本发明涉及用于机器和交通工具的、尤其用于借助肌肉力驱动的交通工具、如自行车、摩托化自行车和电动自行车的无级行星变速器。
背景技术：
在自行车中越来越多地使用已知的毂变速器，毂变速器通常设计为行星变速器。原则上，毂变速器可以区分为可无级换挡变速器(例如NuVinci CVP N360)与具有直齿部或倾斜齿部和固定传动级的变速器(例如Rohloff Speedhub，Shimano Alfine)。摩托化自行车和电动自行车的供应增加也对于自行车变速器提出了新要求。在常规的、形状配合地工作的链式换挡变速器和后轮毂变速器中会听到明显的换挡噪声，并且当这些变速器在负荷下换挡而没有将变速器元件分离时，会导致磨损增加甚至变速器损坏。
相比于具有固定传动级的变速器，无级变速器具有的优点是：其能够在全负荷下以及在静止状态下良好地换挡；结构简单；并且滚动体安静地运行；并且与齿轮相比产生极小振动甚至不产生振动，并因此几乎无声地工作。此外，毂变速器维修很少并严密密封，这又防止它脏污和受到外部损坏。然而，无级变速器的总传动比至今为止相对有限并且与具有固定换挡级的变速器的情况相比表现得明显更低。同样，已知的无级变速器的最大可达到的效率至今为止明显较低。
尤其适合于自行车毂变速器的无级行星变速器是所谓的摩擦轮变速器并且通常由用于传递输入和输出转矩的两个环形传递元件、多个旋转对称的滚动体和一个环形支撑元件构成，支撑元件将滚动体支撑在传递元件上。通过用户或例如电动马达产生的转矩通常经由链条或齿形皮带和小齿轮导入到第一传递元件上，并且借助于滚动体由第一传递元件传递到第二传递元件上，第二传递元件与毂壳体固定连接。在此，传递元件、滚动体和支撑元件通常围绕变速器轴线布置并且以可围绕其转动的方式来支承。在这种变速器中，传动比由输入侧或输出侧上的滚动体的作用半径之比来得出，其中作用半径定义为相应的传递元件和滚动体之间的接触部与旋转轴线之间的、垂直于滚动体的旋转轴线的线。
摩擦轮变速器主要适合于自行车毂变速器，摩擦轮变速器的不同构型还在所使用的滚动体几何形状方面进行区分。迄今为止，主要区分为球形和双圆锥形滚动体。另一区分标准是传递元件和支撑元件的布置，其中在一些摩擦轮变速器中将传递元件布置在滚动体的朝向变速器轴线的一侧上并且将支撑元件布置在滚动体的背离变速器轴线的一侧上。在另外的实施方式中，传递元件布置在背离变速器轴线的一侧上，并且支撑元件布置在滚动体的朝向变速器轴线的一侧上。
钻/滚比(Bohr-/Waelzverhaeltnis)表示两个旋转的摩擦元件的接触部处的钻动的程度和由此导致的损失的程度。因此，在滚动体的力传递部位处的旋转的摩擦元件之间出现的钻/滚比提供了关于变速器效率的说明，其中低的钻/滚比原则上代表在力传递时的高效率并进而通常代表高效率。钻/滚比主要受到旋转滚动体的转动轴线相对彼此的倾斜度和接触点中的接触切线相对于转动轴线的角位置的影响。如果两个滚动体的转动轴线彼此平行地布置并且接触点中的接触切线同样平行于转动轴线，那么钻动并进而钻/滚比接近零。同样，当两个滚动体的转动轴线和经过这两个滚动体的接触点的接触切线在共同点相交时，钻/滚比接近零。因为在上述迄今为止的变速器中在传动比调节期间不改变接触切线，所以在此基本上适用的是：随着转动轴线之间的角度增大，滚动体之间的相对移动增加并且钻/滚比增大。为了确定钻/滚比，例如参考标准文献“Dubbel-Taschenbuch für den Maschinenbau\"，第七章(第21版，Springer出版社，2005)”。
滚动体设计为球形的无级行星变速器例如从Fichtel&Sachs股份公司的文献EP 0 528 381 A1和EP 0 528 382 A1中已知。使用球形滚动体的其他无级行星变速器由Fallbrook Intellectual Property Company LLC公司以名称为NuVinci的自行车轮毂换挡装置来提供。例如在US 8,641,572 B2中描述了具有行星变速器的这种毂换挡装置。
为了调节传动比，在这些变速器形状中，球形滚动体的旋转轴线围绕球的重心倾斜，使得传递元件在驱动侧和从动侧上的作用半径进而转动速度发生改变。通常，球形滚动体对此具有杆，杆形成滚动体的旋转轴线。球与两个转矩传递元件处于摩擦连接，转矩传递元件分别分配给变速器输入端或变速器输出端。支撑元件将球形的滚动体支撑到转矩传递元件上。支撑元件能够就变速器轴线来轴向地调节，其中支撑元件的轴向推移一方面能够直接传递到球形滚动体上，并且另一方面能够经由调节元件传递到杆的端部上。由此，支撑元件的轴向推移能够引起旋转轴线围绕球重心的倾斜。由于球形滚动体与转矩传递元件之间的压紧角度，除了切向力之外，也形成在变速器壳体处被吸收的高轴向力。
除了具有球形滚动体的无级行星变速器之外，已知以下的摩擦轮或行星变速器，其中滚动体基本上造型成球形，但是具有大的中央环绕凹部。因此，例如DE 10 2008 058 074 A1描述了一种行星变速器，其中这种滚动体支承在设计为内齿轮的支撑元件和两个转矩传递元件之间。用于使滚动体与转矩传递元件连接的滚动体外表面在此基本上对应于球的两个球部分表面，并且滚动体在环绕凹部的区域中与支撑元件形成接触。滚动体也具有杆，杆形成滚动体的旋转轴线，并且滚动体借助于两个滚动轴承可围绕杆转动地支承。在此情况下，变速器传动比的调节经由调节单元进行，调节单元作用于杆的至少一个外端部处并且滚动体围绕延伸经过滚动体的重心的轴线倾斜。
在传递元件的转动轴线与经过位于滚动体和传递元件之间的接触部到滚动体几何形状上的切线之间的角度被限定为压紧角度。在球形滚动体以及在类似球形的滚动体中，这种压紧角度相对来说非常陡。因此，用于在接触部中构建所需的法向力的相对于变速器轴线轴向的力分量相当大。尤其在用作为自行车毂变速器的情况下，所传递的转矩很大(直至250Nm)，然而所提供的杠杆臂由于自行车轮毂中的空间情况而极小。由此，主要在转矩传递元件和滚动体之间的接触面或接触部中形成极高的法向力和挤压力，它们又引起在接触面中的高赫兹压力。高轴向力一方面在变速器壳体处被吸收(abstuetzen)，从而变速器壳体要相对结实地构成，这又表现为变速器的重量增加。另一方面，增大的轴向力引起在转矩传递元件与壳体之间的轴向轴承中的更高的摩擦损失。通常，通过球几何形状所预设的压紧角度因此不利地作用于行星变速器的效率和可达到的传动比。根据DE 10 2008 058 074 A1的行星变速器的另一缺点是：根据传动比调节在四个接触部中出现不同的速度，进而由于不存在力对称而产生滑脱损失。
