrägungen sind erforderlich, um die Schrägstellung der ausgeschwenkten Räder zu ermöglichen.

In Fig. 3 ist eine Draufsicht auf die Wirkverbindung Gleit­ stein 13/Verstellschräge 13′ entsprechend Ansicht X aus Fig. 3 durch die aufgebrochene Hinterradnabe 1 zu sehen. Man erkennt die um einen Winkel α_v geneigte Verstellschräge 13′, die fest in der Hinterradnabe 1 angeordnet ist. Da­ ran liegt der Gleitstein 13 an, der mittels eines Schiebe­ sitzes 27 die Anlage des Gleitsteines an der Verstellschräge in allen Achsabständen der Planetenradwellen 3 zu den Zentralwellen 2 und 4 ermöglicht. Der Schiebesitz 27 ist in dem Schaltgabelrahmen 12 der oberen Planetenwelle 3 ge­ mäß Fig. 3 angeordnet.

Die Funktion des erfindungsgemäßen Getriebes ist wie folgt:
Im entlasteten Zustand befindet sich das Getriebe durch die Wirkung der Feder 14 in seiner Normalstellung gemäß Fig. 2. Das Getriebe besitzt also seine kleinste Übersetzung, die dem höchsten Gang entspricht.

Bei erhöhtem Leistungsbedarf zur Überwindung des Fahrwider­ standes verschieben sich der in dem einen Schaltgabelrahmen 12 radial verschiebbar gelagerte Gleitstein 13 und die in der Hinterradnabe 1 angeordnete Verstellschräge 13′ unter der Wirkung der über das Tretlager eingeleiteten Umfangskraft gegeneinander, wobei die über die Druckscheibe 15, das Ver­ stellgewinde 16 und die Einstellschraube 17 eingestellte Kraft der Feder 14 überwunden wird. Die Verschiebung von Gleitstein und Verstellschräge gegeneinander geht also einher mit einer Zusammendrückung der Feder 14.

Damit wird eine axiale Verschiebung des einen Schaltgabelrahmens 12 nach rechts und des anderen Schaltgabelrahmens nach links hervorgerufen (siehe Fig. 2, 3 und 8).

Durch die Wirkung der Schaltgabel 11 des Zentralrades z₂ als Umkehrhebel und des in Fig. 8 dargestellten Parallelogramms kommt also die parallele radiale Verschiebung der Planetenrad­ wellen 3 (Achsabstandsänderung) und deren zueinander entge­ gengesetzte axiale Verschiebung zustande. Dadurch bleibt zwangs­ läufig der Eingriff aller Räder miteinander sichergestellt. Die so beschriebene Verstellung des Getriebes vollzieht sich solange wie die Vergrößerung des Leistungsbedarfs anhält und bis das Getriebe seine Stellung mit der größten Übersetzung i_max entspr. Fig. 1 erreicht hat.

In dieser Stellung befinden sich dann alle Räder in rechtwink­ liger Stellung zu ihren Wellen.

Durch die Führung der Planetenradwellen 3 im Planetenradträger 5 bedingt laufen die Schaltgabeln 11 in den Schaltga­ belrahmen 12 drehzahlsynchron mit dem Planetenradträger 5 um, wodurch alle winkelbeweglichen Räder um ihren Gelenkmittel­ punkt eine Taumelbewegung ausführen.

Die Umlaufübersetzung des Planetengetriebes wird durch die je­ weiligen Wirkdurchmesser der Räder gebildet.

Da entsprechend Fig. 12 jedes schwenkbare Rad nur eine geringe Füh­ rungsbreite ins einer Radbohrung 24 besitzt, übernimmt jeweils die Schaltgabel 11 die exakte Führung des Rades um den erforderlichen Schwenkpunkt. Jede Schaltgabel 11 wiederum behält ihre geometrische Sollage durch ihre Lagerung im Pla­ netenradträger 5 (Schaltgabel 11 des Zentralrades z₂) bzw. im Schaltgabelrahmen 12 (Schaltgabeln 11 der Plane­ tenräder z₃′).

Während der Verstellbewegung des Getriebes kommt es zu einer Drehwinkelverschiebung zwischen dem Planetenradträger 5 und der Hinterradnabe 1, was einen momentanen "Verstellschlupf" darstellt. Wegen der mit der Verstellung des Getriebes notwen­ digerweise verbundenen Achsabstandsänderung muß der Gleitstein 13 im entsprechenden Schaltgabelrahmen 12 radial verschieb­ bar aufgenommen sein, damit er ständig mit der Verstellschräge 13′ in Wirkverbindung bleibt.

