Verfahren und Vorrichtung zur elektrischen Regulierung einer Last-Drehzahl Die Technik kennt bereits zahlreiche Ausführun gen von elektrisch gesteuerten stufenlosen Antrieben, deren Abtriebsdrehzahl eine Funktion eines elek trischen Steuersignals ist.
Die meisten dieser elek trisch gesteuerten Getriebe üblicher Bauart reagieren im allgemeinen jedoch ziemlich träge, da die an zutreibenden Lasten meistens nur zeitlich relativ langsamen Veränderungen der Drehzahl folgen müs- sen. Bei solchen stufenlosen Antrieben spielt daher das Verhältnis zwischen dem Trägheitsmoment der umlaufenden Teile und dem angreifenden Dreh moment eine untergeordnete Rolle.
Für sehr rasch zu erfolgende Drehzahländerungen, wie sie bei be stimmten Anwendungen von automatischen Regu liervorrichtungen erforderlich sind, eignen sich die oben beschriebenen, elektrisch gesteuerten Getriebe nicht, da das vorhandene Drehmoment .im Verhältnis zu der zu überwindenden Massenträgheit meistens zu tiefe maximal mögliche Regulierfrequenzen er laubt.
Bekannt sind auch Antriebe in Verbindung mit mechanischen stufenlosen Getrieben, welche sich in bezug auf die Trägheit gegenüber Drehzahländerun gen günstiger verhalten. Bei diesen mechanischen stufenlosen Getrieben erfolgt die Einstellung des Verhältnisses zwischen der Antriebsdrehzahl und der Abtriebsdrehzahl durch eine mechanische Stehgrösse. In den Fällen, in welchen die Abtriebsdrehzahl eine Funktion eines elektrischen Steuersignals sein soll, bedingt dies, dass ausser dem Reguliergetriebe eine Vorrichtung zur Umformung dieses elektrischen Steuersignals in die entsprechende mechanische Stell grösse vorhanden ist.
Diese die Abtriebsdrehzahl be einflussende mechanische Stehgrösse muss somit den Änderungen des elektrischen Steuersignals möglichst trägheitslos folgen. Solche Anordnungen werden da her relativ umfangreich.
Die vorliegende Erfindung überwindet diese Nach teile und betrifft ein Verfahren zur stufenlosen elek trischen Regulierung der Drehzahl von mechanischen Lasten, bei welchem mindestens ein erstes Umlauf getriebe mit einer im wesentlichen konstanten Dreh zahl angetrieben wird, wobei ein erster Abtrieb dieses Umlaufgetriebes mit der mit einer regelbaren Drehzahl anzutreibenden Last mechanisch gekuppelt ist, bei welchem ferner mindestens zwei elektrisch steuerbare Bremsen benutzt werden, die mit je einem von zwei Abtrieben eines zweiten Umlauf getriebes, welches mit einer im wesentlichen kon stanten Drehzahl angetrieben wird, gekuppelt sind,
wobei der erste Abtrieb des zweiten Umlauf getriebes über Teile der Umlaufgetriebe oder über ein Zwischengetriebe auf einen zweiten Abtrieb des ersten Umlaufgetriebes einwirkt, bei welchem ferner für die Einstellung des einen möglichen Extrem wertes der regelbaren Drehzahl der Last die erste elektrisch steuerbare Bremse entsprechend erregt und damit der zweite Abtrieb des zweiten Umlaufgetrie bes in gewünschter Weise abgebremst wird und für die Einstellung des anderen möglichen Extremwertes der regelbaren Drehzahl die zweite .elektrisch steuerbare Bremse entsprechend erregt und damit der erste Abtrieb des zweiten Umlaufgetriebes in ge wünschter
Weise abgebremst wird, wobei ein elek trisches Steuersignal, welches den Sollwert der Tegel baren Drehzahl darstellt, sowie eine in einem Tacho generator gewonnene Spannung, welche ein zweites Steuersignal in Form des Istwertes der regelbaren Drehzahl darstellt, einem Fehlerverstärker zugeführt werden, in welchem die beiden erwähnten elektrischen Signale miteinander verglichen werden, wobei deren Differenz ein Fehlersignal darstellt, welches im Feh lerverstärker verstärkt und den elektrisch steuerbaren Bremsen als Spannungen zugeführt wird,
womit er- reicht wird, dass die regelbare Drehzahl der Last stets annähernd den gewünschten Wert aufweist.