此外，随着从小到大地调节传动比，摩擦面中的钻/滚比进而变速器的损失功率过比例地提高。在球形的或类似球形的滚动体中，滚动体为了调节传动比而围绕重心倾斜，由此在传递元件的转动轴线与滚动体的转动轴线之间的角度在调节时朝大的传动比方向强烈上升。为了降低变速器中的磨损和效率损失，限制滚动体的旋转轴线的倾斜角度，由此对于球变速器的传动比通常有低于400％的限制。上面提及的NuVinci毂变速器例如实现330％至380％的总传动比，而借助啮合的变速器变体(例如Rohloff Speedhub)实现直至525％的总传动比，并且在链式换挡装置中实现大约600％的总传动比。
滚动体构成为双圆锥的无级行星变速器应当克服球变速器的主要缺点。这种双圆锥变速器例如从Shimano公司的DE 10 2013 223 381 A1和从DE 10 2013 012 160 A1中已知。在此，双圆锥具有两个相对置的凸肩，凸肩形成双圆锥的旋转轴线并且容纳在滚动轴承中。转矩传递元件在竖直方向上彼此错开地抵靠在圆锥表面上。在此，通过摩擦面沿着圆锥外周面的移位实现传动比改变。相对于球变速器，钻/滚比此时在调节传动比时相对恒定，由此降低效率损失。此外，滚动体与转矩传递元件之间的更有利的压紧角度有利地作用于轴向力并进而作用于轴向轴承中的摩擦损失。由于该因素，在效率大约为90％的情况下，可以实现大约600％的总传动比。
然而，在毂实施方案的双圆锥变速器中，为了将变速器输入端与变速器输出端之间的转动方向反转，需要附加的形状配合的传动级(例如正齿轮传动)。该传动级使得无级行星变速器的一些优点无效并且又不利地作用于变速器的总效率以及其复杂性、成本并且主要不利地作用于重量。
在无级行星变速器的另一构型中，滚动体设计为基本上辊形的。这种变速器例如从US 2,359,540(或CH 265 617 A)中已知。其中公开的滚动体具有两个在纵向方向上相对置的且向外拱起的部段，一个向内拱起的居中的凹部以及在沿滚动体的纵向方向的延长部中分别具有一个轴部段，轴部段借助于滚动轴承容纳在变速器壳体中。滚动体的这两个向外拱起的部段与转矩传递元件接触，而支撑元件作用于向内拱起的环绕凹部。传递元件的接触面设计为锥形的，使得其点状地与滚动体的拱起部段接触。支撑元件借助于调节机构可轴向地推移，使得支撑元件的轴向推移引起滚动体的轴向推移。因此，滚动体上的环绕凹部具有明显的轮廓，因为否则轴向推移会不可行。通过滚动体的该轴向推移，其向外拱起的部段沿着传递元件的圆锥形部段滑动，由此改变变速器的传动比和作用半径。
由于所选择的滚动体几何形状，在此滚动体与传递元件之间的压紧角显得比较平，使得与球形滚动体的情况相比出现更小的轴向力。此外，不需要如在圆锥变速器的情况下的附加的形状配合的传动级。然而，因为滚动体轴向地在传递元件上推移，所以在该变速器构型中主要在轴向方向上设有大量结构空间，以便能够充分地改变变速器的传动比。除了所需要的结构空间之外，传递元件的可观尺寸主要也不利地作用于变速器的重量。因为在传递元件的圆锥形表面与滚动体的向外拱起的表面之间仅能够产生点接触，所以在接触部处出现极高的赫兹压力，赫兹压力导致磨损增加。如还可见的是，滚动体的向外弯曲的部段具有曲线形轮廓，其难于制造并进而也提高变速器的成本。此外要指出的是：这种变速器在负荷情况下仅能很困难地换挡，因为在大多传动位置中，外置的接触部的三点支承相对于行星滚动体的进行支撑的接触部不形成对称性。
WO 2008/040281 A1公开一种具有可连续改变传动比的行星变速器，其中传动比改变通过内齿轮相对于太阳轮的轴向推移来实现。
因此可确定：无级行星变速器或摩擦轮变速器的、尤其也适合用作为自行车毂变速器的、不同的构型承受着巨大的限制，个别构型仅能够利用个别优点。
技术实现要素：
因此，本发明的目的是：提供无级行星变速器，其实现提高的效率以及高总传动比范围，并且同时实现紧凑且简单的结构和成本比较低廉的制造。尤其提出：实现效率超过90％和总传动比范围超过600％的无级行星变速器。
该目的通过权利要求1或权利要求14的特征实现。
根据本发明，无级行星变速器包括：第一和第二传递元件，第一和第二传递元件以能围绕变速器轴线转动的方式布置且轴向地相对于彼此以固定间距布置；以及至少一个支撑元件，其相对于变速器轴线基本上径向地固定；和至少一个长形的行星滚动体，其设计为围绕其纵轴线旋转对称的且能围绕该纵轴线转动。在此，第一传递元件具有至少一个第一接触部，第二传递元件具有至少一个第二接触部，并且至少一个支撑元件具有至少一个第三接触部，其中在这些接触部处分别存在与一个行星滚动体的摩擦滚动连接，使得至少一个行星滚动体以能围绕变速器轴线移动的方式被容纳在第一和第二传递元件与至少一个支撑元件之间。在此，至少一个行星滚动体的中点相对于传递元件的推移引起行星变速器的传动比的改变。至少一个支撑元件相对于第一和第二传递元件基本上轴向地固定。
以这种方式，提供无级行星变速器的新的变速器形式，利用其可以克服常规的无级行星变速器或摩擦环变速器的缺点。根据本发明的行星变速器的优点尤其结合行星滚动体的尤其优选的实施方式得出。
有利地，第一传递元件、第二传递元件和至少一个支撑元件形成用于至少一个行星滚动体的强制引导，使得在行星滚动体推移时，至少一个行星滚动体的中点为了改变传动比而描述圆形轨道。优选地，至少一个行星滚动体的纵轴线限定了行星滚动体的纵向方向并且至少一个行星滚动体具有两个在纵向方向上相对置的侧向部段，侧向部段的外周面在纵向方向上凸出地(从纵轴线观察向外)弯曲，使得行星滚动体设计成朝行星滚动体的两个在纵向方向上相对置的端部部段且朝纵轴线渐缩的。在此，尤其优选地，两个侧向部段的外周面的凸出弯曲部在纵向方向上分别具有恒定半径。
与具有球形的或类似球形的滚动体的摩擦轮变速器相比，根据本发明的行星变速器在其优选实施方式中提供了决定性的优点：即在从小到大地调节传动比时，在滚动体与两个传递元件之间的摩擦面中的钻/滚比也显得明显更小，进而能够提高有效摩擦值。由此产生更小的损失和磨损表现并提高变速器效率。这些优点基本上通过行星滚动体的长形的、基本上辊形的几何形状并通过为了调节传动比而推移滚动体的中点来实现。因为在根据本发明的结合了优选的滚动体几何形状的变速器中，中点可以围绕在行星滚动体外部尽可能远的中心来推移，所以实现：在大传动比的情况下也保持了尽可能小的在传递元件的转动轴线与行星滚动体的旋转或纵轴线之间的角度。由此使得钻/滚比很低并进而使得损失更小。此外，由滚动体几何形状引起的、变速器轴线与行星滚动体轮廓的在与传递元件的接触部处的切线之间的角度(下面也称作为压紧角度)明显更小。这正面地作用于所出现的、必须在变速器壳体处吸收的轴向力。
