EP2882980A1 - Stufenloses getriebe - Google Patents

Stufenloses getriebe

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Publication number
EP2882980A1
EP2882980A1 EP13750508.7A EP13750508A EP2882980A1 EP 2882980 A1 EP2882980 A1 EP 2882980A1 EP 13750508 A EP13750508 A EP 13750508A EP 2882980 A1 EP2882980 A1 EP 2882980A1
Authority
EP
European Patent Office
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ring
web
small
friction ring
continuously variable
Prior art date
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Withdrawn
Application number
EP13750508.7A
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English (en)
French (fr)
Inventor
Peter Strauss
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Individual
Original Assignee
Individual
Priority date (The priority date 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 date listed.)
Filing date
Publication date
Priority claimed from DE201210022953 external-priority patent/DE102012022953A1/de
Priority claimed from DE102013012160.4A external-priority patent/DE102013012160B4/de
Application filed by Individual filed Critical Individual
Publication of EP2882980A1 publication Critical patent/EP2882980A1/de
Withdrawn legal-status Critical Current

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    • 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
    • B62M11/12—Transmissions characterised by the use of interengaging toothed wheels or frictionally-engaging wheels of changeable ratio with frictionally-engaging wheels
    • 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
    • F16H15/00—Gearings for conveying rotary motion with variable gear ratio, or for reversing rotary motion, by friction between rotary members
    • F16H15/48—Gearings for conveying rotary motion with variable gear ratio, or for reversing rotary motion, by friction between rotary members with members having orbital motion
    • F16H15/50—Gearings providing a continuous range of gear ratios
    • F16H15/52—Gearings providing a continuous range of gear ratios in which a member of uniform effective diameter mounted on a shaft may co-operate with different parts of another member
    • 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
    • F16H37/00—Combinations of mechanical gearings, not provided for in groups F16H1/00 - F16H35/00
    • F16H37/02—Combinations of mechanical gearings, not provided for in groups F16H1/00 - F16H35/00 comprising essentially only toothed or friction gearings
    • F16H37/021—Combinations of mechanical gearings, not provided for in groups F16H1/00 - F16H35/00 comprising essentially only toothed or friction gearings toothed gearing combined with continuous variable friction gearing
    • F16H37/022—Combinations of mechanical gearings, not provided for in groups F16H1/00 - F16H35/00 comprising essentially only toothed or friction gearings toothed gearing combined with continuous variable friction gearing the toothed gearing having orbital motion

Definitions

  • the invention relates to a continuously variable transmission according to the features indicated in the preamble of patent claim 1.
  • the range of application is reduced to two variants in which the power flow takes place either from the small to the large friction ring or from the large to the small friction ring from one of the two shafts to the other shaft.
  • a reversal of direction takes place, which may be undesirable depending on the purpose.
  • the current state of the art knows various transmissions with infinitely variable transmission ratio, which operate non-positively or frictionally, also Called crizreibradgetriebe.
  • the drive power is transmitted by circumferential forces, which act between rotationally symmetrical friction bodies under a contact force in the radial direction of rotation of the friction body disposed contact surfaces.
  • the resulting flattening at the Reib redesignstellen under the contact force can be calculated according to Hertz or Stribeck and are point, elliptical or linear.
  • the realized friction gear designs have in common that they realize the stepless change of the translation by a stepless change of the effective radius of the contact surfaces relative to the Reib redesignrotationsachsen.
  • the friction bodies are essentially conical or spherical.
  • the change in radius is realized in Kugelreibgetrieben mostly by the tilting of the ball rotation axis relative to a drive / driven body and Kegelreibgetrieben essentially by the displacement of the friction surface along the cone surface line.
  • All technically relevant designs can be subdivided into three subassemblies. These are a driving friction body, one to several intermediate friction bodies and a driven friction body.
  • the invention has the object, the transmission of the type mentioned in such a way that today's requirements for high overall ratio and / or high efficiency and / or low weight and / or small size and / or high power requirement is met, namely especially with regard to use in bicycles, pedelecs and e-bikes.
  • a total ratio of up to 650%, and / or a total mass less than 3 kg and / or an efficiency greater than 90% can be achieved.
  • the effort required by the empirical validation should be kept low.
  • the transmission is to be designed and / or optimized in particular for bicycles with electric drive, wherein a cyclist is relieved by the support of the electric motor of the pedaling a bit far and is also able to achieve higher speeds and / or climb larger gradients .
  • the transmission should enable a low-emission drive for a light and small means of transportation, especially a bicycle, which combines muscle power as the lowest-emission driving force with electrical driving force.
  • the transmission with little kontruktiven effort in particular as a hub gear for bicycles, pedelecs or e-bikes, with or without automatic, allow the adaptation of the transmission ratio in particular to the driving speed.
  • an electric motor and the transmission when used preferably in a LEV, especially cost-effective design and / or low weight and / or high efficiency and / or robustness and / or low maintenance and maintenance.
  • a high efficiency of the drive unit is a special requirement to be able to achieve high ranges of the electric drive or to reduce the size and thus the cost and weight of the battery at a constant range.
  • the transmission should be designed so that the largest possible setting range (smallest to largest gear) is achieved to allow in any driving situation, be it on the mountain or in the plane, the driver and the electric motor a favorable speed or cadence range ,
  • Kegelreibradgetriebe is designed as a module, which can be used in different variants.
  • a modular approach results here according to the invention from the comparison with a classic planetary gear set, which consists of a sun gear, a bridge with one to several planetary gears and a ring gear.
  • This can be used as a module in six variants, which arise from the fact that one varies the power flow. This can be done by each of the three components, namely sun gear, web, ring gear to each other of the three components.
  • the smaller friction ring serves as the sun, the conical roller carrier carrying the double tapered rollers as a bridge, the double tapered rollers as the planet and the larger friction ring as the ring gear. It is by this approach, a continuously variable in his gear ratio planetary gear unit uniform size with three setting ranges available.
  • the planetary gearset module unitary size 7 further includes the two pressure rings, the pressure rollers, the springs between the pressure rings and friction rings and the Andruckrollenkarfige.
  • the planetary gear continuously variable transmission advantageously without any problems in rotary drives of vehicles, machinery or equipment, such as bicycles, pedelecs, e-bikes, mopeds or motorcycles integrated.
  • the continuously variable transmission as a planetary gear and / or module of uniform size, the use in such rotary actuators or in combination with rotary actuators is made possible in a simple manner.
  • only the interfaces must be clearly defined and adhered to, without any changes, new calculations, new design or even a new special construction of the gearbox being required.
  • the module is expediently arranged in a housing which, for example in the case of a bicycle, can be the bottom bracket shell or the hub shell or the hub.
  • the pressure rings associated with the inner small friction ring and the outer large friction ring advantageously have different diameters or inner diameters relative to the central axis, whereby a further reduction of the overall volume is expediently achieved.
  • said inner diameter is at least approximately the same size as the inner diameter of the associated friction rings, wherein the diameter of the large pressure ring is larger by a predetermined factor than the diameter of the small pressure ring.
  • the radially outer region of the web has an outer radius, which is related to the central axis and which corresponds at least approximately to the outer radius of the large friction ring.
  • the said outer region of the web projects beyond the small friction ring and / or the small pressure ring, wherein the axial end faces of the outer region of the web on the one hand and the axial end face of the small pressure ring are located substantially in the same radial plane, whereby the axial length of the continuously variable transmission and / or the module is reduced in a favorable manner.
  • the small pressure ring and / or the large pressure ring in their web facing away from the axial end faces a groove as a raceway for rolling elements of a thrust bearing, in particular an axial ball bearing.
  • a rotary drive power is coupled to one of the three components, namely large pressure ring (1 1), small pressure ring (10) or web (1), and puts them in rotation about a central axis (ZA).
  • large pressure ring (1 1) small pressure ring (10) or web (1)
  • ZA central axis
  • This torque in turn generates according to the above now an axial force on the small friction ring in the direction of the central axis (ZA), opposite to (FAX), by the rolling of pressure rollers (6) between ramps (RAMP) of the small pressure ring (10) and small friction rings (4) is created.
  • the small pressure ring (10), the small friction ring (4) and the pressure rollers (6) form a further, smaller expansion coupling.
  • the force acting axially on the small friction ring (4) generates a normally acting on the conical surfaces (conical surface lines) reaction force or contact force, which due to the wedge angle ( ⁇ ) is greater than the axial force.
  • This contact force allows frictional power transmission, the peripheral forces introduced by the drive torque, between the double tapered rollers (2) and the small friction ring (4) and is opposite (FAX).
  • a power, respectively torque, respectively circumferential force transmission takes place when driving a small friction ring (4) or web (1) mutatis mutandis.
  • the change in the transmission ratio is effected by displacement of the web (1) along the central axis (ZA).
  • the double cone rollers (2) travel along their bearing axis (3) and the effective radii (wR) with respect to the large or small friction ring (4 and 5) change in opposite directions.
  • any form of rotary drive power in particular that provided by an electric motor, can be used for speed control.
  • the variations of such a continuously variable planetary gear set can also be extended if you vary the location, which is particularly possible for bicycles with electric drive example.
  • the transmission can be combined in a housing with the electric motor, such that the electric motor uses the gear, so sitting in front of it, and such that the electric motor does not use the gear, so sitting behind it.
  • the transmission is additionally used by humans as a prime mover.
  • Fig. 1 shows the continuously variable planetary gear set with the mechanical contact force generating Sp Schwarzkupplept as a module (M) in a sectional view.
