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Mehrganggetriebenabe für Zweiräder
Es sind Mehrganggetriebenaben für Zweiräder mit einem mit einem Kettenrad vereinigten Antreiber und einem diesen Antreiber mit verschiedenen Teilen eines Planetengetriebes wahlweise verbindenden axial verschiebbaren Kupplungsglied bekannt. Bei dieser bekannten Mehrganggetriebenabe ist das Kupplungsglied ein Mitnehmer mit 2,3 oder 4 von einer Mitnehmernabe ausgehenden Mitnehmerarmen, welcher auf der Nabenachse verschiebbar ist und mit seinen Armen Längsschlitze des Antreibers durchgreift.
Der Antreiber reicht bei dieser bekannten Ausführungsform von dem Kettenrad bis zu dem Planetengetriebe, um dem Mitnehmer auf diesem ganzen Abstand die notwendige Führung zu geben. Die Arme des Mitnehmers greifen wahlweise an Verlängerungen von Lagerbolzen der Planetenräder, d. h. an dem Planetenträger an oder an Angriffsflächen eines die Planetenräder umfassendenHohlrades. Das Hohlrad trägt bei dieser bekannten Ausführungsform ein Antriebsgesperre, vorzugsweise ein Klinkengesperre, u. zw. an einer Stelle zwischen dem Planetengetriebe und dem Kettenrad.
Nachteilig an der bekannten Ausführungsform ist es, dass der Antreiber die gesamte axiale Länge vom Kettenrad bis zum Planetengetriebe einnimmt. Der Antreiber besitzt nämlich auf dieser gesamten Länge einen grossen äusseren Halbmesser, welcher sich ergibt aus Halbmesser der Nabenachse + Wandstärke derMitnehmernabe + Wandstärke des geschlitztenAntreibers. Überdies muss die Wandstärke des Antreibers verhältnismässig gross sein, damit dieser das zu übertragende Drehmoment aufnehmen kann.
Der Aussendurchmesser des Antreibers bestimmt nun, deshalb weil er sich über die ganze Länge von Kettenrad bis Planetengetriebe erstreckt, die Lage des von dem Hohlrad zwischen Planetengetriebe und Kettenrad getragenen Sperrklinkenantriebs, damit den Durchmesser des Hohlrads und letztlich den Durchmesser der Nabenhülse.
Dieser Nachteil ist bei der erfindungsgemässen Konstruktion vermieden. Erfindungsgemäss ist die axiale Länge des Antreibers geringer als der Abstand zwischen dem Kettenrad und dem Planetengetriebe und ist das Kupplungsglied als den Antreiber axial fortsetzende Kupplungsbüchse ausgebildet. Die axiale Länge des Antreibers ist bei der'erfindungsgemässen Ausführungsform im wesentlichen bestimmt durch die Eingriffslänge zwischen Antreiber und Kupplungsbüchse und kann deshalb wesentlich kürzer sein, als bei bisher bekannten Ausführungsformen. Auf der andem Seite kann die Kupplungsbüchse einen wesentlich kleineren Durchmesser besitzen, als der Antreiber - zweckmässig ist die Kupplungsbüchse auf der Nabenachse gleitend geführt.
Für die Anordnung des Sperrklinkenantriebs und damit für den Durchmesser des Hohlrads und letztlich für den Durchmesser der Nabenhülse ist somit nicht mehr der Durchmesser des Antreibers bestimmend, sondern der wesentlich geringere Durchmesser der Kupplungsbüchse.
Bei der bisher bekannten Ausführungsform liegen die Arme des Mitnehmers - es sind mit Rücksicht auf die Herstellung der von diesen Armen durchsetzten Schlitze des Antreibers meist zwei oder vier Arme - in einer Schaltstellung an Verlängerungen der Lagerbolzen der Planetenräder an. Damit ist die Zahl der Planetenräder durch die Anzahl der Mitnehmerarme bestimmt. Die Flächenpressung in den kleinen Anlageflächen zwischen den Mitnehmerarmen und den Verlängerungen der Lagerbolzen ist sehr gross, insbesondere bei ungenauer Einstellung und falscher Überdeckung ; die Folge ist ein hoher Verschleiss dieser Teile.