在具有球形或类似球形的滚动体的迄今为止已知的摩擦轮变速器中，滚动体通过支撑元件的推移而倾斜或轴向地推移，与这种迄今为止已知的摩擦轮变速器相比，前述效果还通过如下方式来得到支持，即行星滚动体的推移不通过支撑元件来实现。支撑元件根据本发明相对于第一和第二传递元件轴向地固定。在此优选的是：支撑元件也相对于变速器轴线轴向地固定。由此，行星滚动体的居中的环绕凹部可以设计成明显更扁平的，因为不需要使用支撑元件来推移滚动体。由此，实现行星滚动体的更扁平的设计，从而能够进一步减小出现的轴向力的在行星滚动体与传递元件之间的压紧角度。此外，由于基本上轴向固定地布置的第一和第二接触部，传递元件可以极窄地设计，由此降低其所要求的结构空间和其重量。应理解的是：替代地，相对彼此基本上轴向固定的第一传递元件、第二传递元件和支撑元件能够相对于至少一个行星滚动体推移。在此，也保留了相对于至少一个行星滚动体的强制引导，使得前述的优点也适用于该实施方式。
重要的是：由于传递元件轴向上彼此间以固定间距布置并且行星滚动体的侧向部段在纵向方向上有恒定弯曲，一方面在行星滚动体的任意角位置中保持压紧角度不变，并且另一方面，优选地，第一接触部处的压紧角度等于第二接触部处的压紧角度。在调节传动比时，在行星滚动体的任意角位置中在第一和第二接触部处出现的轴向力和径向力也以该方式而处于平衡。该力平衡有利地作用于整个变速器的、尤其变速器壳体的设计，降低磨损，并且提供如下优点：轴向力基本上被抵消，进而变速器在负荷的情况下也可以良好地换档。第一和第二接触部处出现的力之间的不对称的力关系始终引起在负荷情况下换档时阻力提高。
整体上，根据本发明的变速器尤其在优选实施方案中在行星滚动体的接触部处的钻/滚比和所得出的(轴向)力方面进行优化，使得限制传动比显得不是必要的。由此，相比于具有球形的或类似球形的滚动体的摩擦环变速器，产生了明显更高的可行总传动比。相比于具有基本上辊形的滚动体的迄今为止的摩擦环变速器，主要提高了效率和换挡舒适性。
优选地，至少一个行星滚动体在纵向方向上居中地具有环绕凹部。在凹部中有在行星滚动体与支撑元件之间的第三接触部。在此，优选地，环绕凹部的外周面在纵向方向上凹陷地弯曲(从纵轴线观察向内弯曲)，其中在纵向方向上的该凹陷弯曲部具有恒定半径。通过具有恒定半径的环绕凹部和侧向部段的弯曲部，行星滚动体特别易于制造，这尤其有利地作用于制造成本。理想地，在沿着纵轴线的纵剖面中观察，第一和第二侧向部段的弯曲部的半径和环绕凹部的弯曲部的半径具有相同的中点。从行星滚动体的该尤其有利的设计方案中得出，在强制引导地推移行星滚动体以改变变速器的传动比时，行星滚动体的中点在圆形轨道上推移(圆形轨道的中点同样位于所描述的半径的中点处)。
在根据本发明的无级行星变速器的一个实施方式中，至少一个支撑元件具有刚好一个第三接触部，第三接触部位于对称轴线上，至少一个第一接触部和至少一个第二接触部布置为相对于对称轴线轴对称的。第一接触部、第二接触部和第三接触部由此形成用于行星滚动体的三点支承。这尤其有利地支持了对称的力关系，因为在第一和第二接触部处出现的径向力居中地在与它们对称布置的第三接触部处被吸收。
在行星滚动体的另一实施方式中，环绕凹部的横截面设计成V形。此时，优选地，至少一个支撑元件的外周面在变速器轴线的轴向方向上凸出地弯曲且以恒定半径弯曲。在此情况下，至少一个支撑元件具有两个第三接触部，使得第一接触部、第二接触部和两个第三接触部形成用于行星滚动体的四点支承。通过附加的接触部，降低行星滚动体与支撑元件之间的在每个单独的第三接触部处出现的面压力。由此能够降低磨损。
在一个替代实施方式中，至少一个支撑元件设计为多件式的。由此可行的是：如下地设计支撑元件，使得在其环绕凹部在纵向方向上具有恒定半径的行星滚动体中，也实现四点支承。由此，在此也降低第三支撑部位处的面压力。然而，相比于横截面V形的环绕凹部，该变体的明显优点是，两个第三接触部相对于在第一与第二接触部之间的对称轴线对称地布置。因此，又建立了对称的力关系。关于在负荷下调节行星变速器的传动比，始终寻求的是对称的力分布，在三点支承的情况下如此，在四点支承的情况下同样也是如此。至少一个支撑元件例如能够设计成两件式的，其中两个半部轴向彼此并排布置。在至少一个支撑元件的两个半部之间能够设有机构，即例如磁体或弹簧元件，机构将至少一个支撑元件的两个半部轴向地压离于彼此。以该方式产生预张紧力，预张紧力在至少一个第三接触部处作用到至少一个行星滚动体上。由此，该预张紧力的至少一个径向分量将至少一个行星滚动体径向向外压，并且在至少一个第一接触部中和在至少一个第二接触部中压向第一和第二传递元件。由此，至少一个行星滚动体与第一和第二传递元件之间的预张紧能够(主要在无负荷的状态下)提高。在至少一个第一接触部处和至少一个第二接触部处，主要在启动时的滑转或滑脱由此能够被尽可能地抑制。
优选地，行星变速器还包括与转矩相关的第一和第二压紧装置，其中各一个压紧装置与第一传递元件和第二传递元件连接，并且两个压紧装置引起第一传递元件和第二传递元件到至少一个行星滚动体上的压紧。通过该压紧机制，传递元件根据转矩压紧到行星滚动体上，以便确保在传递元件与行星滚动体之间尽可能无滑脱的转矩传递。优选地，压紧装置具有一定程度的预张紧，使得传递元件在变速器静止状态下也充分地压紧到行星滚动体上，并且变速器的启动能够尽可能无滑脱地进行。预张紧例如能够通过使用弹簧或磁体实现。
为了优化传动比的改变，无级行星变速器还包括用于推移至少一个行星滚动体的调节装置，其中调节装置作用于至少一个行星滚动体的至少一个端部部段上。这种调节装置构造简单并且尤其良好地适合于：在基本上静止的传递元件和静止的支撑元件的情况下将相应的调节移动传递到行星滚动体上。
根据本发明的、用于改变无级行星变速器的传动比的方法包括如下步骤：
a.在调节装置的输入端处产生调节移动；
b.借助于调节装置将调节移动传递到至少一个行星滚动体的至少一个端部部段上；
c.至少一个行星滚动体的中点基于调节移动在圆形轨道上推移并进而改变传动比。