  • the large pressure ring (1 1), the small pressure ring (10) and the web (1) form the interfaces for the input and output.
  • the web (1) also forms the interface for its axial displacement relative to the friction rings (4 and 5), the pressure rings (10 and 1 1) additionally form the interface for supporting the torque generated by the Sp Schwarzkupplungen axial forces such that they pass through a back preferably ground groove (Ri) provide the track for the bearing balls of an axial ball bearing available and thus also act as part of an axial ball bearing.
  • the small expansion clutch consists of the components small pressure ring (10), small friction ring (4), a number of pinch rollers (6) the small Andruckrollenkarfig (7) and a number of springs, in particular compression springs, (F) (in Fig. 3) for static Pressing the small friction ring (4) on the conical surfaces of the double tapered rollers (2).
  • the large expansion clutch consists of the components large pressure ring (1 1), large friction ring (5), a number of pinch rollers (6) the large Andruckrollenhanfig (8) and a number of springs, in particular compression springs, (F) (in Fig. 3) static contact pressure of the large friction ring (5) on the conical surfaces of the double tapered rollers (2).
  • the geometric areas of the components large pressure ring (1 1), small pressure ring (10) and web (1), which are used for coupling to an input or output power, or to support the axial forces, or for axial adjustment of the web , are variably customizable.
  • the other geometry of these parts (1, 10 and 1 1) is the same for all variants and is determined in particular by the geometry of the other components and their number (number of double conical rollers).
  • double tapered rollers (2), double tapered roller bearing axle (3), small friction ring (4), large friction ring (5), pressure rollers (6), small pressure roller cage (7) and large An horrrollenkarfig (8) are geometrically the same for all variants. They are defined in particular by the friction ring radius (R and r) of the large and small friction rings (4 and 5) (FIG. 2), the crown (B and b) of the large and small friction rings (4 and 5), the cone angle (FIG.
  • the bearing (L) of the double tapered rollers (2) consists of standardized rolling bearings inside the same, which are held in place by spacer rollers (AR).
  • the axial securing of the double tapered roller bearing axles (3) is carried out by a standard locking ring (SR).
  • the bearings (L) in the web (1) are placed and the double tapered rollers (2) have pins (Z), which run in these camps.
  • the double-cone rollers (2) are in two parts (2a and 2b) and hollow inside.
  • a first embodiment according to the German patent application 10 2012 016 000.3 is shown.
  • the entire documents of this patent application are hereby made the subject of the present patent application.
  • the module (M) is integrated into the rear hub of a bicycle, wherein the large pressure ring (1 1) driven, the small pressure ring (10) driven off and the web (1) are mounted non-rotatably.
  • the pinion (100) driven tapered roller friction gear is a planetary stage (30) connected downstream, which offers the possibility of reduction (amount of i> 1) and thus the torque increase at a stationary web (30 b), whereby the Reibgetriebework respect to be transferred Torque is relieved.
  • the high torque (up to 250 Nm) to be output at the rear wheel of a bicycle is reduced by the planetary gear stage (30) connected between the rear wheel and the friction gear for the output side of the friction gear.
  • the direction of rotation of both transmissions by the series connection canceled.
  • the direction of rotation of the rear wheel is equal to the direction of rotation of the pedal, which is generally required for bicycles.
  • the tapered-roller friction gear (M) is connected to its outer, large friction ring (5) via a Sp Dahlkupplung, a driver ring (12), a hub (13) and a freewheel (14) with the pinion (100) and with its inner , small friction ring (4), via a Sp Schwarzkupplung and a cone (15) with the sun gear (30a) of the planetary stage (30).
  • the ring gear (30c) of the planetary stage (30) drives the gear housing (50) and thus the rear wheel of the bicycle.
  • the small expansion clutch axially supports on an axial ball bearing (1 OL) and a support plate (7) which is supported on the ring gear (30c) and thus in the hub shell (50).
  • the large expansion clutch supports axially on an axial ball bearing (1 1 L), which is supported on the gear housing cover (51), which is bolted to the transmission housing (50).
  • the axial adjustment of the web (1) - which causes a translation change - is performed by a trapezoidal nut (41) and a trapezoidal threaded spindle (40), which is driven outside of the gear housing and is slidably mounted on the hub main axis (18).
  • the axial drive of the web (1) by a recirculating ball nut and recirculating ball screw, which in turn on the hub main axis (18) is roller-mounted. This reduces the required torque due to the lower rolling friction compared to the sliding friction in the trapezoidal threaded spindle (40).
  • FIG. 6 shows a further embodiment variant according to German patent application 0 2012 022 953.4.
  • the module (M) is integrated into the rear hub of a bicycle, wherein the web (1) driven, the small pressure ring (10) driven off and the large pressure ring (1 1) are rotatably mounted.
  • the pinion (100) driven by the driver via chain or toothed belt drives the hollow shaft (19) via a freewheel (pawls or sprag freewheel) (14) which drives the internally toothed web (1) of the tapered-roller friction gear via its external toothing.
  • the web (1) is roller-mounted on a trapezoidal nut (41) and with this axially displaceable.
  • the trapezoidal nut (41) is moved by the trapezoidal threaded spindle (40) which can be operated on the outside of the gearbox.
  • the trapezoidal threaded spindle (40) is roller-mounted on the hub main axis (18) and axially slidably mounted between the Torsionshohlwelle (16) and an adjusting nut (1 10).
  • the trapezoidal nut (41) engages with its internal toothing on the externally toothed torsion hollow shaft (16) and is axially displaceable on this and rotatably connected thereto.
  • Both Sp Schwarzkupplept (the small and the large) are supported on a roller bearing axially (1 OL and 1 1 L) inside the gear housing (50) and the gear housing cover (51).
  • the pressure ring (1 1) of the large expansion clutch is rotatably connected via the internally toothed ring gear (12) with the externally toothed torsion hollow shaft (16) on which supported outside of the transmission by the Mit Strukturkranz (12) and by the trapezoidal nut (41) torque can be.
  • the pressure ring (10) rotates with the small friction ring (4).
  • the pressure ring (10) is externally toothed here and at the same time forms the sun gear (30a) of the planetary stage (30). In one embodiment, the sun gear (30a) is pressed onto the pressure ring (10).
  • the planet (30d) of the planetary stage (30) drive via their bearing pin (31) the gear housing cover (51) and thus the rear wheel of the bicycle, respectively, screwed to the hub shell cover gear housing (50).
  • the ring gear (30c) is rotatably and axially fixed to the inner housing (21), which is rotatably and axially fixed to the pressure ring (1 1) of the large expansion coupling and thus with the drive ring (12).
  • the planets (30d) of the planetary stage are two-stage.
  • the planets (30d) are mounted on a common web, which is connected to the hub shell cover (51).
  • the German patent application 0 2012 022 953.4 also shows how an electric motor, taking into account the installation space limits in the rear hub of a bicycle, can advantageously be combined with the module "continuously variable planetary gearset.”
  • the engine acts as a generator (recuperation) and thus as a brake.Also, a ride on an empty battery is possible Only the drag torque of the motor would have to be overcome
  • a freewheel (sprag or pawl freewheel) between rotor (20a) and pressure ring (10) could be installed in one embodiment.
  • a further embodiment according to the German patent application 10 20 3 012 160.4 is shown.
  • the entire documents of this patent application are hereby made the subject of the present patent application.
  • the module (M) is integrated into the rear hub of a bicycle, the large pressure ring (1 1) driven, the web (1) driven off and the small pressure ring (10) are rotatably mounted. Since in this application, in addition, the automated adjustment of the transmission ratio is shown, which is not discussed here, a simplified representation of the rear hub with manual change of the transmission ratio is shown in Figure 7.
  • the pinion driven by the driver via chain or toothed belt (100) drives the inner part (22) of a freewheel hub which carries the outer part (23) of the freewheel hub in one direction of rotation.
  • the outer part (23) is radially on the trapezoidal threaded spindle (40), and the inner part (22) radially and axially roller bearings.
  • the oil-filled gear housing (50 and 51) is sealed with sealing rings against escaping oil.
  • a driving ring (12) is mounted rotatably and axially fixed. He engages in radially mounted semi-circular grooves of the outer part (23) and is axially spring-loaded with a wave (WF) against a retaining ring (SR).
  • the large friction ring (5) is then pressed by the axial expansion force generated by the large expansion clutch proportional to the surfaces of the double tapered rollers (2), which are each mounted on a roller (3) radially.
  • the double-cone rollers (2) are in turn in frictional connection with the friction ring (4) of a small expansion clutch, the pressure ring (10) via a toothing rotatably connected to the transmission main shaft (18).
  • the small expansion clutch also generates a torque-proportional axial force from the over the double tapered rollers (2) frictionally introduced torque, with the small friction ring (4) and the pressure ring (10) in contrast to large friction (5) and pressure ring (1 1) do not turn continuously.
  • the axial contact force generated by the small expansion clutch is supported against the rotating transmission housing (50) via an axial ball bearing (10L), which is formed by pressure ring (10), small race (25) and rolling elements.
  • the on the bearing axles (3) radially roller bearing double cone rollers (2) are axially displaceable on these.
  • the axes (3) in turn are pressed into the web (1).
  • a sealing ring seals the trapezoidal threaded spindle (40) against the main transmission axis (18).
  • the trapezoidal nut (41) is rotatably connected via an internal toothing but axially displaceable with the main transmission axis (18). In the trapezoidal nut (4) axially into the thread pressed-in cylinder pins (Z) limit the axial range of motion of the web (1) and the travel of the trapezoidal nut (41).