Man hat diesem Nachteil dadurch zu begegnen versucht, dass man grössere Überdeckungslänge in axialer Richtung vorsah ; dies hatte jedoch zur Folge, dass die Schaltwege grösser wurden und damit auch die Baubreite der Nabe und der zur Schaltung erforderliche Gangschalter. Ein weiterer Nachteil dieser
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bekannten Ausführungsform liegt darin, dass die Mitnehmerarme zwischen den mit ihnen zusammenwirkenden Verlängerungen der Lagerbolzen ein grosses Spiel haben, so dass die Nabe einen erheblichen Totgang besitzt, der sich insbesondere beim Übergang vom Bremsen und von Leerlauf zum Tretbetrieb durch ein lästiges Leerdurchtreten der Pedale bemerkbar macht.
Bei der erfindungsgemässen, eine Kupplungsbüchse verwendenden Ausführungsform können auch diese Nachteile vermieden werden, dadurch, dass die Kupplungsbüchse Verzahnungen für den Eingriff mit einer Verzahnung des Planetenträgers des Planetengetriebes und mit einer Verzahnung eines die Kupplungsbüchse und die Planetenräder umschliessenden Hohlrads aufweist.
Die Verzahnung des Planetenträgers kann beispielsweise an einem Ring ausgebildet sein, welcher von den Verlängerungen der Lagerbolzen der Planetenräder getragen ist. Die Herstellung des Eingriffs zwischen Planetenträger undKupplungsbüchse durch Verzahnungen lässt es zu, die Zahl der Planetenräder nach Bedarf, d. h. insbesondere je nach Wahl des Übersetzungsverhältnisses beliebig zu wählen ; auch können die Planetenräder je nach Erfordernis symmetrisch oder unsymmetrisch angeordnet werden. Weiter sind bei Verzahnungen die für die Kraftübertragung zur Verfügung stehenden Flächen wesentlich grösser, die Flächenpressungen daher kleiner ; der Verschleiss ist geringer und die Schaltwege und die axiale Länge der Nabe können geringer gehalten werden. Der Totgang der Nabe ist wesentlich reduziert.
Bei einer bevorzugten Ausführungsform der Erfindung ist für den Eingriff in die Verzahnung des Planetenträgers und in die Verzahnung des Hohlrads eine einzige Verzahnung auf der Kupplungsbüchse angebracht, welche wahlweise mit dem Planetenträger und mit dem Hohlrad in Eingriff steht.
Bei Dreiganggetriebenaben ist neben dem bereits erwähnten ersten Antriebsgesperre, welches vorzugsweise ein Klinkengesperre ist und welches zwischen dem Planetengetriebe und dem Kettenrad angeordnet ist, ein weiteres Antriebsgesperre, vorzugsweise ebenfalls ein Klinkengesperre, vorgesehen. Bei dieser Ausführungsform ist es erforderlich, dass in einer Schaltstellung das erste Antriebsgesperre ausser Eingriff mit einem zugehörigen Zahnkranz der Nabenhülse gebracht wird. Bei der erfindungsgemässen Nabenhülse geschieht dies vorzugsweise dadurch, dass das erste Antriebsgesperre gegenüber dem es tragenden Hohlrad in axialer Richtung verschiebbar und damit aus dem Zahnkranz ausrückbar ist. Das erste Antriebsgesperre kann zu diesem Zweck auf einem Gesperreträger angebracht sein, welcher in einer ringförmigen Ausnehmung des Hohlrads verschiebbar ist.
Die Verschiebung des Gesperreträgers mit dem Antriebsgesperre kann etwa in der Weise erfolgen, dass die Kupplungsbüchse einen Mitnehmer aufweist, welcher auf einem Teil seines Weges den Gesperreträger gegen die Wirkung einer Feder mitnimmt. Dieser Mitnehmer kann beispielsweise von der Planfläche der auf der Kupplungsbüchse angebrachten Verzahnung gebildet sein, welche den Eingriff mit dem Planetenträger und dem Hohlrad herstellt. Der Anschlag, an welchem der Mitnehmer den Gesperreträger ergreift, kann beispielsweise von einer mehrteiligen Ringscheibe gebildet sein, welche mit dem Gesperreträger vereinigt ist und gegenüber der Kupplungsbüchse gleitend verschiebbar ist.
Die beiliegenden Figuren zeigen ein Ausführungsbeispiel der Erfindung. Es stellen dar : Fig. 1, 2 und 3 eine Dreiganggetriebenabe in den drei Schaltstellungen, Fig. 4 einen Schnitt nach Linie IV-IV der Fig. 1, Fig. 5 einen Schnitt nach Linie V-V der Fig. 3.