以该方式，能够最佳地利用根据本发明的无级行星变速器的上述优点，并且传动比也能够在负荷下尤其简单地被调节。
在此优选的是：将调节移动传递到至少一个行星滚动体的至少一个端部部段上包括轴向地推移引导元件，其中至少一个行星滚动体的端部部段支承在引导元件中。这种调节特别易于实现，并且借助低结构复杂性应用在根据本发明的无级行星变速器处。
附图说明
参考附图从下面的描述中得出本发明的其他特征和优点。
图1a示出根据本发明的行星变速器的第一实施方式的主要部件的示意剖视图；
图1b示出根据本发明的行星变速器的第二实施方式的主要部件的示意剖视图；
图2示出根据本发明的行星变速器的第三实施方式的主要部件的示意剖视图；
图3示出根据本发明的行星变速器的第四实施方式的主要部件的示意剖视图；
图4示出根据本发明的行星变速器的第五实施方式的主要部件的示意剖视图；
图5示出根据图1的剖面图，从剖面图中得出各个部件之间的力关系；
图6a、b和c示出图1a的三个剖面图，具有分别处于不同的角位置中的行星滚动体(增速-传递-减速)；
图7a、b分别示意地示出调节装置的前视图和侧视图；
图8a、b分别示出在没有变速器壳体、传递元件和压紧装置的情况下处于两个不同位置的毂变速器的等距图；
图9示出根据本发明的无级行星变速器的第一实施方式的剖视图，行星变速器设计为自行车毂变速器；
图10示出根据本发明的无级行星变速器的第二实施方式的剖视图，行星变速器构成为自行车毂变速器。
具体实施方式
图1a示出无级行星变速器的第一实施方式的对于变速器功能来说主要的部件的示意剖视图。它们形成如下变速器的基础，该变速器能够用于多种领域并且相应地匹配于当前的工况。根据本发明的变速器作为完整的自行车毂变速器的两个实施例参考图9和10来说明。
在图1至6、9和10中分别示出一个剖视图。在此，剖面通过变速器轴线2和行星滚动体40的纵轴线42的直线来限定。
图1a示出变速器轴线2，其例如-但是非强制性地-能够设计为连贯的变速器轴4，并且围绕变速器轴线布置有第一传递元件10、第二传递元件20、至少一个行星滚动体40和支撑元件30。传递元件10、20设计为摩擦环并且可围绕变速器轴线2转动地支承。待传递的转矩在变速器输入端处传递到一个配属于该变速器输入端的传递元件10或20上，由该传递元件经由至少一个行星滚动体40传递到传递元件10或20中的另一个上，并且从那里最后传递到配属于变速器输出端的元件上。例如，由自行车链条驱动的链轮形成变速器输入端，其中在此情况下，轮毂壳体和与其连接的车轮配属于变速器输出端。
至少一个行星滚动体40设计为长形、围绕其纵轴线42旋转对称的且可围绕纵轴线转动的。行星滚动体40分别在第一接触部12处与第一传递元件10处于摩擦滚动连接，在第二接触部22处与第二传递元件22处于摩擦滚动连接，并且在至少一个第三接触部22处与支撑元件30处于摩擦滚动连接。这意味着：转矩由设计为摩擦环的传递元件10、20通过力配合传递到行星滚动体40上，并且反之亦然。在此，根据所连接的元件的几何形状，接触部12、22、32能够作为接触点、接触线又或者接触面出现。尤其在高压力的情况下，元件在接触部中变形，使得例如产生具有椭圆形轮廓的接触面。但是，当在传递元件10、20或支撑元件30与行星滚动体之间存在间隙时，也形成接触部12、22、32。通常，变速器容纳在壳体中，壳体以专用的摩擦轮油填充。这种油实现摩擦元件之间的力传递，其中同时能够设有数量级小于1μm的间隙。接触部处出现的压力和由其导致的元件磨损能够由此被降低。
行星变速器1的传动比定义为作用半径彼此之比。作用半径又定义为延伸经过接触部12、22并且与行星滚动体40的纵轴线42垂直的路径。例如，在第一接触部12与行星滚动体40的纵轴线42之间有作用半径W1，并且在第二接触部22与行星滚动体40的纵轴线42之间有作用半径W2。为了改变传动比，行星滚动体40相对于第一和第二传递元件10、20推移。该推移由径向的和轴向的(相关于变速器轴线2)移动分量组成，使得在推移时行星滚动体40的中点M在圆形轨道K上移动。关于图1a这表示：中点M在绘图平面中推移。在此，由调节装置80为至少一个行星滚动体40施加径向的移动分量，该调节装置例如由图7至10得知。由在行星滚动体40的端部部段48、50径向推移时通过第一和第二接触部12、22对行星滚动体40的强制引导获得轴向的移动分量。
整体上，行星滚动体40围绕其纵轴线42旋转，并且为了调节传动比而推移。应理解的是：为了改变传动比而进行的推移的说明根据图1a涉及其中示出的剖面图，并且在根据本发明的变速器运行时将移动或移动轨道叠加。为了改变传动比而在其中说明的推移始终涉及行星滚动体40相对于第一和第二传递元件10、20的推移。在一个替代实施方式中，能够设想：轴向上相对彼此固定的第一传递元件10、第二传递元件20和支撑元件30相对于至少一个行星滚动体40推移。特别地，由此不影响变速器部件的几何成型。
根据本发明的行星变速器1的优点尤其通过行星滚动体40的尤其优选的几何设计来实现。在图1a中，示出行星滚动体40的贯穿其纵轴线42的横截面。在此可见，行星滚动体40具有长形的、基本上辊形的鼓起的形状。在此，行星滚动体40设计为围绕纵轴线42旋转对称的并且具有两个在纵向方向上相对置的侧向部段44、46以及两个在纵向方向上相对置的端部部段48、50，其中纵向方向通过纵轴线42限定。在两个侧向部段44、46之间居中地设计环绕凹部52。端部部段48、50优选作为圆柱形的轴部段设计为与行星滚动体40构成整体的。但是，单独的轴或转轴也能够固定地或可转动地(例如借助于滚动轴承)支承在行星滚动体的贯穿钻孔中，其中两个端部部段48、50通过轴的两个从行星滚动体40中伸出的部段来形成。同样能够设想：一个端部部段48或50设计为与行星滚动体40构成整体的，并且端部部段48或50中的另一个借助于支承在行星滚动体40的开口中的转轴来形成。
现在，尤其优选的是：侧向部段44、46的外周面在纵向方向上凸出地弯曲，使得行星滚动体40设计为朝向端部部段48、50并朝向纵轴线42渐缩的。理想地，两个侧向部段44、46的外周面的凸出弯曲部在纵向方向上具有恒定半径R1。环绕凹部52的外周面优选在纵向方向上凹陷地弯曲，其中该凹陷弯曲部在纵向方向上具有恒定半径R2。理想地，侧向部段44、46的半径R1和环绕凹部52的半径R2具有共同的中点Z。需要指出的是：表面的弯曲部通过至少两个半径来限定。然而，侧向部段44、46的外周面的弯曲部的横向于纵向方向的半径由于行星滚动体的旋转对称性而是强制恒定的并因而不必详细阐述。
