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Der heutige Stand der Technik kennt diverse, in ihrem Übersetzungsverhältnis stufenlos variierbare Getriebe, welche kraftschlüssig bzw. reibschlüssig arbeiten, auch Reibradgetriebe oder Wälzgetriebe 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 Radiuses der Berührflächen relativ zu den Reibkörperrotationsachsen verwirklichen. Die Reibkörper sind dabei im Wesentlichen kegel- bzw. kugelförmig. Die Veränderung des Radiuses 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 Kegelachse realisiert. Abhängig von der nutzbaren Reibzahl und der zu übertragenden Umfangskraft sind hohe Anpresskräfte notwendig, welche die Reibkörper belasten.
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Für Fahrräder gibt es seit kurzem eine stufenlose Getriebenabe der Firma Fallbrook aus USA. Sie nennt sich NuVinci N360 und arbeitet mit einer Reibgetriebestufe mit kugelförmigen Reibkörpern, deren Rotationsachse verkippt werden kann. Dadurch werden die wirksamen Radien der Reibkugeln auf der An- und Abtriebsseite verändert und damit eine stufenlose Übersetzungsveränderung realisiert. Durch die Einstufigkeit werden sehr große Drehmomentanforderungen an das Getriebe gestellt (Antriebsrad beim Fahrrad bis zu 250 Nm) welche sehr große Anpresskräfte und damit hohe hertzsche Pressungen erfordern. Zudem müssen die axialen Anpresskräfte, welche mehrere zehntausend Newton betragen können über das Nabengehäuse abgestützt werden, welches entsprechend stabil und damit schwer gebaut sein muss. Ein weiterer Nachteil dieser Bauform ist das zu kleinen und großen Übersetzungsverhältnissen hin stark ansteigende Bohr-/Wälzverhältnis, auf Grund der Verkippung der Rotationsachse der Reibkugeln und damit ein starkes Ansteigen der Verlustleistung.
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Daneben erfreuen sich Fahrräder mit Elektroantrieb, sogenannte Pedelecs bzw. E-Bikes, zunehmender Beliebtheit, da der Radfahrer durch die Unterstützung des Elektromotors von der Tretarbeit ein Stück weit enlastet wird. Zudem wird er unter anderem in die Lage versetzt höhere Geschwindigkeiten zu erreichen, bzw. größere Steigungen zu erklimmen.
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Ein zusätzlicher Gesichtspunkt, welcher für eine weitere Ausbreitung von Fahrrädern mit Elektroantrieb spricht, ist die global zunehmende Verstädterung. Immer mehr Menschen leben in Ballungsgebieten mit hoher Bevölkerungsdichte. Die individuelle Mobilität muss daher auf immer knapperem Raum und emissionsarm stattfinden, da es sonst entweder zum logistischen oder ökologischen Kollaps kommt.
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Die Aufgabenstellung ist es daher unter obigen Gesichtspunkten einen emissionsarmen Antrieb für ein leichtes und kleines Fortbewegungsmittel (z. B.: Fahrrad) zu entwickeln, welcher Muskelkraft (die emissionsärmste Antriebskraft) mit elektrischer Antriebskraft verbindet.
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Derzeit gibt es zum einen eine Vielzahl an form- und reibschlüssigen Getriebevarianten (im Wesentlichen Kettenschaltungen/Nabenschaltungen) für Fahrräder, zum anderen eine Vielzahl von Konzepten, bei welchen ein Elektromotor das Fahren unterstützt (im Vorderrad, im Hinterrad oder in der Nähe des Tretlagers). Nach heutigem Kenntnisstand gibt es aber kein Antriebskonzept welches ein integriertes System anbietet, das ein Getriebe mit einem Elektromotor kombiniert. Auf den folgenden Seiten wird ein stufenlos arbeitendes Tretlagergetriebe vorgestellt, in welches ein Elektromotor integriert werden kann. Dargestellt wird dies an der Variante mit integriertem Elektromotor.
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Die Anforderung an ein Tretlagergetriebe für Fahrräder sind hierbei ein möglichst großer Übersetzungsbereich (>> 200% insbesondere bei Betrieb in Kombination mit einem Elektromotor), geringes Gewicht (möglichst unter zwei Kilogramm), hoher Wirkungsgrad (zwischen 90 und 98%) und ein günstiger Preis.