Die in den Figuren dargestellte Getriebenabe umfasst eine Nabenachse 13. Auf der Nabenachse 13 ist auf Kugeln ein Antreiber 2 gelagert, welcher mit einem Kettenrad 1 vereinigt ist. Eine Nabenhülse 19 ist einerseits auf dem Antreiber 2, anderseits auf einem auf der Nabenachse 13 sitzenden Stellkonus 29 ebenfalls durch Kugeln gelagert.
Auf der Nabenachse 13 ist eine Kupplungsbüchse 3 verschiebbar angeordnet. Diese Kupplungsbüchse 3 weist an ihrem dem Kettenrad zugekehrten Ende eine Aussenverzahnung 4 auf und steht mit einer Innenverzahnung 5 des Antreibers 2 verschiebbar in Eingriff. Ein Schubklotz 30, welcher in einem Schlitz der Nabenachse mittels eines Zugstängchens 20 verschiebbar ist, greift in eine Ausnehmung an der Innenseite der Kupplungsbüchse 3 ein. Eine Schraubenfeder 32 sucht, den Schubldotz 30 und mit ihm die Kupplungsbüchse 3 in den Figuren nach links zu schieben.
Am in den Figuren linken Ende der Kupplungsbüchse 3 ist auf dieser eine Aussenverzahnung 6 angebracht. Diese Aussenverzahnung ist zum Eingriff mit einem innerhalb der Nabenhülse 19 untergebrachten Planetengetriebe bestimmt.
Das Planetengetriebe besteht aus einem Planetenträger 9, welcher auf der Nabenachse 13 drehbar und in axialer Richtung unverschiebbar gelagert ist. In dem Planetenträger 9 sitzen Lagerbolzen 10, auf wel- chenPlanetenräder 11 gelagert sind. Die Planetenräder 11 stehen in Eingriff mit einem Sonnenrad 12, wel- ches auf der Nabenachse sitzt, und stehen weiter in Eingriff mit einem Hohlrad 14. In einer ringförmigen Ausnehmung des Hohlrads 14 ist ein Gesperreträger 15 in axialer Richtung verschiebbar geführt. Der Ge-
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sperreträger 15 trägt Sperrklinken 16 (s. Fig. 4 und 5). Eine Schraubenfeder 26 sucht, den Gesperreträger 15 in den Figuren nach links zu schieben.
An einer Lagerschale 18 der Nabenhülse 19 ist ein Zahnkranz 17 ausgebildet (s. insbesondere Fig. 4 und 5). An der Innenseite des Hohlrads 14 ist eine Verzahnung 21 angebracht ; diese Verzahnung 21 liegt mit ihrer Planfläche an einer Ringscheibe 22'an, welche mit dem Gesperreträger 15 vereinigt ist.
Auf Verlängerungen der Lagerbolzen 10 sitzt ein Ring 8, welcher auf seiner Innenseite eine Verzahnung 7 trägt.
Auf dem Planetenträger 9 ist ein weiteres Klinkengesperre 28 angebracht, welches in der Zeichnung nicht eingezeichnet ist, in seinem Aufbau aber dem in den Fig. 4 und 5 dargestellten Klinkengesperre 16 entspricht. Gegenüber dem Klinkengesperre 28 ist an der Nabenhülse 19 ein Zahnkranz 25 angebracht.
In Fig. 1 ist die Getriebenabe auf den Schnellgang geschaltet. Die Schraubenfeder 32 drückt die Kupplungsbüchse 3 nach links, so dass die Aussenverzahnung 6 der Kupplungsbüchse 3 mit der Innenverzahnung 7 des mit dem Planetenträger 9 vereinigten Rings 8 in Eingriff steht. Gleichzeitig drückt die Schraubenfeder 26 den Gesperreträger 15 ebenfalls nach links, so dass die Sperrklinken 16 in Eingriff mit dem Zahnkranz 27 der Lagerschale 18 stehen.
Das über das Kettenrad 1 eingeleitete Drehmoment wird somit über den Antreiber 2 und die Kupplungsbüchse 3 auf den Planetenträger 9 übertragen ; dieser dreht sich, die Planetenträger 11 wälzen sich an dem Sonnenrad ab und versetzen dabei das sie umfassende Hohlrad 14 ebenfalls in Drehung, u. zw. mit gegenüber dem Kettenrad 1 vergrösserter Drehzahl und das Hohlrad 14 schliesslich treibt über den Gesperreträger 15 und die Sperrklinken 16 die Nabenhülse 19 an.