Die Erfindung betrifft auch eine Vorrichtung zur Durchführung des Verfahrens und umfasst ein erstes Umlaufgetriebe, welches mit einer im wesentlichen konstanten Drehzahl angetrieben wird und einen mit einer Last gekuppelten regulierten ersten Ab trieb und einen zweiten ebenfalls regulierten Abtrieb aufweist, ferner ein zweites Umlaufgetriebe, welches mit einer im wesentlichen konstanten Drehzahl an getrieben wird und dessen erster Abtrieb mit einer elektrisch steuerbaren Bremse und dessen zweiter Abtrieb mit einer weiteren elektrisch steuerbaren Bremse mechanisch verbunden sind,
sowie ein Zwi schengetriebe zur Umsetzung der variablen Dreh zahl des ersten Abtriebes des zweiten Umlaufgetrie bes in die Drehzahl des zweiten Abtriebes des ersten Umlaufgetriebes, ferner einen elektrischen Fehlerverstärker zur Steuerung der Bremsen nach Massgabe eines elektrischen Sollwert-Steuersignals, sowie einen Tachogenerator- zur Bildung einer dem Istwert der regelbaren Drehzahl proportionalen elek trischen Grösse.
Anhand von Zeichnungen wird im folgenden die Erfindung beispielsweise erläutert. Dabei zeigt: Fig. 1 schematisch ein erfindungsgemässes Regu liergetriebe, Fig. 2 und 3 die Kennlinien zweier beispielsweiser Fehlerverstärker, Fig. 4 eine Variante des Reguliergetriebes gemäss Fig. 1, Fig. 5 eine weitere Variante des Reguliergetrie bes gemäss Fig. 1, Fig. 6 eine dritte Variante des Reguliergetriebes gemäss Fig. 1, Fig. 7 eine mögliche konstruktive Ausführung des Reguliergetriebes gemäss Fig. 4,
Fig. 8 eine weitere konstruktive Ausführung des Reguliergetriebes gemäss Fig. 6, Fig. 9 Schnittzeichnung durch eine beispielsweise Magnetpulverbremse.
Das erfindungsgemässe Reguliergetriebe gemäss Fig. 1 lässt sich funktions- und aufbaumässig in drei einzelne Getriebe unterteilen, nämlich in ein erstes Umlaufgetriebe 3, ein zweites Umlaufgetriebe 4 und in ein Zwischengetriebe 12.
Die Antriebsdrehzahl des ersten Umlaufgetriebes 3, n1, sowie die des zwei ten Umlaufgetriebes 4, n,', sind an sich frei wählbar und die Drehzahlen der Abtriebe dieser Umlauf getriebe n2, n3, n7, n9 können ebenfalls den kon struktiven Erfordernissen entsprechend gewählt wer den. Zusammen mit dem Zwischengetriebe 12, des sen Dimensionierung die Eigenschaften des erfin dungsgemässen Reguliergetriebes weitgehend beein flusst, kann das Reguliergetriebe allen Bedürfnissen bezüglich des Regulierbereiches der Last 24 und der Reguliereigenschaften angepasst werden.
In Fig. 1 wird das Stegrad 14 eines ersten Um laufgetriebes, beispielsweise eines Planetengetriebes 3, von einem Antriebsorgan 1 über ein Zahnrad 2 mit der im wesentlichen konstanten Drehzahl n1 an getrieben. Das Stegrad 14 trägt ein abgestuftes Pla netenrad 16, in welches die beiden Sonnenräder 17 und 18 eingreifen. Das erste Sonnenrad 17 treibt über den ersten Abtrieb 25 des ersten Umlaufgetrie bes 3 die Last 24 mit der regelbaren Drehzahl n2 an, welche Drehzahl n, um einen Betrag +/-4n2 um deren mittleren Wert verändert werden kann.
Das zweite Sonnenrad 18 ist über einen zweiten Abtrieb 26 des ersten Umlaufgetriebes 3 mit dem Zahnrad 28 eines Zwischengetriebes 12 in Verbindung und wird von diesem mit einer veränderlichen Drehzahl n3 angetrieben.