根据本发明，传递元件10、20相对于彼此以固定间距D布置，其中限定对称轴线S，第一接触部12和第二接触部22相对于对称轴线轴对称地布置。应理解的是：在观察全部行星滚动体40的接触部时，对称轴线S形成垂直于绘图平面的对称平面。因为传递元件10、20和支撑元件30基本上轴向地相对于彼此固定或者位置固定地布置，所以接触部12、22和32基本上轴向地相对于彼此固定或者在轴向方向上是位置固定的。应理解的是：在邻接的元件转动时，接触部12、22、32环绕地追随相应的元件。在此情况下，“基本上轴向地相对于彼此固定或在轴向方向上是位置固定的”表示：传递元件10、20由与转矩相关的压紧机构压紧到行星滚动体40上，使得传递元件10、20经历极小的轴向推移。推移通常处于十分之几毫米或更小的范围中，进而应当在此情况下不被考虑。
在为了改变传动比而推移行星滚动体40时，接触部12、22和32现在引起行星滚动体40的强制引导。由于半径R1和R2恒定并且接触部12、22基本上轴向地固定或位置固定，该推移在圆形轨道上实现，使得行星滚动体40的中点M也在圆形轨道K上推移。圆形轨道K的中点同样位于半径R1和R2的中点Z处。因此，中点Z不仅形成了半径R1和R2的几何中点以及在移动中点M时的圆形轨道K的几何中点，并且同时形成了转动点，至少一个行星滚动体40围绕转动点被推移以改变变速器1的传动比。由于传递元件10和20的对称布置以及半径R1和R2恒定，中点或转动点Z始终处于对称轴线S上。在所示出的情况下，中点Z还位于变速器轴线2上，其中这如图1b中示出的那样不是强制性必需的。然而，优选的是，转动点Z在行星滚动体40之外尽可能远。这使根据本发明的滚动体明显不同于例如球形的或类似球形的滚动体，在这些滚动体中转动点或转动轴线始终延伸经过滚动体本身，通常经过其重心或中点。转动点Z在行星滚动体40外部越远，变速器轴线2与行星滚动体40的旋转或纵轴线42之间的角度就越小，即使在极端传动比的范围中也是如此。因此，在改变传动比时，钻/滚比在极端传动比的范围中相应地更低。
图1b示出根据本发明的变速器1的一个替代实施方式，其中支撑元件30布置在行星滚动体40的背离变速器轴线2的一侧上。在此情况下，第一传递元件10和第二传递元件20布置在行星滚动体40的朝向变速器轴线2的一侧上。如可见：中点或转动点Z在该情况下同样位于行星滚动体40的背离变速器轴线2的一侧上、处于行星滚动体40之外并且处于对称轴线S上。在根据图1b的实施方式中，支撑元件30能够抗扭地支承，而支撑元件在其余实施方式中可转动地例如借助于径向轴承支承在变速器轴4上。但是原则上，在根据本发明的变速器的全部实施方式中，支撑元件30的抗扭布置和可转动布置都是可行的。此外，在此也适用图1a的说明。
在图2中，示出行星滚动体40的一个替代实施方式。在此，第一侧向部段44的外周面的弯曲部在纵向方向上具有第一半径R1.1，该第一半径与第二侧向部段46的外周面在纵向方向上的半径R1.2不同。这两个半径R1.1和R1.2设计成恒定的并且优选具有在对称轴线S上的共同中点Z。应理解的是：在该情况下，设计成摩擦环的传递元件10、20具有不同的且匹配于行星滚动体几何形状的通道横截面。由此进一步实现：在调节传动比时，行星滚动体40的中点M继续在圆形轨道K上移动。行星滚动体40的中点M始终位于行星滚动体40的纵轴线42上并且几何居中地处于在纵向方向上相对置的端面之间。也应理解的是：在如此设计的行星滚动体中，行星滚动体的重心位于中点M之外、位于纵轴线42上并且在朝向具有较大半径的侧向部段的方向上推移。
恒定半径R1(或R1.1和R1.2)和R2除了行星滚动体40的有利的移动引导之外还具有以下优点：即行星滚动体能够特别易于制造。例如，在行星滚动体滑行时能够以高精度并且因而以相对低的成本制作恒定半径。
但是，如在根据图3的替代实施方式中还可见：环绕凹部52也能够具有基本上V形的横截面。在此，为了继续实现行星滚动体40的中点M在圆形轨道K上的移动，在该实施方式中，支撑元件30的径向向外定向的外周面38在变速器轴线2的纵向方向上以恒定半径R3弯曲。该实施方式提供以下优点：行星滚动体40在支撑元件30处支撑在两个第三接触部32上。因此，出现的径向力被分散到这两个接触部32上，由此在每个单独的第三接触部32处有更小的面压力。这有利地使得磨损更低或者能够根据更小的局部负荷来设计元件的尺寸。当然，如也在图3中可见的，在该实施方式中，第三接触部32不是在行星滚动体40的每个角位置中都布置成相对于对称轴线S对称的。这在一些角位置中引起第三接触部32处的不对称的力关系。这又不利地作用于为了调节传动比而必需的力和因而不利地作用于换档舒适性。在此，行星滚动体40的角位置通过在中点M和Z的连接线与对称轴线S之间的角度α来限定。
因此，优选地，根据图4的实施方式，对于行星滚动体40实现四点支承。在此，支撑元件30设计为多件式的。例如，支撑元件居中地划分成第一半部34和第二半部36，使得支撑元件30的这两个半部34、36关于对称轴线2轴向地彼此并排布置。在支撑元件30的两个半部34、36之间优选设有滚动体35(例如呈滚针轴承或球轴承形式)，以便支持在两个半部34、36之间出现的相对移动。但是，例如也能够在支撑元件30的半部34、36之间设有间隙，或者半部34、36能够由适当的材料制成，该材料实现两个半部34、36的彼此滑动，从而不需要滚动体35。在第一半部34与第二半部36之间还能够设有如下机构，其产生在两个半部34、36之间的轴向定向的力，力使得支撑元件30的两个半部34、36压离于彼此。例如考虑将弹簧或磁体作为相应的机构。磁体例如能够设计为磁环，其中各一个磁环支承在支撑元件30的一个半部34、36中，使得同名极相互对准，并且引起这两个半部34、36之间的排斥力。支撑元件30的这两个半部34、36的轴向彼此压离在第三接触部32中引起径向的力分量，该力分量径向向外地挤压行星滚动体40并且将其压向第一和第二传递元件10、20。以这种方式确保行星滚动体40压紧到第一和第二传递元件10、20上。
此外，支撑元件30的每个半部34、36都能够具有滚动轴承37，例如球轴承，经由滚动轴承将支撑元件30与变速器轴4或变速器1的其他元件连接，其例如参考图9进行说明。替代地，支撑元件能够抗扭地与变速器轴4连接。如果行星滚动体40的转动点Z不位于变速器轴线2上，那么一件式或多件式的支撑元件30也能够在没有附加引导的情况下根据图10浮动地保持位置。