  • Fig. 8 shows a further embodiment according to the German patent application 10 2013 010 130.1 shown.
  • the module (M) is integrated in the vicinity of the bottom bracket of a bicycle, the large pressure ring (1 1) driven, the small pressure ring (10) driven off and the web (1) is rotatably mounted.
  • the pedal crankshaft (26) rotatably driven by the driver via cranks drives the large gearwheel (27) of a spur gear stage, which drives a small gearwheel (28) which engages the large pressure ring (1) via a driver ring (12) rotatably and axially connected thereto 1) drives.
  • the pedal crankshaft (26) is mounted on the side of the large gear (27) in the gear housing (50) radially and axially roller bearings.
  • the large gear (27) of the Stimradnote is rotatably and axially fixed to the pedal crankshaft (26).
  • the small gear (28) of the spur gear is mounted on a torsion hollow shaft (16) radially rolling and axially slidably.
  • the web (1) is internally toothed and axially displaceable on the externally toothed torsion hollow shaft (6) and rotatably connected thereto.
  • the large expansion coupling is axially roller-mounted in the inner housing (21) via its race (24) (1 1 L) and is connected via its pressure ring (1 1) rotatably but axially displaceable via grooves and pins with the drive ring (12).
  • the small spreader coupling is mounted roller-mounted axially inside the gearbox housing (50) via its small race (25) (1 OL) and is roller-mounted with its pressure ring (10) radially in the gearbox housing (50).
  • the pressure ring (10) rotates with the friction ring (4).
  • the pressure ring (10) has an internal thread and is bolted via this with the pinion (100).
  • the German patent application 10 2013 010 130.1 also shows how an electric motor, taking into account the installation space limits in the bottom bracket region of a bicycle, can advantageously be combined with the module "continuously variable planetary gearset.”
  • the permanently excited rotor (20a) of the electric motor is over a freewheel (14) mounted on the shank of the gear (29) which drives the gear (32), which is rotatably and axially fixed to the drive ring (12) connected to the stator (20b) is rotationally and axially fixed to the transmission housing
  • the freewheel (14) allows driving without electromotive assistance and thereby decouples both the drag torque of the motor and the mass inertia forces of the rotor (20a)
  • the freewheel (14) is between gearwheel (32) and gearwheel (28)
  • the gearwheel (29) is mounted on the pedal crank axle (26) so as to be radially and axially roller-mounted.
  • the axial drive of the web (1) is realized by a recirculating ball screw nut and recirculating ball screw spindle, which in turn are roller-mounted.
  • a fine thread between trapezoidal nut (41) and web (1) which is coated with thread lock before the initial assembly allows the compensation of manufacturing tolerances in terms of the axial positioning of the web (1).
  • the initial assembly and not hardened thread lock can thus adjust the axial position of the web (1) and thus compensate for manufacturing and assembly tolerances.
  • After setting the thread lock hardens and the web (1) is rotatably and axially fixed to the trapezoidal nut (41) and can be moved with this axially.

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Abstract

Die Erfindung bezieht sich auf ein stufenloses Getriebe auf der Basis eines stufenlosen Kegelrollen-Reibungsgetriebes, enthaltend einen inneren kleinen Reibring (4), einen wenigstens eine Doppelkegelrolle (2) tragenden Kegelrollenträger sowie einen äußeren großen Reibring (5), wobei der große Reibring (5) einen Reibringradius (R) aufweist, welcher bezogen auf eine Zentralachse (ZA) größer ist als der Reibringradius (r) des kleinen Reibringes (4), und ferner enthaltend den genannten Reibringen (4, 5) zugeordnete Kupplungen zur Erzeugung von Anpresskräften zwischen den Reibringen (4, 5) und der wenigstens einen Doppelkegelrolle (2). Das Getriebe soll dahingehend weitergebildet werden, dass den heutigen Anforderungen an hohe Gesamtübersetzung und / oder hohen Wirkungsgrad und / oder geringes Gewicht und / oder geringe Baugröße entsprochen wird. Hierzu wird vorgeschlagen, dass das Getriebe als Planetenradsatz-Modul ausgebildet ist, mit dem kleinen Reibring (4) als Sonne, dem Kegelrollenträger als Steg (1 ), der Doppelkegelrolle oder den Doppelkegelrollen (2) als Planeten und dem großen Reibring (5) als Hohlrad und dass über eine der genannten Komponenten Sonne, Steg mit Planeten sowie Hohlrad die rotatorische Antriebsleistung einbringbar ist und über die jeweils anderen Komponenten die rotatorische Abtriebsleistung abgebbar ist.

Description

Stufenloses Getriebe
Die Erfindung bezieht sich auf ein stufenloses Getriebe gemäß den im Oberbegriff des Patentanspruchs 1 angegebenen Merkmalen.
Aus der deutschen Patentschrift 1 132 773 ist ein derartiges Kegelrollen-Reibungsgetriebe bekannt, dessen Doppelkegelrollen mit zwei Kegelflächen zwischen einem äußeren und einem inneren Reibring in Eingriff stehen und in einem bezüglich einer Zentralachse axial verschiebbaren Kegelrollenträger in Richtung ihrer Achsen frei verschiebbar gelagert sind, wobei die genannten Achsen in einem Winkel schräg zur Zentralachse angeordnet sind. Jede Doppelkegelrolle hat zwei zur Zentralachse des Getriebes geneigte und parallele Eingriffsmantellinien und wird durch zwischen den Reibringen und zwei nach außen gehenden Getriebewellen angeordnete axial wirkende Anpressvorrichtungen bzw. Kupplungen unter Kraftschluss gehalten. Der Kegelrollenträger ist in einem Gehäuse zwar axial verschiebbar, jedoch drehfest angeordnet. Hierdurch ist der Einsatzbereich auf zwei Varianten reduziert, in welchen der Kraftfluss entweder vom kleinen zum großen Reibring oder vom großen zum kleinen Reibring von einer der beiden Wellen auf die andere Welle erfolgt. Zudem findet bei beiden Varianten eine Drehrichtungsumkehr statt, welche je nach Einsatzzweck unerwünscht sein kann.
Der heutige Stand der Technik kennt diverse Getriebe mit stufenlos variierbarem Übersetzungsverhältnis, welche kraftschlüssig bzw. reibschlüssig arbeiten, auch Regelreibradgetriebe genannt. Die Antriebsleistung wird durch Umfangskräfte übertragen, welche zwischen rotationssymmetrischen Reibkörpern unter einer Anpresskraft in den dabei radial zur Rotationsachse der Reibkörper angeordneten Berührflächen wirken. Die dabei unter der Anpresskraft entstehenden Abplattungen an den Reibkörperberührstellen lassen sich nach Hertz bzw. Stribeck berechnen und sind punkt-, ellipsen- oder linienförmig. Die realisierten Reibradgetriebebauformen haben gemeinsam, dass sie die stufenlose Veränderung der Übersetzung durch eine stufenlose Veränderung des wirksamen Radius der Berührflächen relativ zu den Reibkörperrotationsachsen verwirklichen. Die Reibkörper sind dabei im Wesentlichen kegel- bzw. kugelförmig. Die Veränderung des Radius wird bei Kugelreibgetrieben meist durch die Verkippung der Kugeldrehachse relativ zu einem An-/Abtriebskörper und bei Kegelreibgetrieben im Wesentlichen durch die Verlagerung der Reibfläche längs der Kegelmantellinie realisiert. Dabei sind abhängig vom Reibbeiwert der Reibpartner und der zu übertragenden Umfangskraft hohe Anpresskräfte notwendig, welche die Reibkörper belasten. Alle technisch relevanten Bauformen lassen sich in drei Baugruppen unterteilen. Diese sind ein Antriebsreibkörper, ein bis mehrere Zwischenreibkörper und ein Abtriebsreibkörper.
Der Entwicklungsaufwand für ein Regelreibradgetriebe ist groß, da bis heute der in den Reibstellen herrschende ETHD-Kontakt wissenschaftlich nicht vollständig beschrieben ist und daher eine aufwändige empirische Validierung für ein serienreifes Produkt erfolgen muss.
Hiervon ausgehend liegt der Erfindung die Aufgabe zugrunde, das Getriebe der eingangs genannten Art dahingehend weiterzubilden, dass den heutigen Anforderungen an hohe Gesamtübersetzung und/oder hohen Wirkungsgrad und/oder geringes Gewicht und/oder geringer Baugröße und/oder hoher Leistungsanforderung entsprochen wird, und zwar insbesondere im Hinblick auf den Einsatz in Fahrrädern, Pedelecs und E-Bikes. So soll bei Ausbildung als Nabengetriebe eine Gesamtübersetzung bis zu 650%, und/oder eine Gesamtmasse kleiner als 3 kg und/oder ein Wirkungsgrad größer als 90% erreicht werden. Zudem soll der durch die empirische Validierung erforderliche Aufwand gering gehalten werden.