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Ein Elektroantrieb sollte ebenfalls nicht zu schwer sein (möglichst unter zwei Kilogramm), und ein wirksames Drehmoment (rund 20–30 Nm) bei fahrradüblichen Geschwindigkeiten (18–25 km/h) entwickeln. Radial kleine und damit leichte Motoren bedürfen eines ins Langsame übersetzenden Getriebes, um die Drehzahl-/Drehmoment-Kennlinien an die Erfordernisse eines Fahrrades anzupassen. Dies kann als Nachteil verstanden werden, da ein zusätzliches Getriebe das Gewicht, die Kosten und die Komplexität erhöht. Auch auf dem Markt befindliche sog. Direct Drive Motoren ohne Getriebe, bauen vom Durchmesser sehr groß (> 200 mm) und sind in der Regel sehr schwer. (Gewicht ca. 5 kg) Zudem ist die Einbaubreite des Getriebes durch die lichte Weite zwischen den Tretkurbeln begrenzt. Zusätzlich ist auf einer Seite die Kettenlinie zu beachten, welche den Abstand der Fahrradmitte zur Mitte der Kette bzw. der Verzahnung des Kettenblattes in Fahrtrichtung beschreibt. Diese beträgt rund 50 mm. Möchte man nun das Getriebe symmetrisch über der Fahrradmitte platzieren, ergibt sich eine nutzbare Breite von max. 90 mm. Weitere Randbedingungen sind die Antriebsleistung des Fahrradfahrers von max. 1.500 Watt, das maximale Drehmoment an der Tretkurbel von 235 Nm, das von einem Hinterrad an einem Fahrrad maximal übertragbare Drehmoment von 250 Nm sowie die üblichen Trittfrequenzen eines Fahrradfahrers von 50–80 Umdrehungen pro Minute (Werte aus der Fachliteratur).
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Untersucht man unter all diesen Gesichtspunkten die Möglichkeiten des Einsatzes bekannter Reibgetriebebauformen, ist es sinnvoll zunächst nach dem Wirkungsgrad zu fragen, da dieser ein Ausschlusskriterium darstellt. Der Wirkungsgrad lässt sich grundsätzlich an einem sog. Bohr/Wälzverhältnis ablesen. Wobei kleine Bohr/Wälzverhältnisse grundsätzlich für eine hohe Effizienz bei der Reibkraftübertragung und somit in der Regel für einen hohen Wirkungsgrad stehen. Dieses Bohr/Wälzverhältnis verändert sich in der Regel mit der Übersetzung. Möchte man Wirkungsgrade von über 90% realisieren bei gleichzeitig großem Übersetzungsverhältnis kommen nur folgende Bauformen in Betracht: Kegel-Scheiben-Getriebe, Doppelkegel-Ring-Getriebe, Voll- und Halbtoroidgetriebe, Kegelringgetriebe sowie Schub- und Zuggliederbandgetriebe. Untersucht man diese Bauformen im Hinblick auf die Randbedingungen Gewicht, Bauvolumen und Leistungsvermögen für den Einsatz in einem Fahrrad nach obigen Annahmen, bleiben die Getriebebauformen Doppelkegel-Ring-Getriebe und Voll- Halbtoroidgetriebe übrig. Da bei Voll- und Halbtoroidgetrieben die Lagerung der sog. Roller und deren Kippwinkeleinstellung für eine Übersetzungsveränderung mechanisch sehr aufwendig ist, fallen auch diese beiden Bauformen weg.
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Der in den Patentansprüchen angegebenen Erfindung liegt das Problem zu Grunde oben definierte Gesamtübersetzungs-, Wirkungsgrad-, Gewichts-, Baugrößen-, und Leistungsanforderungen in einem stufenlos einstellbaren Tretlagergetriebe zu realisieren in welchem zudem ein Elektromotor integriert werden kann.
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Gelöst wird dieses Problem durch die Kombination eines Doppelkegel-Ring-Getriebes (2) als Reibgetriebe mit zwei Stirnradstufen (3 und 4) als formschlüssige Getriebe, wobei eine als Hochtreiberstufe (3) vor dem Reibgetriebe (2) und die andere als Reduzierstufe (4) nach dem Reibgetriebe (2) arbeitet.
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Durch die Verwendung eines Reibgetriebes (2) mit doppelkegelförmigen Reibkörpern (2b) bleibt das Bohr-/Wälzverhältnis bei Übersetzungsveränderung entgegen dem stufenlosen Getriebe von Fallbrook (Nu Vinci N360) nahezu konstant, da die Rotationsachsen der kegeligen Reibkörper Ihre Winkellagen bei Übersetzungsveränderung nicht ändern. Somit steigt die Verlustleistung im Underdrive bzw. Overdrive nicht so stark an.