在根据图4的实施方式中，支撑元件30的外周面38设计为，使得支撑元件30对于每个行星滚动体40具有两个第三接触部32。如果支撑元件30的两个半部34、36的径向外周面38的轮廓走向相同或相对于对称轴线S轴对称，那么这两个第三接触部32也相对于对称轴线S轴对称地布置。由此，第三接触部32中实现对称的力关系，该力关系与第一和第二接触部12、22中的对称的力关系一起有利地作用于对于调节传动比所需的(手动)力并进而作用于换挡舒适性。此外，在这两个第三接触部32的每个接触部处的面压力都被减半。
除了支撑元件30的两件式或更多件式的设计方案之外，也能够设想使用多个支撑元件30。在此情况下，多个支撑元件的各个径向外周面形成共同的外周面38，在该共同的外周面上，多个支撑元件与行星滚动体40接触。在此，始终需要注意：或者，全部支撑元件30的共同的外周面38的轮廓形成在变速器轴线2的纵向方向上的恒定半径，或者，行星滚动体40的凹部52以恒定半径根据之前的说明来形成。
尤其从图5中在第一和第二接触部12和22处获得上述力关系或力平衡。如果行星变速器1在变速器输入端处承受转矩，那么转矩还借助压紧装置(未示出，参见图9)传递到配属于变速器输入端的传递元件上。在所示出的情况下，传递元件20配属于变速器输入端。基于与转矩相关的压紧装置，与转矩相关的且相对于变速器轴线2轴向定向的压紧力作用于传递元件20上，其中压紧装置例如参考图9更详细地来说明。压紧力在第二接触部22处在第二传递元件20与行星滚动体40之间产生轴向力FA2。第二接触部22处的力FA2自身引起在第一传递元件10的第一接触部12处的轴向反应力FA1。因为轴向力FA1、FA2分别作用于倾斜的接触面上(例如通过在变速器轴线2与第二接触部22处的切线T之间的角度γ来表明)，所以轴向力FA1、FA2引起第一和第二接触部12、22处的径向反应力FR1、FR2。
由于在第一传递元件10与第二传递元件20之间的间距D恒定以及行星滚动体40的侧向部段44、46的半径R1(或R1.1和R1.2)恒定，这两个接触部12、22处的几何关系在行星滚动体40的每个角位置中都是相同的(在对称轴线S处镜面对称)。因此，这两个大小相同的轴向力FA1和FA2也引起大小相同的径向力FR1和FR2。由轴向力分量(FA1和FA2)和径向力分量(FR1或FR2)构成的总和对应于法向力FN(FN1和FN2)，法向力在相应的接触部12、22处与行星滚动体40的表面(或切线T)垂直地起作用。
如图5中可见，大小相同的轴向力分量FA1和FA2沿相反方向定向，从而轴向的压紧力被抵消。径向力FR1、FR2的总和在第三接触部32处被吸收，这例如在图5中通过力FR1,2表明。因为轴向力FA1和FA2相互抵消，所以它们不会抵抗为了调节传动比而推移行星滚动体所必需的力。在具有不对称的力关系的变速器形式中，当行星滚动体不处于标准位置(单纯的力传递或力矩传递)中时，轴向力占优。此时，轴向力之差抵抗对于调节传动比所必需的力。由此获得根据本发明的变速器的优点：变速器1能够轻松换挡并进而提高了换挡舒适性。可见：在四点支承的情况下，在支撑元件30上吸收的径向力FR1,2被分散到两个第三接触部32上。分散在此根据几何比来进行，其中在此也可寻求对称的力关系。例如，这按照图4的实施例来实现。
在图6a、6b和6c中示出处于三个不同的角位置α中的行星滚动体40。在根据图6b的视图中，变速器1处于其标准位置中并且角度α为0°。行星滚动体40的纵轴线42在此平行于变速器轴线2。作用半径W1等于作用半径W2，由此得出传动比为1。在此情况下为单纯的力传递或力矩传递，因为输入转矩基本上等于输出转矩。
在根据图6a的视图中，行星滚动体40在变速器输出端(传递元件10)的方向上推移角度α。相应地，变速器输出端方面的作用半径W1大于变速器输入端(传递元件20)方面的作用半径W2。由此得出传动比大于1。
在根据图6c的视图中，行星滚动体40在变速器输入端(传递元件20)的方向上推移角度-α。因此，作用半径W2大于作用半径W1，由此得出传动比小于1。在该情况下为减速比。
如总览图6a至6c可知：第一和第二接触部12、22在行星滚动体40的每个角位置α中轴向地相对于彼此都以相同的间距布置。特别地，第三接触部32在行星滚动体的每个角位置α中都相对于第一和第二接触部12和22对称地位于对称轴线S上。这就是说，支撑元件30相对于第一和第二传递元件10、20轴向地固定。在调节传动比时，在第一传递元件10与第二传递元件20之间的间距D不改变。与第三接触部32的数量和布置无关的是，变速器轴线2与第二接触部22处的切线T之间的角度γ不改变。相同的内容适用于第一接触部12处的切线的角度。相应地，所出现的轴向力与行星滚动体40的角位置α无关地大小相同、相互抵消并且引起大小相同的径向力。这基本上也适用于图2所示情况，其中行星滚动体40的两个侧向部段44、46具有不同的半径R1.1和R1.2，这些半径具有共同的中点Z。在此注意：具有较大半径R1.2的接触部22处的接触切线相对于变速器轴线2的倾斜略微更少，即角度γ变小。在此情况下，接触部22处所引起的力的定向稍微改变。因此，为了能够建立力平衡，接触部22进而还有传递元件20的几何形状必须进行调整：接触部22略微远离对称轴线推移并且传递元件20的内半径变小。
此外，根据图6a至6c可见：在纵轴线42与变速器轴线2之间的角度β如何根据行星滚动体40的角位置在两个极端位置之间发生改变(图6a和图6c)。在此，也应关注到：转动点Z在行星滚动体40之外布置得越远，出现的最大角度β就越小。因此，关于接触部12、22处的改进的钻/滚比和随之导致的损失方面，行星滚动体40能够最佳地造型为，其尽可能长且扁平地来形成(角度γ更小)并且在纵轴线42与变速器轴线2之间所出现的最大角度β尽可能小。