Weiterhin soll das Getriebe insbesondere für Fahrräder mit Elektroantrieb ausgebildet und/oder optimiert werden, wobei ein Radfahrer durch die Unterstützung des Elektromotors von der Tretarbeit ein Stück weit entlastet wird und ferner in die Lage versetzt wird höhere Geschwindigkeiten zu erreichen und/oder größere Steigungen zu erklimmen. Das Getriebe soll einen emissionsarmen Antrieb für ein leichtes und kleines Fortbewegungsmittel, insbesondere ein Fahrrad, ermöglichen, welcher Muskelkraft als emissionsärmste Antriebskraft mit elektrischer Antriebskraft verbindet. Ferner soll das Getriebe mit geringem kontruktiven Aufwand insbesondere als Nabengetriebe für Fahrräder, Pedelecs oder E-Bikes, mit oder ohne Automatik, die Anpassung des Übersetzungsverhältnisses insbesondere an die Fahrgeschwindigkeit ermöglichen. Es sollen die gemeinsamen Anforderungen an einen Elektromotor und das Getriebe beim Einsatz bevorzugt in einem LEV erfüllt werden, vor allem kostengünstiger Aufbau und/oder geringes Gewicht und/oder hoher Wirkungsgrad und/oder Robustheit und/oder Wartungsarmut bzw. Wartungsfreiheit. Insbesondere ein hoher Wirkungsgrad der Antriebseinheit stellt eine besondere Anforderung dar, um hohe Reichweiten des Elektroantriebs erzielen zu können bzw. um die Baugröße und damit die Kosten und das Gewicht des Akkus bei gleichbleibender Reichweite reduzieren zu können. Auch soll das Getriebe dahingehend ausgebildet sein, dass ein möglichst großer Stellbereich (kleinster bis größter Gang) erreicht wird, um in jeder Fahrsituation, sei es am Berg oder in der Ebene, dem Fahrer und dem Elektromotor einen günstigen Drehzahl- bzw. Trittfrequenzbereich zu ermöglichen.
Die Lösung dieser Aufgabe erfolgt gemäß den im Patentanspruch 1 angegebenen Merkmalen.
Erfindungsgemäß ist das Kegelreibradgetriebe als Modul ausgestaltet, welches in verschiedenen Varianten eingesetzt werden kann. Eine modulhafte Betrachtungsweise ergibt sich hier erfindungsgemäß aus dem Vergleich mit einem klassischen Planetenradsatz, welcher aus einem Sonnenrad, einem Steg mit ein bis mehreren Planetenrädern und einem Hohlrad besteht. Dieser ist als Modul in sechs Varianten einsetzbar, welche dadurch entstehen, dass man den Kraftfluss variiert. Dieser kann von jeder der drei Komponenten, nämlich Sonnenrad, Steg, Hohlrad zu jeweils jeder anderen der drei Komponenten erfolgen. Dabei dient der kleinere Reibring als Sonne, der die Doppelkegelrollen tragende Kegelrollenträger als Steg, die Doppelkegelrollen als Planeten und der größere Reibring als Hohlrad. Es ist durch diese Betrachtungsweise ein in seinem Übersetzungsverhältnis stufenlos variierbarer Planetenradsatz einheitlicher Baugröße mit drei Stellbereichen vorhanden.
In einer bevorzugten Ausgestaltung enthält das Planetenradsatz-Modul einheitlicher Baugröße7 des Weiteren die beiden Andruckringe, die Andruckrollen, die Federn zwischen den Andruckringen und Reibringen und die Andruckrollenkäfige.
Aufgrund der Modul-Ausbildung des Planetenradsatzes ist das erfindungsgemäße stufenlose Getriebe in vorteilhafter Weise problemlos in Drehantriebe von Fahrzeugen, Maschinen oder Anlagen, wie insbesondere Fahrräder, Pedelecs, E-Bikes, Kleinkrafträder oder Motorräder integrierbar. Insbesondere durch Ausbildung des stufenlosen Getriebes als Planetenradsatz und / oder Modul einheitlicher Baugröße ist die Verwendung in derartigen Drehantrieben oder in Kombination mit Drehantrieben in einfacher Weise ermöglicht. Für die jeweilige Einsatzart oder Verwendung sind lediglich die Schnittstellen eindeutig zu definieren und zu beachten, ohne dass im Übrigen Änderungen, neue Berechnungen, neue Auslegung oder gar eine neue spezielle Konstruktion des Getriebes erforderlich wird.
Das Modul ist zweckmäßig in einem Gehäuse angeordnet, welches beispielsweise bei einem Fahrrad das Tretlagergehäuse oder das Nabengehäuse bzw. die Nabe sein kann. Die dem inneren kleinen Reibring und dem äußeren großen Reibring zugeordneten Andruckringe weisen vorteilhaft unterschiedliche Durchmesser bzw. Innendurchmesser bezogen auf die Zentralachse auf, wodurch in zweckmäßiger Weise eine weitere Reduzierung des Bauvolumens erreicht wird. Bevorzugt sind die genannten Innendurchmesser zumindest näherungsweise gleich groß wie die Innendurchmesser der zugeordneten Reibringe, wobei der Durchmesser des großen Andruckringes um einen vorgegebenen Faktor größer ist als der Durchmesser des kleinen Andruckringes. Der radial außen befindliche Bereich des Steges weist einen auf die Zentralachse bezogenen Außenradius auf, welcher zumindest näherungsweise dem Außenradius des großen Reibringes entspricht. Weiterhin überragt der genannte Außenbereich des Steges den kleinen Reibring und/oder den kleinen Andruckring, wobei die axialen Stirnflächen des Außenbereichs des Steges einerseits und die axiale Stirnfläche des kleinen Andruckringes sich im Wesentlichen in der gleichen Radialebene befinden, wodurch in vorteilhafter Weise die axiale Baulänge des stufenlosen Getriebes und/oder des Moduls in günstiger Weise reduziert ist. Des Weiteren enthalten vorteilhaft der kleine Andruckring und/oder der große Andruckring in ihren dem Steg abgewandten axialen Stirnflächen eine Rinne als Laufbahn für Wälzkörper eines Axiallagers insbesondere eines Axialkugellagers.
Anhand von Fig. 1 , 2 und 3 werden nachfolgend der Aufbau und die Funktion des Kegelrollen- Reibungsgetriebes als Planetenradsatz erläutert. Eine rotatorische Antriebsleistung wird mit einer der drei Komponenten, nämlich großer Andruckring (1 1 ), kleiner Andruckring ( 10) oder Steg (1 ), gekoppelt und versetzt diese in Drehung um eine zentrale Achse (ZA). Das dabei eingebrachte Drehmoment erzeugt im Falle des angetriebenen großen Andruckringes (1 1 ) eine Axialkraft (FAX) auf den großen Reibring (5) in Richtung der Zentralachse (ZA), welche durch das Abrollen von Andruckrollen (6) zwischen Rampen (RAMP) des großen Andruckrings (1 1 ) und großen Reibrings (5) entsteht. Gemeinsam bilden der große Andruckring (1 1 ), der große Reibring (5) und die Andruckrollen (6) eine sogenannte Spreizkupplung. Die axial auf den großen Reibring (5) wirkende Kraft (FAX) erzeugt eine jeweils normal auf die Kegeloberflächen (Kegelmantellinien) wirkende Reaktionskraft (FNR) oder Anpresskraft, welche auf Grund des Keilwinkels (η) größer ist als die Axialkraft (FAX). Diese Anpresskraft ermöglicht eine reibschlüssige Kraftübertragung, der durch das Antriebsdrehmoment eingebrachten Umfangskräfte, zwischen großem Reibring (5) und Doppelkegelrollen (2). Auf der jeweils anderen Kegeloberfläche der Doppelkegelrollen (2), stehen diese in reibschlüssigem Kontakt mit dem kleinen Reibring (4), welcher durch Federn (F), zwischen kleinem Reibring (4) und kleinem Andruckring ( 10) gegen die Kegeloberflächen gepresst wird. Dadurch werden Anpresskräfte zwischen kleinem Reibring (4) und den Kegeloberflächen realisiert, welche es erlauben eine Umfangskraft zwischen Doppelkegelrollen (2) und kleinem Reibring (4) zu übertragen. Diese Umfangskraft erzeugt ihrerseits ein Drehmoment auf den kleinen Reibring (4). Dieses Drehmoment wiederum erzeugt gemäß dem oben erklärten nun eine Axialkraft auf den kleinen Reibring in Richtung der Zentralachse (ZA), entgegengerichtet zu (FAX), welche durch das Abrollen von Andruckrollen (6) zwischen Rampen (RAMP) des kleinen Andruckrings (10) und kleinen Reibrings (4) entsteht. Gemeinsam bilden der kleine Andruckring (10), der kleine Reibring (4) und die Andruckrollen (6) eine weitere, kleinere Spreizkupplung. Die axial auf den kleinen Reibring (4) wirkende Kraft erzeugt eine normal auf die Kegeloberflächen (Kegelmantellinien) wirkende Reaktionskraft oder Anpresskraft, welche auf Grund des Keilwinkels (η) größer ist als die Axialkraft. Diese Anpresskraft ermöglicht eine reibschlüssige Kraftübertragung, derdurch das Antriebsdrehmoment eingebrachten Umfangskräfte, zwischen Doppelkegelrollen (2) und kleinem Reibring (4) und ist (FAX) entgegengerichtet. Eine Leistungs-, respektive Drehmoment-, respektive Umfangskraftübertragung erfolgt beim Antrieb von kleinem Reibring (4) bzw. Steg (1 ) sinngemäß. Die Veränderung des Übersetzungsverhältnisses erfolgt durch Verlagerung des Steges (1 ) entlang der Zentralachse (ZA). Dabei wandern die Doppelkegelrollen (2) entlang ihrer Lagerachse (3) und die wirksamen Radien (wR) gegenüber dem großen bzw. kleinen Reibring (4 und 5) verändern sich gegenläufig.