Die Kugelverzahnung 25 ist stufenlos (bei jedem Schwenkwin­ kel) und stets unter Kraftfluß eingriffsfähig. Somit findet eine formschlüssige und stufenlose Kraftübertragung statt.

Durch die Möglichkeit der individuellen Einstellung der Vor­ spannkraft der Feder 14 mittels Einstellschraube 17 kann in festgelegten Grenzen die Schaltfunktion des Getriebes be­ einflußt und damit der jeweiligen körperlichen Konstitution des Fahrers angepaßt werden.

Das Getriebe wird dem Grundanliegen: "mit möglichst wenig Tretarbeit möglichst schnell vorwärts kommen" gerecht.

Im konkreten Fall ist es so konzipiert, daß mit dem erfin­ dungsgemäßen Getriebe bis zu einer Fahrgeschwindigkeit von v≦20 km/h eine Drehmomentensteigerung am Hinterrad erreicht wird, wodurch man größere Steigungen überwinden kann. Dafür muß man in diesem Geschwindigkeitsbereich etwas mehr treten als mit einem herkömmlichen Fahrrad ohne Getriebe.

In einem Geschwindigkeitsbereich von v<20 km/h steht am Hin­ terrad mit dem erfindungsgemäßen Getriebe ein gleiches oder kleineres Drehmoment zur Verfügung als bei einem herkömmli­ chen Fahrrad ohne Schaltgetriebe. Man braucht in diesem Ge­ schwindigkeitsbereich weniger zu treten als bei einem her­ kömmlichen Fahrradantrieb.

Man stellt also das erfindungsgemäße Getriebe so ein, daß es bei möglichst kleinen Fahrgeschwindigkeiten erst zu einer Ver­ stellung zum größeren Gang hin kommt.

Unterbricht man die Antriebsleistung, so kommt der Freilauf 7 zur Wirkung und unterbricht den Kraftfluß vom Tretlager zum Hinterrad.

In diesem Fall wird zwangsläufig die sofortige Rückstellung des Getriebes in seine Stellung mit der kleinsten Übersetzung i_min (Normalstellung) gemäß Fig. 2 eingeleitet.

Die Bremsfunktion am Hinterrad wird zweckmäßigerweise über eine Felgenbremse erreicht, da eine eine im Getriebe integrierte Rücktrittsbremse nach an sich bekanntem Prinzip die Baugröße des Getriebes radial zu sehr ausweitet.

Bezugszeichenliste

1 Hinterradnabe
2 Zentralwelle (Antrieb)
3 Planetenradwelle
4 Zentralwelle (feststehend)
5 Planetenradträger
6 Antriebskettenrad
7 Freilauf
8 Kettenrad am Tretlager
9 Konstant-Kettentrieb
10 Kugelgelenk
11 Schaltgabel
12 Schaltgabelrahmen
13 Gleitstein
13′ Verstellschräge
14 Feder
15 Druckscheibe
16 Verstellgewinde
17 Einstellschraube
18 Gelenkpunkt der Schaltgabeln der Planetenräder z₃′
19 Drehpunkt der Schaltgabeln der Planetenräder z₃′
20 Drehpunkt der Schaltgabel des Zentralrades z₂
21 Gelenkpunkt der Schaltgabel des Zentralrades z₂
22 Gleitlagerbuchse
23 schräge Ausdrehung am schwenkbaren Rad
24 Radbohrung
25 Kugelverzahnung
25′ Kugel
25′′ Kugelsenkung
26 keglige Abschrägung am Radumfang eines schwenkbaren Rades
27 Schiebesitz
z₂ angetriebenes Zentralrad
z₃ Planetenrad
z₃′ Planetenrad
z₄ feststehendes Zentralrad
α_v Winkel an der Verstellschräge

Claims (6)

1. Fahrrad-Nabengetriebe in Form eines schaltbaren Planeten­ getriebes mit formschlüssiger Kraftübertragung, Außenver­ zahnung an allen Getrieberädern, einer angetriebenen und einer feststehenden Zentralwelle, einem als Abtrieb die­ nenden Planetenradträger und einem auf der Antriebswelle angeordneten Freilauf,
gekennzeichnet dadurch, daß