在图7a和7b中示出用于推移行星滚动体40进而用于调节传动比的调节装置80的一个优选实施方式。然而，对于本领域技术人员存在如下可行性：将用于调节变速器1的传动比的调节移动传递到行星滚动体40上。调节装置80的一个替代实施方式例如从图10中得出。调节装置80在减速(图7a)和增速(图7b)两个极端位置中示出。为了更好地说明，分别仅示出一个支撑元件30和一个行星滚动体40，行星滚动体与调节装置80连接。应理解的是：未示出的部件因此以适当的方式(如参考图1至6、8和9所说明的那样)存在。行星滚动体40与支撑元件30接触。行星滚动体的端部部段48、50分别借助于滚动轴承90支承在调节装置80的座86中。滚动轴承90优选以固定轴承的形式固定在行星滚动体40上。同样可行的是：仅一个端部部段48或50支承在座86中，经由该端部部段实现行星滚动体40的调节。然而，为了更好地引导和支撑行星滚动体40而提出：这两个端部部段48、50都设有座86。经由座实现行星滚动体40的调节，在座86处还固定有臂84，其中座86和臂84相对于彼此以几乎固定的角度δ来布置，该角度优选为大约90°。一方面，臂84经由球部段与座86无间隙地连接，并且优选实施为球关节连接。另一方面，臂84经由关节头88与承载件82连接。关节头88优选设计为球头，其中臂84具有相应的容纳部，使得臂84和关节头88形成球关节。球关节允许臂84围绕球关节移动。从侧视图中分别得出：能够设有多个关节头88，其中多个关节头88应匹配于所使用的行星滚动体40的数量。
为了调节传动比，承载件82能够与变速器输入端或变速器轴4无关地转动。因此，承载件82能够布置在变速器轴4上，从而实现围绕变速器轴2的转动。座86径向地在引导元件100中被引导，如参考图8所说明的。通过承载件82和固定在其上的关节头88的转动，臂84的与关节头连接的端部同样经历围绕变速器轴线2的转动移动，该转动移动由于在引导元件100中对座86的引导而引起座的径向推移。行星滚动体40的与座86连接的端部部段50由此同样径向向外推移。由于行星滚动体40受到传递元件10、20和支撑元件30的强制引导，在端部部段48或50径向推移时向行星滚动体施加相关于变速器轴线2的轴向移动分量，从而中点M在圆形轨道K上移动。臂84的与座86连接的端部能够跟随于该移动，而臂84的与关节头88连接的端部围绕球关节枢转。优选地，调节装置设计为绝对无间隙的，因而全部行星滚动体40占据相同的传动比位置并且待传递的转矩以相同的圆周速度转发到传递元件10、20上。如果不是这种情况，在接触部12、22处在传递元件10、20与行星滚动体40之间产生额外的滑脱或摩擦损失。
如还从图8a和8b中得知：优选设有引导元件100，引导元件能够由第一半部102和第二半部104构成。在此，两件式方案基本上归因于支撑元件30的安装，这例如从图9和10得知。引导元件100支承在变速器轴4上并且沿着变速器1的圆周将行星滚动体40保持为相对于彼此有限定间距。对此，调节装置80的与行星滚动体40连接的座86容纳在引导元件100的沿着圆周的两个相邻部段102a与102b或104a与104b之间的容纳部中。特别地，座86在此相对于引导元件半部102和104保持变速器输入端与变速器输出端之间的转矩差。为了在负荷情况下也尽可能无摩擦地实现座86在两个相邻部段102a与102b或104a与104b之间的容纳部中的径向推移，在座86的侧壁处能够设有滚动元件87，滚动元件在图7a和7b中可见。但是，座86也能够以没有滚动元件87的方式来实施，其中座86沿着引导元件100的推移应通过适当的材料选择得到支持。引导元件100利用其半部102、104优选轴向地且径向地固定在变速器轴4上。在此，调节装置80的承载件82的转动(其例如在图8a和8b中分别通过箭头表明)产生在承载件82与变速器轴线4或引导元件100之间的相对移动。由于在承载件82的圆周方向上的该相对移动和在引导元件100中对座86的径向引导，行星滚动体40的与臂84连接的端部部段48或50径向向外推移。如果承载件82在相反方向上转动，那么臂84再次转入，从而关节头88沉入到相邻臂84的后方或者由于臂84在承载件82的方向上的推移而由承载件遮盖。该移动传递到行星滚动体40上，由此能够将行星滚动体相应地在圆形轨道上拉回。
在图9和10中，为了更好地理解，示出作为基本上完整的自行车毂变速器的、根据本发明的行星变速器1。对于本领域技术人员而言，已知用于自行车的常规毂变速器的大量实施方式，从而例如借助于径向轴承对毂壳体的支承以及壳体的密封在此不进行详细说明。尤其是对各个部件的支承或各个部件的摩擦连接或形状配合的连接，对于本领技术人员来说已知有大量的替代方案。
变速器轴4在连接元件106或106和108之间的区域中插入到自行车架(未示出)的相应的叉端(Ausfallende)中并且借助于连接元件106、108与自行车架形状配合且力传递地连接。变速器壳体由两个半部120、122构成，其中第二个变速器壳体半部122与自行车(未示出)的车轮连接。变速器壳体优选设计为，变速器壳体半部122形成容纳部，容纳部能够由设计为盖的变速器壳体半部120密封地封闭。变速器壳体120、122应当以摩擦油填充并且相对于环境进行严密密封。由此获得关于变速器的维护、磨损和防脏方面的另外优点。
在根据图9的实施方式中，引导元件100的两个半部102、104与变速器轴线4形状配合地连接并且在行星滚动体40处产生的反应力矩(转矩差)经由变速器轴线4和连接元件106、108传递到自行车架(未示出)上。支撑元件30借助于两个径向轴承居中地支承在引导元件100(102、104)上，径向轴承例如设计为具有滚动体37的滚动轴承。这两个传递元件10、20借助于两个压紧机构60和70轴向地支撑在变速器壳体120、122上并且在接触部12、22处与行星滚动体40形成摩擦滚动连接。支撑元件30在至少一个第三接触部32处支撑行星滚动体40抵靠传递元件10、20。行星滚动体40围绕变速器轴线4环绕地布置，并且由引导元件100以相对于彼此的限定间距来保持。此外，行星滚动体40围绕其纵轴线42可转动地借助于滚动支承支承在调节装置80的座86中。座86又可径向推移地支承在容纳部中，容纳部在引导元件100的两个半部102、104的两个彼此邻接的部段102a与102b或104a与104b之间形成。