Jede Form von rotatorischer Antriebsleistung, insbesondere die von einem Elektromotor zur Verfügung gestellte, kann zur Drehzahlregelung herangezogen werden. Die Variationsmöglichkeiten eines solchen stufenlosen Planetenradsatzes können zudem erweitert werden, wenn man den Einbauort variiert, was insbesondere bei Fahrrädern mit Elektroantrieb exemplarisch möglich ist. Hier kommen sowohl die Hinterradnabe, als auch das Tretlager bzw. die Nähe zum Tretlager in Frage. Zudem kann das Getriebe in einem Gehäuse mit dem E-Motor kombiniert werden, derart, dass der E-Motor das Getriebe mitnutzt, also davor sitzt, als auch derart, dass der E-Motor das Getriebe nicht nutzt, also dahinter sitzt. In beiden Fällen wird das Getriebe zusätzlich durch den Menschen als Antriebsmaschine genutzt. Am Beispiel von Fahrrädern mit oder ohne elektrischem Zusatzantrieb sollen im Folgenden die Funktion und Anordnung des stufenlosen Planetenradsatzes erläutert werden.
Insbesondere beim Fahrrad, hier werden nurdie einspurigen, zweirädrigen Varianten betrachtet, gibt es also folgende Einsatzvarianten:
A. ) sechs Varianten des Kraftflusses:
1 . ) Großer Reibring (Hohlrad) angetrieben, Doppelkegelträger (Steg) drehfest, kleiner Reibring
(Sonne) abgetrieben
2. ) Sonne angetrieben, Steg drehfest, Hohlrad abgetrieben
3. ) Steg angetrieben, Hohlrad drehfest, Sonne abgetrieben
4. ) Sonne angetrieben, Hohlrad drehfest, Steg abgetrieben
5. ) Steg angetrieben, Sonne drehfest, Hohlrad abgetrieben
6. ) Hohlrad angetrieben, Sonne drehfest, Steg abgetrieben
jede dieser in
B. ) der Hinterradnabe bzw. in der Nähe des Tretlagers und jede dieser wiederum
C. ) mit oder ohne integriertem E-Motor wobei dieser entweder
D. ) vor oder hinter dem Getriebe angeordnet ist bzw. in die Doppelkegelrollen integriert ist. Rechnerisch bestehen also 72 Variationsmöglichkeiten.
Bei dem als Modul ausgebildeten stufenlosen Planetenradsatz und somit einer insbesondere einheitlichen Baugröße, ergeben sich durch die Variation des Kraftflusses, wie bei einem klassischen Planetenradsatz, entweder eine Drehrichtungsumkehr oder nicht, als auch unterschiedliche Stellbereiche mit unterschiedlichen Übersetzungsverhältnissen. Diese können an die in einem Fahrrad geforderten Übersetzungsbereiche und Stellbereiche durch Veränderung der geometrischen Verhältnisse des Kegelrollen-Reibungsgetriebes (Baugröße, Kegelwinkel, Neigungswinkel der Doppelkegelrollenachse, Radius kleiner Reibring, Radius großer Reibring, nutzbarer Kegelradiusbereich) angepasst werden. Neben der Anforderung der Anpassung des Übersetzungsverhältnisses und des Stellbereiches an fahrradtypische Erfordernisse ergeben sich durch den Einsatz insbesondere im Fahrrad folgende weitere Bedingungen: kostengünstiger/einfacher Aufbau, geringes Gewicht, hoher Wirkungsgrad, Robustheit, Wartungsarmut bzw. Wartungsfreiheit. Daneben sind Bauraumgrenzen, welche insbesondere das Fahrrad im Hinterbau, bzw. zwischen den Tretkurbeln setzt zu beachten.
Fig. 1 zeigt den stufenlosen Planetenradsatz mit den mechanisch die Anpresskraft erzeugenden Spreizkupplungen als Modul (M) in Schnittdarstellung. Innerhalb dieses Moduls bilden der große Andruckring (1 1 ), der kleine Andruckring (10) und der Steg ( 1 ) die Schnittstellen für den An- bzw. Abtrieb. Der Steg ( 1 ) bildet zudem die Schnittstelle für dessen axiale Verschiebung relativ zu den Reibringen (4 und 5), die Andruckringe (10 und 1 1 ) bilden zusätzlich die Schnittstelle für die Abstützung der durch die Spreizkupplungen drehmomentproportional erzeugten Axialkräfte derart, dass sie durch eine rückseitig bevorzugt eingeschliffene Rinne (Ri) die Laufbahn für die Wälzlagerkugeln eines Axialkugellagers zur Verfügung stellen und somit auch als Teil eines Axialkugellagers fungieren.
Die kleine Spreizkupplung besteht aus den Bauteilen kleiner Andruckring (10), kleiner Reibring (4), einer Anzahl Andruckrollen (6) dem kleinen Andruckrollenkäfig (7) und einer Anzahl Federn, insbesondere Druckfedern, (F) (in Fig. 3) zur statischen Anpressung des kleinen Reibringes (4) auf die Kegeloberflächen der Doppelkegelrollen (2). Die große Spreizkupplung besteht aus den Bauteilen großer Andruckring (1 1 ), großer Reibring (5), einer Anzahl Andruckrollen (6) dem großen Andruckrollenkäfig (8) und einer Anzahl Federn, insbesondere Druckfedern, (F) (in Fig. 3) zur statischen Anpressung des großen Reibringes (5) auf die Kegeloberflächen der Doppelkegelrollen (2).
Die geometrischen Bereiche der Bauteile großer Andruckring (1 1 ), kleiner Andruckring (10) und Steg (1 ), welche zur Ankoppelung an eine An- bzw. Abtriebsleistung, bzw. zur Abstützung der Axialkräfte, bzw. zur axialen Verstellung des Steges genutzt werden, sind variabel gestaltbar. Die sonstige Geometrie dieser Teile (1 , 10 und 1 1 ) ist bei allen Varianten gleich und wird insbesondere durch die Geometrie der anderen Bauteile und deren Anzahl (Doppelkegelrollenanzahl) bestimmt.
Die anderen Bauteile: Doppelkegelrollen (2), Doppelkegelrollenlagerachse (3), kleiner Reibring (4), großer Reibring (5), Andruckrollen (6), kleiner Andruckrollenkäfig (7) und großer Andruckrollenkäfig (8) sind bei allen Varianten geometrisch gleich. Sie werden insbesondere definiert durch den Reibringradius (R und r) des großen und kleinen Reibringes (4 und 5) (Fig. 2), die Balligkeit (B und b) des großen und des kleinen Reibringes (4 und 5), den Kegelwinkel (a), den Neigungswinkel der Kegelachse (ß), die Doppelkegellänge von Kegelspitze zu Kegelspitze (DKL), den größten Doppelkegelrollendurchmesser(DD), den Anstellwinkel (γ), den mittleren Radius (RSK und rsk) der großen und kleinen Spreizkupplung, den Steigungswinkel (δ) der großen Spreizkupplung, den Steigungswinkel (ε) der kleinen Spreizkupplung (Fig. 3 ohne Andruckrollenkäfige 7 und 8), den Andruckrollendurchmesser (ARD) und die Andruckrollenbreite (ARB).
Die Lagerung (L) der Doppelkegelrollen (2) besteht aus genormten Wälzlagern im Inneren derselben, welche durch Abstandsröllchen (AR) in Position gehalten werden. Die axiale Sicherung der Doppelkegelrollenlagerachsen (3) wird durch einen genormten Sicherungsring (SR) vorgenommen.
In einer in Fig. 4 dargestellten Ausführungsvariante sind die Lager (L) im Steg (1 ) plaziert und die Doppelkegelrollen (2) weisen Zapfen (Z) auf, welche in diesen Lagern laufen. In einer weiteren Ausführungsvariante sind die Doppelkegelrollen (2) zweiteilig (2a und 2b) und im Inneren hohl.
Im Folgenden werden die Einsatzmöglichkeiten dieses Moduls (M) am Beispiel des Fahrrades mit oder ohne Elektroantrieb dargestellt und die Gestaltung der Schnittstellen erläutert, ohne dass insoweit eine Beschränkung der Erfindung erfolgt.
In Fig. 5 ist eine erste Ausführungsvariante gemäß der deutschen Patentanmeldung 10 2012 016 000.3 dargestellt. Die gesamten Unterlagen dieser Patentanmeldung werden hiermit zum Gegenstand der vorliegenden Patentanmeldung gemacht. Das Modul (M) ist in die Hinterradnabe eines Fahrrades integriert, wobei der große Andruckring (1 1 ) angetrieben, der kleine Andruckring (10) abgetrieben und der Steg ( 1 ) drehfest gelagert sind. Dem über das Ritzel (100) angetriebenen Kegelrollen-Reibgetriebe ist eine Planetenstufe (30) nachgeschaltet, welche bei stillstehendem Steg (30b) die Möglichkeit der Untersetzung (Betrag von i > 1 ) und somit der Drehmomenterhöhung bietet, wodurch die Reibgetriebestufe bezüglich des zu übertragenden Drehmomentes entlastet wird. Das heißt, das am Hinterrad eines Fahrrades abzugebende hohe Drehmoment (bis zu 250Nm) wird durch die zwischen Hinterrad und Reibgetriebe geschaltete Planetenstufe (30) für die Abtriebsseite des Reibgetriebes reduziert. Zudem wird die Drehrichtungsumkehr beider Getriebe durch die Hintereinanderschaltung aufgehoben. Damit wird die Drehrichtung des Hinterrades gleich der Drehrichtung der Tretkurbel, was bei Fahrrädern generell gefordert ist.