In Fig. 2 ist durch Anziehen des Zugstängchens 20 gegen die Wirkung der Schraubenfeder 32 die Verzahnung 6 der Kupplungsbüchse 3 ausser Eingriff mit der Verzahnung 7 des Rings 8 gebracht. Dafür steht die Verzahnung 6 nunmehr in Eingriff mit der Verzahnung 21 des Hohlrads 14. Die Schraubenfeder 26 drückt den Gesperreträger 15 nach wie vor nach links und die Sperrklinken 16 stehen nach wie vorin Eingriff mit dem Zahnkranz 17 der Lagerschale 18. Das durch das Kettenrad 1 eingeleitete'Drehmoment wird über den Antreiber 2 auf die Kupplungsbüchse 3 übertragen und von dieser mittels der Verzahnung 6 und 21 auf das Hohlrad 14 und weiter über den Gesperreträger 15 und die Sperrklinken 16 auf die Nabenhülse 19. Die Nabenhülse dreht sich mit der gleichen Drehzahl ; wie das Kettenrad 1 ; das Planetengetriebe 9 - 12 läuft leer.
In der Fig. 3 ist durchAnziehen des Zugstängchens 20 die Kupplungsbüchse 3 noch weiter nach rechts verschoben. Die Aussenverzahnung 6 der Kupplungsbüchse 3 steht nach wie vor in Eingriff mit der Innenverzahnung 21 des Hohlrads 14. Der Gesperreträger 15 ist aber nunmehr durch die als Mitnehmer wirkende Planfläche der Verzahnung 6 unter Vermittlung der Ringscheibe 22 gegen die Wirkung der Schraubenfeder 26 nach rechts verschoben. Die Sperrklinkenl6sind dabei, wie aus Fig. 5 ersichtlich, durch Wechselwirkung mit der glatten Bohrung 24 der Lagerschale 18 ausser Eingriff mit dem Zahnkranz 17 gebracht.
Das durch das Kettenrad 1 eingeleitete Drehmoment wird über den Antreiber 2, die Kupplungsbüchse 3 auf das Hohlrad 14 übertragen. Dieses Hohlrad verdreht die Planetenräder 11, so dass sich diese um das Sonnenrad 12 abwälzen und den Planetenträger 9 in Drehung versetzen. Der Planetenträger 9 treibt über die Sperrklinken 28 und den Zahnkranz 25 die Nabenhülse 19 an, u. zw. mit einer gegenüber dem Kettenrad 1 verminderten Geschwindigkeit.
PATENTANSPRÜCHE :
1. Mehrganggetriebenabe für Zweiräder mit einem mit einem Kettenrad vereinigten Antreiber und einem diesen mit verschiedenen Teilen eines Planetengetriebes wahlweise verbindenden, axial verschiebbaren Kupplungsglied, dadurch gekennzeichnet, dass die axiale Länge des Antreibers (2) geringer ist, als der Abstand zwischen dem Kettenrad (1) und dem Planetengetriebe (9-12) und dass das Kupplungsglied als den Antreiber axial fortsetzende Kupplungsbüchse (3) ausgebildet ist.
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Multi-speed gear hub for two-wheelers
There are known multi-speed gear hubs for two-wheelers with a driver combined with a chain wheel and an axially displaceable coupling member optionally connecting this driver to various parts of a planetary gear. In this known multi-speed gear hub, the coupling member is a driver with 2, 3 or 4 driver arms extending from a driver hub, which is displaceable on the hub axis and with its arms extends through longitudinal slots of the driver.
In this known embodiment, the driver extends from the chain wheel to the planetary gear, in order to give the driver the necessary guidance over this entire distance. The arms of the driver grip optionally on extensions of bearing bolts of the planetary gears, d. H. on the planet carrier on or on contact surfaces of a ring gear comprising the planet gears. In this known embodiment, the ring gear carries a drive lock, preferably a ratchet lock, u. between the planetary gear and the chain wheel.
The disadvantage of the known embodiment is that the driver takes up the entire axial length from the chain wheel to the planetary gear. The driver has a large outer radius over this entire length, which results from the radius of the hub axis + wall thickness of the driver hub + wall thickness of the slotted driver. In addition, the wall thickness of the driver must be relatively large so that it can absorb the torque to be transmitted.
The outer diameter of the driver determines the position of the pawl drive carried by the ring gear between the planetary gear and the chain wheel, because it extends over the entire length from the chain wheel to the planetary gear, and thus the diameter of the ring gear and ultimately the diameter of the hub shell.