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Die Kombination von kraft- und formschlüssiger Leistungsübertragung durch ein Reib- (2) und zwei Zahnradgetriebe (3 und 4) erlaubt zudem die Reduktion des im Reibgetriebe (2) zu übertragenden Drehmomentes, welches generell einen limitierenden Faktor bei der Leistungsübertragung von Reibgetrieben darstellt. Die Übertragung eines hohen Drehmomentes und damit hoher Umfangskräfte erfordert auch immer hohe Anpresskräfte, welche wiederum zu hohen hertzschen Pressungen in den Reibflächen und damit erhöhtem Verschleiß führen. Durch das Vorschalten einer Stirnradstufe als Hochtreiberstufe (3) verringert sich das hohe Drehmoment (235 Nm) der Tretkurbelachse (1) am Reibgetriebeeingang. Durch das Nachschalten einer Stirnradstufe (4) als Reduzierstufe verringern sich die Drehmomentanforderungen am Getriebeausgang des Reibgetriebes (2) und damit die hertzsche Pressung in den Reibflächen. Eine weitere Reduktion der hertzschen Pressungen wird hier erfindungsgemäß durch den Antrieb des Steges (2a) des Reibgetriebes (2) erzielt. Dadurch teilt sich das Antriebsmoment auf die beiden Reibflächen (2b–2c und 2b–2d) auf. Das Reibgetriebe (2) arbeitet damit auch als Hochtreiberstufe mit einem Übersetzungsverhältnis < 1.
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Eine Gewichts-/Kosten- und Komplexitätseinsparung wird erfindungsgemäß durch die gemeinsame Nutzung der Stirnradstufe (4) durch das Reibgetriebe (2) und den Elektromotor (20) realisiert. Sowohl Elektromotor (20) als auch Reibgetriebe (2) stellen vergleichsweise geringe Drehmomente zur Verfügung. Das Reibgetriebe (2) auf Grund der Übersetzung ins Schnelle für geringe hertzsche Pressungen in den Reibflächen, der Elektromotor (20) auf Grund seiner radial beschränkten Baugröße bei geringem Gewicht.
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Beschreibung der Funktionsweise:
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Die vom Fahrer über Tretkurbeln rotatorisch angetriebene Tretkurbelachse (1) treibt das große Zahnrad (3a) einer Stirnradstufe (3) an, welches ein kleines Zahnrad (3b) antreibt, das über seine Außenverzahnung (3baz) den innenverzahnten Steg (2a) des Doppelkegelring-Getriebes (2) antreibt. In einer Ausführungsvariante treibt ein großes Zahnriemenrad über einen Zahnriemen ein kleines Zahnriemenrad an. In einer weiteren Ausführungsvariante treibt ein großes Kettenblatt über eine Kette ein kleines Ritzel an.
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Die Tretkurbelachse (1) ist auf der in Fahrtrichtung gesehen linken Seite im Getriebegehäuse (30) radial und axial wälzgelagert. Das große Zahnrad (3a) der Stirnradstufe (3) ist drehfest und achsfest mit der Tretkurbelachse (1) verbunden. Das kleine Zahnrad (3b) der Stirnradstufe (3) ist auf einer Hohlwelle (6) radial und axial wälzgelagert. Die Hohlwelle (6) ist auf der in Fahrtrichtung gesehen linken Seite dreh- und achsfest mit dem Getriebegehäuse (30) verbunden. Der Steg (2a) des Reibgetriebes (2) ist auf einer Trapezgewindemutter (7) wälzgelagert und mit dieser axial verschiebbar. (Zeichnungen 1 und 2)
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Die in dem Steg (2a) wälzgelagerten Doppelkegelrollen (2b) stehen dabei mit den Reibringen (2c und 2d) in reibschlüssiger Verbindung (2b–2c und 2b–2d). Die Reibringe (2c und 2d) sind durch die Spreizkupplungen (16 und 17) axial gegen die Doppelkegelrollenmantelflächen angefedert. Realisiert wird dies durch mehrere Druckfedern (16d und 17d) in den Spreizkupplungen (16 und 17), welche zwischen deren Stützringen (16a und 17a) und den Reibringen (2c und 2d) angeordnet sind. In einer Ausführungsvariante wird die Spreizkupplung (16) über ihren Stützring (16a) und die Spreizkupplung (17) über Ihren Laufring (17b) gegen das Getriebegehäuse (30) bzw. innere Gehäuse (40) mittels Wellenfeder oder Spiraldruckfedern angefedert. (Zeichnungen 1, 2, 3 und 4)
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Die Spreizkupplung (16) stützt sich axial im Inneren des Getriebegehäuses (30) und im inneren Gehäuse (40) über ihren Stützring (16a) ab. Die Spreizkupplung (17) stützt sich axial im Inneren des Getriebegehäuses (30) über ihren Laufring (17b) ab und ist mit ihrem Stützring (16a) radial im Getriebegehäuse (30) wälzgelagert. Der Stützring (16a) der Spreizkupplung (16) ist drehfest mit dem Getriebegehäuse (30) und inneren Gehäuse (40) verbunden. Der Stützring (17a) der Spreizkupplung (17) rotiert mit dem Reibring (2d) mit. Der Stützring (17a) der Spreizkupplung (17) ist außenverzahnt und bildet gleichzeitig das kleine Zahnrad (4a) der Stirnradstufe (4). In einer Ausführungsvariante ist das kleine Zahnrad (4a) auf den Stützring (17a) aufgepresst. (Zeichnungen 2 und 3)