Durch eine Drehzahlerhöhung zwischen Kettenblatt und Ritzel (100) wird wiederum die Antriebsseite der Reibgetriebestufe von dem hohen Drehmoment (bis zu 235Nm) an der Tretkurbel des Fahrrades entlastet. Die dabei am innenverzahnten Steg (30b) der Planetenstufe (30) und innenverzahnten Steg (1 ) des Reibgetriebes entstehenden Drehmomente sind entgegengesetzt und werden auf einer außenverzahnten Torsionshohlwelle (16) gegeneinander abgestützt. Dadurch muss nur die Drehmomentdifferenz außerhalb des Getriebes, mittels einer Außenverzahnung der Torsionshohlwelle (16) am Fahrradhinterbau abgestützt werden.
Das Kegelrollen-Reibungsgetriebe (M) ist dabei mit seinem äußeren, großen Reibring (5) über eine Spreizkupplung, einen Mitnehmerkranz (12), eine Nabe (13) und einen Freilauf (14) mit dem Ritzel (100) verbunden und mit seinem inneren, kleinen Reibring (4), über eine Spreizkupplung und einen Konus (15) mit dem Sonnenrad (30a) der Planetenstufe (30). Das Hohlrad (30c) der Planetenstufe (30) treibt das Getriebegehäuse (50) und damit das Hinterrad des Fahrrades an.
Die kleine Spreizkupplung lagert axial auf einem Axialkugellager (1 OL) und einem Stützteller ( 7) welcher sich auf dem Hohlrad (30c) und damit im Nabengehäuse (50) abstützt. Die große Spreizkupplung lagert axial auf einem Axialkugellager (1 1 L), welches sich auf dem Getriebegehäusedeckel (51 ) abstützt, welcher mit dem Getriebegehäuse (50) verschraubt ist.
Die durch die beiden Spreizkupplungen erzeugten Axialkräfte werden somit vom Stützteller (17), dem Hohlrad (30c), dem Nabengehäuse (50), dem Gewinde (Gew) und dem Nabengehäusedeckel (51 ) aufgenommen. Eine radiale Festlegung der beiden Axialkugellager (10L und 1 1 L) erfolgt nicht. Somit können Fertigungstoleranzen der Doppelkegelrollen (2) bzw. des Steges (1 ) ausgeglichen werden, indem sich beide Lager radial verschieben. Dadurch wird eine Ungleichbelastung der einzelnen Doppelkegelrollen (2) weitgehend vermieden. Zudem wird die Belastungscharakteristik des Sonnenrades (30a) bei fehlender radialer Lagerung günstiger, da auch das Sonnenrad (30a) fertigungsbedingte Abweichungen der radialen Planetenradabstände zueinander besser ausgleichen kann.
Die axiale Verstellung des Steges (1 ) - was eine Übersetzungsveränderung bewirkt - erfolgt durch eine Trapezgewindemutter (41 ) und eine Trapezgewindespindel (40), welche außerhalb des Getriebegehäuses angetrieben wird und auf der Nabenhauptachse ( 18) gleitgelagert ist. Alternativ kann der axiale Antrieb des Steges (1 ) durch eine Kugelumlaufgewindemutter und Kugelumlaufgewindespindel, welche ihrerseits auf der Nabenhauptachse (18) wälzgelagert ist erfolgen. Dadurch reduziert sich das erforderliche Drehmoment auf Grund der geringeren Wälzreibung gegenüber der Gleitreibung bei der Trapezgewindespindel (40).
In Fig. 6 ist eine weitere Ausführungsvariante gemäß der deutschen Patentanmeldung 0 2012 022 953.4 dargestellt. Die gesamten Unterlagen dieser Patentanmeldung werden hiermit zum Gegenstand der vorliegenden Patentanmeldung gemacht. Hier wird das Modul (M) in die Hinterradnabe eines Fahrrades integriert, wobei der Steg (1 ) angetrieben, der kleine Andruckring (10) abgetrieben und der große Andruckring (1 1 ) drehfest gelagert sind.
Das vom Fahrer über Kette oder Zahnriemen angetriebene Ritzel (100) treibt über einen Freilauf (Sperrklinken oder Klemmkörperfreilauf) (14) die Hohlwelle (19) welche über Ihre Außenverzahnung den innenverzahnten Steg (1 ) des Kegelrollen-Reibungsgetriebes antreibt. Der Steg (1 ) ist auf einer Trapezgewindemutter (41 ) wälzgelagert und mit dieser axial verschiebbar. Die Trapezgewindemutter (41 ) wird durch die Trapezgewindespindel (40) bewegt, welche an der Getriebeaußenseite betätigt werden kann. Die Trapezgewindespindel (40) ist auf der Nabenhauptachse (18) wälzgelagert und axial zwischen der Torsionshohlwelle (16) und einer Stellmutter (1 10) gleitgelagert. Die Trapezgewindemutter (41 ) greift mit ihrer Innenverzahnung auf die außenverzahnte Torsionshohlwelle (16) und ist auf dieser axial verschiebbar und mit dieser drehfest verbunden.
Beide Spreizkupplungen (die kleine und die große) stützen sich axial wälzgelagert (1 OL und 1 1 L) im Inneren des Getriebegehäuses (50) bzw. des Getriebegehäusedeckels (51 ) ab. Der Andruckring (1 1 ) der großen Spreizkupplung ist drehfest über den innenverzahnten Mitnehmerkranz (12) mit der außenverzahnten Torsionshohlwelle (16) verbunden, an welcher außerhalb des Getriebes das von dem Mitnehmerkranz (12) und das von der Trapezgewindemutter (41 ) eingeleitete Drehmoment abgestützt werden kann. Der Andruckring (10) rotiert mit dem kleinen Reibring (4) mit. Der Andruckring (10) ist hier außenverzahnt und bildet gleichzeitig das Sonnenrad (30a) der Planetenstufe (30). In einer Ausführungsvariante ist das Sonnenrad (30a) auf den Andruckring (10) aufgepresst. Die Planeten (30d) der Planetenstufe (30) treiben über Ihre Lagerbolzen (31 ) den Getriebegehäusedeckel (51 ) und damit das Hinterrad des Fahrrades, respektive das mit dem Nabengehäusedeckel verschraubte Getriebegehäuse (50) an. Das Hohlrad (30c) ist mit dem inneren Gehäuse (21 ) dreh- und achsfest verbunden, welches mit dem Andruckring (1 1 ) der großen Spreizkupplung und damit mit dem Mitnehmerkranz (12) dreh- und achsfest verbunden ist. In einer Ausführungsvariante sind die Planeten (30d) der Planetenstufe zweistufig. In einer weiteren Ausführungsvariante sind die Planeten (30d) auf einem gemeinsamen Steg gelagert, welcher mit dem Nabengehäusedeckel (51 ) verbunden ist.
In der deutschen Patentanmeldung 0 2012 022 953.4 wird auch aufgezeigt, wie ein E-Motor unter Berücksichtigung der Bauraumgrenzen in der Hinterradnabe eines Fahrrades vorteilhaft mit dem Modul„Stufenloser Planetenradsatz" kombiniert werden kann. Hierbei wird der Rotor (20a) des Elektromotors mit dem Andruckring (10) und der Stator (20b) mit dem inneren Gehäuse (21 ) dreh- und achsfest verbunden. Dadurch ist es auch möglich, dass der Motor als Generator (Rekuperation) und damit als Bremse agiert. Zudem ist eine Fahrt mit leerer Batterie möglich. Lediglich das Schleppmoment des Motors wäre zu überwinden. Um dies zu vermeiden könnte in einer Ausführungsvariante ein Freilauf (Klemmkörper- oder Sperrklinkenfreilauf) zwischen Rotor (20a) und Andruckring (10) installiert werden.
In Fig. 7 ist eine weitere Ausführungsvariante gemäß der deutschen Patentanmeldung 10 20 3 012 160.4 dargestellt. Die gesamten Unterlagen dieser Patentanmeldung werden hiermit zum Gegenstand der vorliegenden Patentanmeldung gemacht. Hier wird das Modul (M) in die Hinterradnabe eines Fahrrades integriert, wobei der große Andruckring (1 1 ) angetrieben, der Steg (1 ) abgetrieben und der kleine Andruckring (10) drehfest gelagert sind. Da in dieser Anmeldung zusätzlich die automatisierte Verstellung des Übersetzungsverhältnisses dargestellt ist, welche hier nicht thematisiert wird, ist in Fig.7 eine vereinfachte Darstellung der Hinterradnabe mit manueller Veränderung des Übersetzungsverhältnisses dargestellt.
Das vom Fahrer über Kette oder Zahnriemen rotatorisch angetriebene Ritzel (100) treibt das Innenteil (22) einer Freilaufnabe, welches das Außenteil (23) der Freilaufnabe in einer Drehrichtung mitnimmt. Das Außenteil (23) ist dabei auf der Trapezgewindespindel (40) radial, und das Innenteil (22) radial sowie axial wälzgelagert. Das ölgefüllte Getriebegehäuse (50 und 51 ) ist mit Dichtringen gegen austretendes Öl abgedichtet. Auf dem Außenteil (23) ist ein Mitnehmerkranz (12) dreh- und achsfest gelagert. Er greift dabei in radial angebrachte halbkreisförmige Nuten des Außenteils (23) ein und ist axial mit einer Wellenfeder (WF) gegen einen Sicherungsring (SR) angefedert.