在图9和10的两个实施方式中，压紧装置60、70基本上包括传递元件10、20和支撑环62、72，其中在支撑环62与传递元件10之间布置有滚动体64并且在支撑环72与传递元件20之间布置有滚动体74。滚动体64、74优选设计为球并且形状配合地位于锥形的加深部中，加深部形成在支撑环62、72与传递元件10、20之间。在环对62和10或72和20相对彼此转动时，滚动体64、74产生在相应环对之间的间距并因此产生作用到行星滚动体40上的轴向压紧力。对于本领域技术人员而言，在此，从现有技术中已知一系列替代压紧机构。因此，例如也能够使用圆柱形的滚动体来代替球，这些滚动体容纳在相应环对之间的对应的倾斜容纳部中。此外，已知如下压紧装置，其中单独地作用到球体上的离心力引起环对的彼此压离。已知，这种压紧装置60、70即使在没有负荷的情况下也处于轻微预张紧。该预张紧是必要的，从而在构建转矩时，传递元件10、20相关于行星滚动体不滑转。预张紧例如能够通过弹簧或磁体产生。变速器1也能够仅设有一个压紧装置60或70。然而，鉴于对称的(力和几何)关系，变速器1尤其优选地如所示出的那样设计为具有两个压紧装置60和70，这些压紧装置分别配属于第一传递元件10或第二传递元件20。
通过压紧装置60、70产生的所形成的压紧力(轴向力)在轴向方向上由变速器壳体120、122吸收。第一压紧装置60或其支撑环62形状配合地与变速器壳体半部122连接。第二压紧装置70或其支撑环72经由轴向轴承78支撑在壳体半部120处。在此，轴向轴承78通过第二压紧装置70的支撑环72、滚动体79(例如球或辊)和抵靠在壳体半部120处的另一支撑环来形成。在此也能够设想用于形成轴向轴承的替代形式。
在图9和10中示出的实施例中，输入转矩借助于自行车链条或齿形皮带(未示出)传递到小齿轮124或另一适合的输入元件上。小齿轮124与容纳部126形状配合地连接，容纳部又滚动支承在变速器轴线4上。容纳部126连接有棘轮飞轮128。棘轮飞轮128根据转动方向与飞轮盘130借助内齿部处于形状配合，内齿部又与转矩相关的压紧装置70、更确切地说与其支撑环72处于形状配合。以这种方式，转矩经由小齿轮124、其容纳部126、棘轮飞轮128和飞轮盘130传递到压紧装置70上。转矩经由压紧装置70借助于第二传递元件20在第二接触部22处导入到行星滚动体40中，其中通过球74产生与转矩相关的轴向压紧力。在第二接触部22处产生的转矩和轴向压紧力将与传递元件20处于摩擦滚动连接的行星滚动体40置于旋转。在第一接触部12处经由在行星滚动体40与第一传递元件10之间的同样的摩擦滚动连接，将转矩传递到从动的传递元件10上。理想地，传递元件10、20和支撑元件30或它们与行星滚动体40的接触部12、22和32形成用于行星滚动体40的与对称轴线或平面S对称的三点支承。转矩借助压紧装置60从传递元件10传递到与支撑环62形状配合地连接的毂壳体122上，并进而最后导入到与毂壳体122连接的车轮(未示出)中。
可行的传动比调节基本上参考图7和8进行说明。用户能够经由操作元件执行传动比调节，操作元件例如布置在自行车的把手上。操作元件例如借助于至少一个拉索134与拉索承载件132连接。拉索承载件132又与调节装置80的承载件82形状配合地连接。用户借助于操作元件和拉索134产生拉索承载件132上的调节移动。
在根据图9的实施例中并且与图7和8一致地，借助于关节头88、臂84、滚动轴承90和座86，将旋转式调节移动传递到行星滚动体40的端部部段50。在此，座86在引导元件100的彼此邻接的两个部段102a与102b或104a与104b之间的容纳部中基本上径向地推移。随后，行星滚动体40通过接触部12、22、32的强制引导来推移，使得行星滚动体40的中点M描述圆形轨道K。以这种方式，改变第一传递元件10或第二传递元件20与行星滚动体40的纵轴线42之间的作用半径W1和W2并进而相应地改变变速器的传动比。
根据本发明的行星变速器1的根据图10的实施方式与根据图9的实施方式的区别主要在于调节装置80的实施方案，并且区别相应地在于将调节移动从拉索承载件132传递到行星滚动体40的至少一个端部部段48、50上。因此，不再深入讨论从图9的说明已知的变速器1的细节。
在一个实施方式中，通过引导元件100相对于第一和第二传递元件10、20以及相对于支撑元件30的轴向推移实现传动比的调节。行星滚动体40的至少一个端部部段50，优选两个端部部段48、50支承在引导元件100中。对此，设有相对应的运行元件92，在运行元件中容纳行星滚动体40的端部部段48、50。运行元件92例如能够形成为滚动轴承。运行元件92可推移地容纳在引导元件100中的基本上径向延伸的凹部110中。此外，运行元件92与引导元件100的肩112形状配合地连接并且在轴向方向上使行星滚动体40支撑在肩上。以这种方式，引导元件100的轴向推移引起行星滚动体40的轴向推移，而端部部段48、50在引导元件100的径向凹部110中的推移基本上不被妨碍。行星滚动体40由此能够跟随于由接触部12、22、32进行的强制引导，使得行星滚动体40的中点M描述圆形轨道K。以这种方式，改变在第一传递元件10或第二传递元件20与行星滚动体40的纵轴线42之间的作用半径W1和W2并进而相应地改变变速器1的传动比。
借助于承载件82和销114，将拉索承载件132的旋转式调节移动传递或转换成引导元件100的轴向推移。销114设计为圆柱形并且相关于变速器轴线2径向地布置。销114利用一个端部容纳在引导元件100中并且与其形状配合地或力传递地连接。销114在变速器轴线2的方向上从引导元件100中伸出。销114的从引导元件100中伸出的端部容纳在槽116中，槽螺旋形环绕地引入承载件82中。在此，承载件82轴向地固定在变速器轴4上。拉索承载件132的旋转式调节移动引起与其连接的承载件82围绕变速器轴线2的相对的转动移动。由于承载件82的转动移动，销114在螺旋形的槽116中轴向地推移。销114的轴向推移在此伴随有引导元件100的轴向推移。
为了实现引导元件100的轴向推移，引导元件能够例如借助于球引导部118支承在变速器轴4上。除了在图10中示例性示出的球引导部118之外，对于本领域技术人员而言，引导元件100的替代支承可行性也是明显可见的，借助支承可行性能够实施引导元件100的前述推移。
在替代实施方式中也能够设想：引导元件100从外部主动地轴向移动，例如借助于螺纹、液压缸或伺服马达。
在此示出的实施例可视作为根据本发明的行星变速器的应用的多种替代方案中的两种。所示出的实施例完全不应视作为保护范围的限制。通过使变速器的规格或连接相应地匹配于驱动器和从动器，根据本发明的行星变速器能够使用在多种不同应用范围中。例如，第一传递元件或摩擦环能够抗扭地布置在变速器轴线上，并且经由支撑元件导入转矩以及经由第二传递元件导出转矩。因此，为本领域技术人员在应用本发明的无级行星变速器时提供大量的可行性。