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Das große Zahnrad (4b) der Stirnradstufe (4) treibt das Ritzel (11) eines Kettentriebes an, welcher über eine Kette das Kettenblatt eines Antriebsrades des Fahrrades antreibt. In einer Ausführungsvariante treibt das große Zahnrad (4b) das kleine Zahnriemenrad eines Zahnriementriebes an, welcher über einen Zahnriemen das große Zahnriemenrad an einem Antriebsrad eines Fahrrades antreibt. Das große Zahnrad (4b) ist dabei axial und radial im Gehäuse (30) wälzgelagert. Die Tretkurbelachse (1) ist in der Nabe des großen Zahnrades (4b) radial wälzgelagert. (Zeichnung 1)
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Wird durch die Tretkurbelachse (1) ein Drehmoment eingeleitet, wird der Steg (2a) des Reibgetriebes (2) über das große Zahnrad (3a) und das kleine Zahnrad (3b) der Stirnradstufe (3) in Drehbewegung versetzt und nimmt die in ihm gelagerten Doppelkegelrollen (2b) mit. Die axiale Vorspannung der Spreizkupplungen (16 und 17) sorgt dabei dafür, dass die Doppelkegelrollen (2b) nicht zwischen den beiden Reibringen (2c und 2d) durchrutschen sondern auf Ihnen abwälzen. Bei Drehmomentaufbau am Reibring (2d), also dem Abrufen einer Abtriebsleistung, erzeugt die Spreizkupplung (17) eine drehmomentproportionale Axialkraft, welche den Reibring (2d) auf die Kegeloberfläche presst und damit die nötige Normalkraft auf die Reibfläche (2b–2d) zur Übertagung der aus dem Drehmoment resultierenden Umfangskraft. Die Spreizkupplung (16) erzeugt ihrerseits eine drehmomentproportionale Axialkraft (induziert durch die Haltekraft in Umfangsrichtung in der Reibstelle (2b–2c)), welche den Reibring (2c) auf die Kegeloberfläche presst und damit die nötige Normalkraft auf die Reibfläche (2b–2c) zur Übertagung der Haltekraft in Umfangsrichtung.
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Der in den Patentansprüchen angegebenen Erfindung liegt das Problem zu Grunde einen Elektromotor (20) innerhalb des Getriebes zu integrieren, welcher auch die Stirnradstufe (4) zur Drehzahlreduktion bzw. Drehmomenterhöhung nutzt.
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Gelöst wird dieses Problem durch die Integration des Rotors (20a) des Elektromotors (20) auf dem Stützring (17a) der Spreizkupplung (17) und die Integration des Stators (20b) im Getriebegehäuse (30) und inneren Gehäuse (40) welches mit dem Getriebegehäuse (30) verbunden ist. Dadurch ist es auch möglich, dass der Motor als Generator und als Bremse agiert. Zudem ist eine Fahrt mit leerer Batterie möglich. Lediglich das Schleppmoment des Motors wäre zu überwinden. Um dies zu vermeiden wird in einer Ausführungsvariante ein Freilauf (z. B. Klemmkörper- oder Sperrklinkenfreilauf) zwischen Rotor (20a) und Stützring (17a) installiert.
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Der in den Patentansprüchen angegebenen Erfindung liegt das Problem zu Grunde die Übersetzungsveränderung des Getriebes von außerhalb des Getriebes zu realisieren und dies mit einem geringen Drehmoment, welcher an einem Handdrehgriff am Lenker eines Fahrrades durch den Fahrer komfortabel erzeugt werden kann.
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Gelöst wird dieses Problem durch die axiale Verstellung des Steges (2a) durch eine Trapezgewindemutter (7) und eine Trapezgewindespindel (8), welche in Fahrtrichtung gesehen an der rechten Getriebeausenseite angetrieben wird und auf der Hohlwelle (6) radial und im Inneren des Getriebegehäuses (30) radial und axial wälzgelagert ist. Die Trapezgewindemutter (7) greift mit ihrer Innenverzahnung auf die außenverzahnte (6az) Hohlwelle (6) und ist auf dieser axial verschiebbar und mit dieser drehfest verbunden. In einer Ausführungsvariante wird die Trapezgewindespindel (8) an der in Fahrtrichtung gesehen linken Getriebeausenseite angetrieben und ist dann im Inneren der Hohlwelle (6) axial und radial wälzgelagert. In einer Ausführungsvariante wird der axiale Antrieb des Steges (2a) durch eine Kugelumlaufgewindemutter und Kugelumlaufgewindespindel, welche ihrereseits wälzgelagert sind realisiert.