Radial besteht sowohl gegen den Außendurchmesser des Außenteils (23) als auch gegen die radial angebrachten Nuten ein gewisses Spiel, was dem Mitnehmerkranz (12) radialen und axialen Bewegungsspielraum lässt. Der Mitnehmerkranz (12) greift nun seinerseits in Nuten (21 N) des Andruckringes (1 1 ) der großen Spreizkupplung, welche aus dem über den Mitnehmerkranz (12) eingeleiteten Drehmoment eine zu diesem proportionale Axialkraft erzeugt. Die dabei erzeugte Axialkraft wird über ein Axialkugellager (1 L), welches aus Andruckring (1 1 ), Wälzkörpern und dem großen Laufring (24) gebildet wird, gegen den Nabengehäusedeckel (51 ) abgestützt.
Der große Reibring (5) wird nun durch die von der großen Spreizkupplung drehmomentproportional erzeugte Axialkraft auf die Oberflächen der Doppelkegelrollen (2) gepresst, welche jeweils auf einer Achse (3) radial wälzgelagert sind. Die Doppelkegelrollen (2) stehen ihrerseits in reibschlüssiger Verbindung mit dem Reibring (4) einer kleinen Spreizkupplung, deren Andruckring (10) über eine Verzahnung drehfest mit der Getriebehauptwelle (18) verbunden ist.
Dabei erzeugt die kleine Spreizkupplung ebenfalls eine drehmomentproportionale Axialkraft aus dem über die Doppelkegelrollen (2) reibschlüssig eingeleiteten Drehmoment, wobei sich der kleine Reibring (4) und der Andruckring (10) im Gegensatz zu großem Reib- (5) und Andruckring (1 1 ) nicht kontinuierlich drehen.
Die von der kleinen Spreizkupplung erzeugte axiale Anpresskraft wird über ein Axialkugellager (10L), welches aus Andruckring (10), kleinem Laufring (25) und Wälzkörpern gebildet wird, gegen das rotierende Getriebegehäuse (50) abgestützt. Die auf den Lagerachsen (3) radial wälzgelagerten Doppelkegelrollen (2) sind auf diesen axial verschiebbar. Die Achsen (3) wiederum sind in den Steg (1 ) eingepresst.
Bewegt sich nun der Steg axial entlang der Getriebehauptachse (18), bewegen sich die Doppelkegelrollen (2) entlang der Achsen (3) und verändern damit ihre wirksamen Radien gegenüber den Reibringen (4 und 5), was eine Veränderung des Übersetzungsverhältnisses zwischen antreibendem großen Reibring (5) und abtreibendem Steg (1 ) verursacht.
Im Getriebegehäuse (50) eingelassene Passfedern (70) greifen in Nuten am äußeren Umfang des Steges (1 ), welcher das Getriebegehäuse (50) somit rotatorisch antreibt. Dabei bleibt der Steg (1 ) axial entlang der Getriebehauptachse ( 18) beweglich. Die axiale Position des Steges (1 ) wird über eine von der Getriebeaußenseite zu betätigende Trapezgewindespindel (40) und eine Trapezgewindemutter (41 ), auf welcher der Steg (1 ) axial und radial wälzgelagert ist, realisiert. Dabei ist die Trapezgewindespindel (40) auf der Getriebehauptachse (18) radial wälzgelagert und axial zwischen dieser und einer Stellmutter (1 10) gleitgelagert. Ein Dichtring dichtet die Trapezgewindespindel (40) gegen die Getriebehauptachse (18) ab. Die Trapezgewindemutter (41 ) ist über eine Innenverzahnung drehfest aber axial verschiebbar mit der Getriebehauptachse (18) verbunden. In der Trapezgewindemutter (4 ) axial in den Gewindegang eingepresste Zylinderstifte (Z) begrenzen den axialen Bewegungsspielraum des Steges (1 ) bzw. den Verfahrweg der Trapezgewindemutter (41 ).
Schließlich ist in Fig. 8 eine weitere Ausführungsvariante gemäß der deutschen Patentanmeldung 10 2013 010 130.1 dargestellt. Die gesamten Unterlagen dieser Patentanmeldung werden hiermit zum Gegenstand der vorliegenden Patentanmeldung gemacht. Hier wird das Modul (M) in der Nähe des Tretlagers eines Fahrrades integriert, wobei der große Andruckring ( 1 1 ) angetrieben, der kleine Andruckring (10) abgetrieben und der Steg (1 ) drehfest gelagert ist.
Die vom Fahrer über Tretkurbeln rotatorisch angetriebene Tretkurbelwelle (26) treibt das große Zahnrad (27) einer Stirnradstufe an, welches ein kleines Zahnrad (28) antreibt, das über einen mit ihm dreh- und achsfest verbundenen Mitnehmerkranz (12) den großen Andruckring (1 1 ) antreibt. Die Tretkurbelwelle (26) ist auf Seiten des großen Zahnrades (27) im Getriebegehäuse (50) radial und axial wälzgelagert. Das große Zahnrad (27) der Stimradstufe ist dreh- und achsfest mit der Tretkurbelwelle (26) verbunden. Das kleine Zahnrad (28) der Stirnradstufe ist auf einer Torsionshohlwelle (16) radial wälz- und axial gleitgelagert. Die Torsionshohlwelle (16) ist auf Seiten des kleinen Zahnrades (28) dreh- und achsfest mit dem Getriebegehäuse (50) verbunden. Der Steg ( 1 ) ist innenverzahnt und auf der außenverzahnten Torsionshohlwelle ( 6) axial verschiebbar und mit dieser drehfest verbunden.
Die große Spreizkupplung ist axial im inneren Gehäuse (21 ) über ihren Laufring (24) wälzgelagert (1 1 L) und ist über ihren Andruckring (1 1 ) drehfest aber axial verschiebbar über Nuten und Zapfen mit dem Mitnehmerkranz (12) verbunden. Die kleine Spreizkupplung ist axial im Inneren des Getriebegehäuses (50) über ihren kleinen Laufring (25) wälzgelagert (1 OL) und ist mit ihrem Andruckring (10) radial im Getriebegehäuse (50) wälzgelagert. Der Andruckring (10) rotiert mit dem Reibring (4) mit. Der Andruckring (10) hat ein Innengewinde und ist über dieses mit dem Ritzel (100) verschraubt. In der deutschen Patentanmeldung 10 2013 010 130.1 wird auch aufgezeigt, wie ein E- otor unter Berücksichtigung der Bauraumgrenzen im Tretlagerbereich eines Fahrrades vorteilhaft mit dem Modul „Stufenloser Planetenradsatz" kombiniert werden kann. Dabei ist der permanenterregte Rotor (20a) des E-Motors über einen Freilauf (14) auf dem Schaft des Zahnrades (29) gelagert, welches das Zahnrad (32) antreibt, welches dreh- und achsfest mit dem Mitnehmerkranz (12) verbunden ist. Der Stator (20b) ist dreh- und achsfest mit dem Getriebegehäuse (50) verbunden und nutzt dieses als Kühlkörper. Der Freilauf (14) erlaubt ein Fahren ohne elektromotorische Unterstützung und entkoppelt dabei sowohl vom Schleppmoment des Motors als auch von Massenträgheitskräften des Rotors (20a). In einer Ausführungsvariante ist der Freilauf (14) zwischen Zahnrad (32) und Zahnrad (28) angeordnet. Das Zahnrad (29) ist auf der Tretkurbelachse (26) radial und axial wälzgelagert.
Eine Trapezgewindemutter (41 ) welche dreh- und achsfest mit dem Steg (1 ) verbunden ist und eine Trapezgewindespindel (40), welche in Fahrtrichtung gesehen an der linken Getriebeaußenseite rotatorisch angetrieben wird und in der Torsionshohlwelle (16) radial und axial gelagert ist, ermöglichen die axiale Verschiebung des Steges (1 ) und damit die Übersetzungsveränderung. In einer Ausführungsvariante wird der axiale Antrieb des Steges (1 ) durch eine Kugelumlaufgewindemutter und Kugelumlaufgewindespindel, welche ihrerseits wälzgelagert sind realisiert.
Ein Feingewinde zwischen Trapezgewindemutter (41 ) und Steg (1 ) welches vor der Erstmontage mit Gewindesicherung bestrichen wird ermöglicht den Ausgleich von Fertigungstoleranzen im Hinblick auf die axiale Positionierung des Steges ( 1 ). Bei der Erstmontage und nicht ausgehärteter Gewindesicherung lässt sich somit die axiale Position des Steges (1 ) einstellen und damit die Fertigungs-/ und Montagetoleranzen ausgleichen. Nach der Einstellung härtet die Gewindesicherung aus und der Steg ( 1 ) ist dreh- und achsfest mit der Trapezgewindemutter (41 ) verbunden und kann mit dieser axial bewegt werden.