This disadvantage is avoided in the construction according to the invention. According to the invention, the axial length of the driver is less than the distance between the chain wheel and the planetary gear, and the coupling member is designed as a coupling sleeve which axially continues the driver. In the embodiment according to the invention, the axial length of the driver is essentially determined by the length of engagement between the driver and the coupling sleeve and can therefore be significantly shorter than in the previously known embodiments. On the other hand, the coupling sleeve can have a significantly smaller diameter than the driver - the coupling sleeve is expediently guided in a sliding manner on the hub axle.
For the arrangement of the pawl drive and thus for the diameter of the ring gear and ultimately for the diameter of the hub sleeve, the diameter of the driver is no longer decisive, but the much smaller diameter of the coupling sleeve.
In the previously known embodiment, the arms of the driver - with a view to the production of the slots of the driver through which these arms pass, usually two or four arms - rest in a switching position on extensions of the bearing pins of the planetary gears. The number of planet gears is thus determined by the number of driver arms. The surface pressure in the small contact surfaces between the driver arms and the extensions of the bearing bolts is very high, especially in the case of inaccurate setting and incorrect overlap; the consequence is a high level of wear and tear on these parts.
Attempts have been made to counter this disadvantage by providing for a greater overlap length in the axial direction; However, this had the consequence that the shift travel became larger and thus also the overall width of the hub and the gear switch required for shifting. Another disadvantage of this
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known embodiment is that the driver arms between the cooperating with them extensions of the bearing pins have a large amount of play, so that the hub has a considerable backlash, which is particularly noticeable during the transition from braking and idling to pedaling by an annoying empty pedaling .
In the embodiment according to the invention, which uses a coupling sleeve, these disadvantages can also be avoided by virtue of the fact that the coupling sleeve has teeth for engagement with a toothing of the planet carrier of the planetary gear and with a toothing of a ring gear surrounding the coupling sleeve and the planetary gears.
The toothing of the planet carrier can for example be formed on a ring which is carried by the extensions of the bearing pins of the planet gears. The production of the engagement between the planet carrier and the coupling sleeve by toothing allows the number of planet gears to be adjusted as required, i. H. in particular to be chosen at will depending on the choice of gear ratio; the planetary gears can also be arranged symmetrically or asymmetrically as required. Furthermore, in the case of gears, the areas available for power transmission are significantly larger, and the surface pressures are therefore lower; there is less wear and tear and the shift travel and the axial length of the hub can be kept shorter. The backlash of the hub is significantly reduced.
In a preferred embodiment of the invention, a single toothing is attached to the coupling sleeve for engaging the toothing of the planet carrier and the toothing of the ring gear, which is optionally in engagement with the planet carrier and with the ring gear.
In three-speed gear hubs, in addition to the already mentioned first drive lock, which is preferably a ratchet and which is arranged between the planetary gear and the chain wheel, a further drive lock, preferably also a ratchet, is provided. In this embodiment it is necessary that, in a switching position, the first drive lock is brought out of engagement with an associated toothed ring of the hub shell. In the case of the hub sleeve according to the invention, this is preferably done in that the first drive lock can be displaced in the axial direction with respect to the ring gear carrying it and thus disengaged from the ring gear. For this purpose, the first drive lock can be mounted on a lock carrier which is displaceable in an annular recess of the ring gear.
The shifting of the ratchet carrier with the drive ratchet can take place, for example, in such a way that the coupling sleeve has a driver which takes the ratchet carrier with it on part of its way against the action of a spring. This driver can be formed, for example, by the plane surface of the toothing attached to the coupling sleeve, which engages the planet carrier and the ring gear. The stop on which the driver grips the ratchet carrier can be formed, for example, by a multi-part annular disk which is combined with the ratchet carrier and can be slid with respect to the coupling sleeve.
The accompanying figures show an embodiment of the invention. 1, 2 and 3 show a three-speed gear hub in the three shift positions, FIG. 4 shows a section along line IV-IV in FIG. 1, FIG. 5 shows a section along line V-V in FIG. 3.
The gear hub shown in the figures comprises a hub axle 13. A driver 2, which is combined with a chain wheel 1, is mounted on balls on the hub axle 13. A hub sleeve 19 is supported on the one hand on the driver 2 and on the other hand on an adjusting cone 29 seated on the hub axle 13, likewise by balls.
A coupling sleeve 3 is arranged displaceably on the hub axle 13. This coupling sleeve 3 has an external toothing 4 at its end facing the chain wheel and is displaceably engaged with an internal toothing 5 of the driver 2. A thrust block 30, which can be displaced in a slot in the hub axle by means of a pull rod 20, engages in a recess on the inside of the coupling sleeve 3. A helical spring 32 seeks to push the sliding block 30 and with it the coupling sleeve 3 to the left in the figures.