• - das Planetengetriebe ein einfaches rückkehrendes Pla­ netenradgetriebe mit veränderbarem Achsabstand und an allen Getrieberädern außen angeordneter Kugelverzah­ nung (25) ist,
• - in dem ein auf der angetriebenen Zentralwelle (2) mittels eines Kugelgelenkes (10) drehfest angeordnetes und zu dieser winkelveränderbares Zentralrad (z₂) in einer ersten Radebene mit zwei gegenüberliegenden auf je einer Planetenradwelle (3) rechtwinklig, winkelkonstant und drehfest angeordneten Planetenrädern (z₃) in Ein­ griff steht,
• - in einer zweiten Radebene ein auf einer feststehenden Zentralwelle (4) drehfest, rechtwinklig und winkelkon­ stant angeordnetes Zentralrad (z₄) in Eingriff mit zwei gegenüberliegend auf je einer der Planetenradwellen (3) mittels eines Kugelgelenkes (10) drehfest aber zu deren Achsen winkelveränderbar angeordneten Planetenrädern (z₃′) steht
• - und der Planetenradträger (5) kraftschlüssig mittels einer Feder (14), eines Gleitsteins (13) und einer Ver­ stellschräge (13′) mit der das Getriebegehäuse bildenden Hinterradnabe (1) in Wirkverbindung steht.

2. Fahrrad-Nabengetriebe nach Anspruch 1, gekennzeichnet da­ durch, daß die Kugelverzahnung (25) aus an den Planetenrädern (z₃) und am feststehenden Zentralrad (z₄) an deren Peripherie in konstanter Teilung angeordneten Kugeln (25′) und aus am angetriebenen Zentralrad (z₂) und an den Planetenrädern (z₃′) an deren Peripherie in konstanter Teilung angebrachten Kugelsenkungen (25′′) besteht und alle Getrieberäder an ihrem Umfang von ihrer Mitte ausgehend an beiden Seiten mit kegligen Abschrägungen (26) mit nach außen abnehmen­ dem Durchmesser versehen sind.

3. Fahrrad-Nebengetriebe nach Anspruch 1 und 2, gekennzeich­ net dadurch, daß das Kugelgelenk (10) aus einer auf den Wellen (2, 3) in Längsrichtung kugeligen und in Querrichtung gesehen viel­ eckigen, vorzugsweise sechseckigen, Formkontur und einer in den entsprechenden Getrieberädern (z₂, z₃′) vorhandenen vieleckigen, vorzugsweise sechseckigen, Radbohrungen (24) mit übereinstimmenden Sechseck-Kantenlänge besteht und an den Getrieberädern (z₂, z₃′) deren Breite im Bereich der Rad­ bohrung (24) symmetrisch durch schräge Ausdrehungen (23) zum Radzentrum hin verjüngt ist.

4. Fahrrad-Nabengetriebe nach Anspruch 1 bis 3, gekennzeich­ net dadurch, daß

• - alle zu ihren Wellen winkelveränderbaren Getrieberäder (z₂, z₃′) bezüglich ihres Schwenkwinkels in Schaltgabeln (11) geführt sind, wobei die Schaltgabel des Zentralrades (z₂) mittels Drehpunkten (20) im Planetenradträger (5) in Getriebeachsebene gelagert ist,
• - die Schaltgabeln (11) der Planetenräder (z₃′) in Gelenk­ punkten (18) von Schaltgabelrahmen (12), die auf den Pla­ netenradwellen (3) axial unverschiebbar und drehbar auf­ genommen sind, und in Drehpunkten (19) vom Planetenrad­ träger (5) schwenkbar gelagert sind
• - und die Schaltgabel (11) des Zentralrades (z₂) über Gelenk­ punkte (21) mit den Schaltgabelrahmen (12) der Planeten­ radwellen (3) gelenkig verbunden ist.

5. Fahrrad-Nabengetriebe nach Anspruch 1, gekennzeichnet da­ durch, daß der Gleitstein (13) in einem der Schaltgabelrahmen (12) über einen Schiebesitz (27) radial verschiebbar aufgenommen ist.

6. Fahrrad-Nabengetriebe nach Anspruch 1, gekennzeichnet dadurch, daß die Feder (14) an einer Druckscheibe (15) anliegt, die drehbar und axial verschiebbar mittels eines Verstellge­ windes (16) und einer Einstellschraube (17) auf der fest­ stehenden Zentralwelle (4) angeordnet ist.