Befindet sich der Steg (1 ) in einer ersten Endposition, welche in Fig. 9 dargestellt ist und in welcher der Wirkradius (wR), bezogen auf den kleinen Reibring (4), klein ist, befinden sich die Stirnfläche (1 a) des Steges (1 ) einerseits und die dem Steg ( 1 ) abgewandte Stirnfläche (10a) des kleinen Andruckringes (10) andererseits im Wesentlichen in der gleichen Ebene. Ist hingegen der Steg (1 ) wie in der in Fig. 10 dargestellten zweiten Endposition nach rechts verschoben, wobei in dieser anderen Endposition derWirkradius (wR), bezogen auf den kleinen Reibring (4), groß ist, so befinden sich die Stirnfläche (1 b) des Steges ( 1 ) einerseits und die dem Steg (1 ) abgewandte Stirnfläche (1 1 a) des großen Andruckringes (11 ) andererseits, im Wesentlichen in der gleichen Ebene. Aufgrund dieser Ausbildung besitzt das stufenlose Getriebe eine kurze axiale Baulänge und somit insgesamt eine kompakte Baugröße.
Bezugszeichen Bezeichnung
1 Steg des Reibgetriebes
1 a Stirnfläche von 1
1 b Stirnfläche von 1
2 Doppelkegelrolle
2a Doppelkegelrollenhälfte
2b Doppelkegelrollenhälfte
3 Lagerachse von 2
4 kleiner Reibring
5 großer Reibring
6 Andruckrolle
7 kleiner Andruckrollenkäfig
8 großer Andruckrollenkäfig
9
10 kleiner Andruckring
10a Stirnfläche von 10
10L Wälzlagerung von 10
1 1 großer Andruckring
1 1 a Stirnfläche von 1 1
1 1 L Wälzlagerung von 1 1
12 Mitnehmerkranz
13 Nabe
14 Freilauf
15 Konus
16 Torsionshohlwelle
17 Stützteller
18 Nabenhauptachse
19 Hohlwelle
0 E-Motor
20a Rotor
20b Stator
21 inneres Gehäuse
22 Innenteil einer Freilaufnabe
23 Außenteil einer Freilaufnabe
24 großer Laufring
25 kleiner Laufring
26 Tretkurbelwelle
27 großes Zahnrad
28 kleines Zahnrad
29 Zahnrad
30 Planetenstufe
30a Sonnenrad
30b Steg der Planetenstufe
30c Hohlrad
30d Planeten \ 7
31 Lagerbolzen
32 Zahnrad
40 Trapezgewindespindel
41 Trapezgewindemutter
50 Nabengehäuse
51 Deckel von 50
60a Rotor eines Elektromotors
60b Stator eines Elektromotors
61 Freilauf
100 Ritzel
1 10 Stellmutter α Kegelwinkel
ß Neigungswinkel
Y Anstellwinkel
δ, ε Steigungswinkel
ARB Andruckrollenbreite
ARD Andruckrollendurchmesser
AR Abstandsröllchen
b, B Balligkeit
F Feder
FAX Axialkraft
FNR normal wirkende Reaktionskraft
L Lagerung
M Modul
RAMP Rampe
Ri Rinne
r, R Reibringradius
SR Sicherungsring
WF Wellenfeder
wR wirksamer Radius
Z Zapfen
ZA Zentralachse

Claims

Patentansprüche . Stufenloses Getriebe auf der Basis eines stufenlosen Kegelrollen-Reibungsgetriebes, enthaltend einen inneren kleinen Reibring (4), einen wenigstens eine Doppelkegelrolle (2) tragenden Kegelrollenträger sowie einen äußeren großen Reibring (5), wobei der große Reibring (5) einen Reibringradius (R) aufweist, welcher bezogen auf eine Zentralachse (ZA) größer ist als der Reibringradius (r) des kleinen Reibringes (4), und ferner enthaltend den genannten Reibringen (4, 5) zugeordnete Kupplungen zur Erzeugung von Anpresskräften zwischen den Reibringen (4, 5) und der wenigstens einen Doppelkegelrolle (2),
dadurch gekennzeichnet, dass das Getriebe als Planetenradsatz-Modul ausgebildet ist, mit dem kleinen Reibring (4) als Sonne, dem Kegelrollenträger als Steg (1 ), der Doppelkegelrolle oder den Doppelkegelrollen (2) als Planeten und dem großen Reibring (5) als Hohlrad und dass über eine der genannten Komponenten Sonne, Steg mit Planeten sowie Hohlrad die rotatorische Antriebsleistung einbringbar ist und über die jeweils anderen Komponenten die rotatorische Abtriebsleistung abgebbar ist.
2. Stufenloses Getriebe nach Anspruch 1 , dadurch gekennzeichnet, dass das Modul (M) den Reibringen (4, 5) zugeordnete Andruckringe (10, 1 1 ) sowie Andruckrollen (6), Federn (F) und Andruckrollenkäfige (7 und 8) enthält.
3. Stufenloses Getriebe nach Anspruch 1 oder 2, dadurch gekennzeichnet, dass die den beiden Reibringen (4, 5) zugeordneten Andruckringe (10, 1 1 ) auf die Zentralachse (ZA) bezogene Innendurchmesser aufweisen, welche zumindest näherungsweise gleich groß sind wie die Innendurchmesser des kleinen Reibringes (4) bzw. des großen Reibringes (5).
4. Stufenloses Getriebe nach einem der Ansprüche 1 bis 3, dadurch gekennzeichnet, dass der radial außen befindliche Bereich des Steges (1 ) einen auf die Zentralachse (ZA) bezogenen Außenradius aufweist, welcher zumindest näherungsweise dem Außenradius des großen Reibringes (5) entspricht.
5. Stufenloses Getriebe nach einem der Ansprüche 1 bis 4, dadurch gekennzeichnet, dass in derjenigen axialen Endposition des Steges (1 ), in welcher der Wirkradius (wR), bezogen auf den kleinen Reibring (4), klein ist, die Stirnfläche (1 a) des Steges (1 ) einerseits und die dem Steg (1 ) abgewandte Stirnfläche (10a) des kleinen Andruckringes (10) andererseits sich im Wesentlichen in der gleichen Ebene befinden.
6. Stufenloses Getriebe nach einem der Ansprüche 1 bis 5, dadurch gekennzeichnet, dass in derjenigen axialen Endposition des Steges (1 ), in welcher der Wirkradius (wR), bezogen auf den kleinen Reibring (4), groß ist, die Stirnfläche (1 b) des Steges (1 ) einerseits und die dem Steg (1 ) abgewandte Stirnfläche (1 1a) des großen Andruckringes (11 ) andererseits sich im Wesentlichen in der gleichen Ebene befinden.
7. Stufenloses Getriebe nach Anspruch 1 oder 2, dadurch gekennzeichnet, dass die Andruckringe (10, 1 1 ) auf ihren dem Steg (1 ) abgewandten axialen Stirnflächen (10a , 1 1 a) Rinnen (Ri) und/oder Laufbahnen eines Wälzlagers enthalten.
8. Stufenloses Getriebe nach einem der Ansprüche 1 bis 7, dadurch gekennzeichnet, dass der große Andruckring (1 ), der große Reibring (5) und die Andruckrollen (6) eine erste oder große Spreizkupplung bilden.
9. Stufenloses Getriebe nach einem der Ansprüche 1 bis 8, dadurch gekennzeichnet, dass der kleine Andruckring (10),, der kleine Reibring (4) und die Andruckrollen (6) eine weitere oder kleine Spreizkupplung bilden.
10. Stufenloses Getriebe nach einem der Ansprüche 1 bis 9, dadurch gekennzeichnet, dass das Modul in ein Gehäuse, insbesondere eine Hinterradnabe eines Fahrrades, integriert ist, dass über den großen Andruckring (1 1 ) der Antrieb und über den kleinen Andruckring (10) der Abtrieb erfolgt, wobei der Steg (1 ) drehfest gelagert ist, und/oder dass dem Modul (M) eine Planetenstufe (30) nachgeschaltet ist.
1 1. Stufenloses Getriebe nach einem der Ansprüche 1 bis 9, dadurch gekennzeichnet, dass das Modul (M) in ein Gehäuse, insbesondere die Hinterradnabe eines Fahrrades, integriert ist, dass der Antrieb über den Steg (1 ) und der Abtrieb über den kleinen Andruckring (1 1 ) erfolgt, wobei der große Andruckring (1 1 ) drehfest gelagert ist.
12. Stufenloses Getriebe nach einem der Ansprüche 1 bis 9, dadurch gekennzeichnet, dass das Modul (M) in ein Gehäuse, insbesondere die Hinterradnabe eines Fahrrades, integriert ist, wobei der Antrieb über den großen Andruckring (1 1 ) und der Abtrieb über den Steg (1 ) erfolgt, wobei der kleine Andruckring (10) drehfest gelagert ist.
13. Stufenloses Getriebe nach einem der Ansprüche 1 bis 9, dadurch gekennzeichnet, dass das Modul (M) in ein Gehäuse, insbesondere in der Nähe eines Tretlagers eines Fahrrades, integriert ist, dass über den großen Andruckring (1 1 ) der Antrieb und über den kleinen Andruckring (10) der Abtrieb erfolgt, wobei der Steg (1 ) drehfest gelagert ist.
14. Stufenloses Getriebe nach einem der Ansprüche 1 bis 13, dadurch gekennzeichnet, dass die Doppelkegelrollen (2) im Inneren wälzgelagert sind und / oder dass die Doppelkegelrollen (2) zweiteilig und im Inneren hohl ausgeführt sind.
15. Verwendung eines stufenlosen Getriebes nach einem der Ansprüche 1 bis 14 derart, dass es als Planetenradsatz und / oder Modul einheitlicher Baugröße in Drehantriebe von Fahrzeugen, beispielsweise Maschinen oder Anlagen, wie insbesondere Fahrräder, Pedelecs, E-Bikes, Kleinkrafträder oder Motorräder integriert wird.
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