At the left end of the coupling sleeve 3 in the figures, an external toothing 6 is attached to it. This external toothing is intended for engagement with a planetary gearing housed within the hub sleeve 19.
The planetary gear consists of a planet carrier 9 which is rotatably mounted on the hub axle 13 and cannot be displaced in the axial direction. Bearing bolts 10, on which planet gears 11 are mounted, are seated in the planet carrier 9. The planet gears 11 are in engagement with a sun gear 12, which is seated on the hub axle, and are also in engagement with a ring gear 14. A ratchet carrier 15 is guided displaceably in the axial direction in an annular recess of the ring gear 14. The business
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Locking carrier 15 carries pawls 16 (see FIGS. 4 and 5). A coil spring 26 seeks to push the ratchet support 15 to the left in the figures.
A toothed ring 17 is formed on a bearing shell 18 of the hub sleeve 19 (see in particular FIGS. 4 and 5). On the inside of the ring gear 14 a toothing 21 is attached; this toothing 21 rests with its flat surface on an annular disk 22 ′, which is combined with the ratchet carrier 15.
A ring 8 is seated on extensions of the bearing pin 10 and has a toothing 7 on its inside.
A further ratchet lock 28 is attached to the planet carrier 9, which is not shown in the drawing, but its structure corresponds to the ratchet lock 16 shown in FIGS. 4 and 5. Opposite the ratchet lock 28, a ring gear 25 is attached to the hub sleeve 19.
In Fig. 1, the gear hub is switched to overdrive. The helical spring 32 pushes the coupling sleeve 3 to the left, so that the external toothing 6 of the coupling bush 3 is in engagement with the internal toothing 7 of the ring 8 combined with the planet carrier 9. At the same time, the helical spring 26 also presses the ratchet carrier 15 to the left, so that the pawls 16 are in engagement with the ring gear 27 of the bearing shell 18.
The torque introduced via the chain wheel 1 is thus transmitted to the planetary carrier 9 via the driver 2 and the coupling sleeve 3; this rotates, the planet carrier 11 roll on the sun gear and thereby set the ring gear 14 surrounding them also in rotation, u. Between with increased speed compared to the sprocket 1 and the ring gear 14 finally drives the hub sleeve 19 via the ratchet carrier 15 and the pawls 16.
In Fig. 2, the toothing 6 of the coupling sleeve 3 is brought out of engagement with the toothing 7 of the ring 8 by tightening the pull rod 20 against the action of the helical spring 32. For this, the toothing 6 is now in engagement with the toothing 21 of the ring gear 14. The helical spring 26 continues to push the ratchet carrier 15 to the left and the pawls 16 are still in engagement with the ring gear 17 of the bearing shell 18 Introduced'Drehmoment is transmitted via the driver 2 to the coupling sleeve 3 and from this by means of the teeth 6 and 21 to the ring gear 14 and further via the ratchet carrier 15 and the pawls 16 to the hub sleeve 19. The hub sleeve rotates at the same speed; like the sprocket 1; the planetary gear 9 - 12 runs idle.
In Fig. 3, by tightening the pull rod 20, the coupling sleeve 3 is pushed even further to the right. The external toothing 6 of the coupling sleeve 3 is still in engagement with the internal toothing 21 of the ring gear 14. The ratchet carrier 15 is now shifted to the right by the plane surface of the toothing 6 acting as a driver, mediated by the annular disk 22 against the action of the helical spring 26. As can be seen from FIG. 5, the pawls 16 are brought out of engagement with the ring gear 17 by interaction with the smooth bore 24 of the bearing shell 18.
The torque introduced by the chain wheel 1 is transmitted to the ring gear 14 via the driver 2, the coupling sleeve 3. This ring gear rotates the planet gears 11, so that they roll around the sun gear 12 and set the planet carrier 9 in rotation. The planet carrier 9 drives the hub sleeve 19 via the pawls 28 and the ring gear 25, u. Zw. With a compared to the chain wheel 1 reduced speed.
PATENT CLAIMS:
1.Multi-speed gear hub for two-wheelers with a driver combined with a sprocket and an axially displaceable coupling member optionally connecting it to different parts of a planetary gear, characterized in that the axial length of the driver (2) is less than the distance between the sprocket (1 ) and the planetary gear (9-12) and that the coupling member is designed as a coupling sleeve (3) which axially continues the driver.