Die regelbare Drehzahl n. des ersten Sonnenrades 17 resp. des ersten Abtriebes 25 kann bei konstan ter Drehzahl n1 des Stegrades 14 durch Veränderung der Drehzahl n3 des zweiten Abtriebes 26 des ersten Umlaufgetriebes 3 resp. des Sonnenrades 18 be einflusst werden. Diese Drehzahl n 3 des zweiten Abtriebes 26 ist gegeben durch das übersetzungs- verhältnis ü1, des Zwischengetriebes 12, mit welchem die Drehzahl n9 des ersten Abtriebes 9 eines zweiten Umlaufgetriebes, beispielsweise des Planetengetrie bes 4, in die Drehzahl n3 umgesetzt wird.
Das zweite Umlaufgetriebe 4 besteht aus dem Stegrad 13, dem abgestuften Planetenrad 5 und den beiden Sonnenrädern 6 und B. Der Antrieb des zweiten Umlaufgetriebes 4 erfolgt in der Fig. 1 von dem Antriebsorgan 1 über Zahnrad 2, Stegrad 14 des ersten Umlaufgetriebes 3 und über das Vor gelege 15 mit der sm wesentlichen konstanten Dreh zahl n1'. Es ist aber auch möglich, das zweite Um laufgetriebe 4 mit einem vom Antriebsorgan 1 un abhängigen eigenen Antrieb analog dem Antrieb 1, 2 zu versehen.
Mit dem Sonnenrad 6 steht über den zweiten Abtrieb 7 des Getriebes 4 die elektrisch steuerbare Bremse 10 in Verbindung, während eine weitere elektrisch steuerbare Bremse 11 über einen ersten Abtrieb 9 des Getriebes 4 mit dem Sonnenrad 8 verbunden ist. Der erste Abtrieb 9 trägt ausserdem das zum Zwischengetriebe 12 gehörende Zahnrad 27. Wird beispielsweise die elektrisch steuerbare Bremse 10 hinreichend durch die Steuerspannung U3 über die Leitungen 32 erregt, so wird der zweite Abtrieb 7 des zweiten Umlaufgetriebes 4 vollständig abgebremst, womit der erste Abtrieb 9 seine höchste, durch die Antriebsdrehzahl ni sowie durch die Zähnezahlen der Sonnenräder 6 und 8 sowie des umlaufenden Planetenrades 5 gegebene Drehzahl erreicht.
Wird anderseits die elektrisch steuerbare Bremse 11 hinreichend durch die Steuerspannung U3" über die Leitungen 31 erregt, so wird der erste Abtrieb 9 des zweiten Umlaufgetriebes 4 voll ständig abgebremst. Somit kann die Drehzahl n9 des ersten Abtriebes 9 des zweiten Umlaufgetriebes 4 durch Beeinflussung der elektrisch steuerbaren Bremsen 10 und 11 stufenlos vom höchsten mög lichen Wert bis zum Stillstand verändert werden.
Die vom Wert 0 bis zum Höchstwert n9",ax ver änderliche Drehzahl n9 des ersten Abtriebes 9 des zweiten Umlaufgetriebes 4 wird im Zwischengetriebe 12 auf die gewünschte Drehzahl n3, welche somit zwischen dem Wert 0 und dem Höchstwert n.m.. regelbar ist, übersetzt bzw. untersetzt. Beträgt diese Drehzahl n"", beispielsweise 1/5 des Mittelwertes von n2, so kann damit die Drehzahl n2 des ersten Abtriebes 25 des ersten Umlaufgetriebes 3 um etwa 1/l0 ihres mittleren Wertes verändert werden.
Die Dimensionierung des Reguliergetriebes resp. die Aufteilung der möglichen Übersetzungsverhältnisse des ersten Umlaufgetriebes 3, des zweiten Umlauf getriebes 4 und des Zwischengetriebes 12 werden durch die nachstehenden Bedingungen bestimmt, nämlich 1. durch den Variationsbereich der zu regeln "i, bis n","., welcher den Drehzahl n2 von n, Variationsbereich durch den Verwendungs zweck des Reguliergetriebes gegeben ist;
2. durch das maximale Bremsmoment MB, wel ches durch jede der beiden Bremsen 10 und 11 aufgebracht werden kann, und 3. durch die Anforderungen bezüglich des dyna mischen Verhaltens des Reguliergetriebes, be dingt durch das Massenträgheitsmoment, wel ches die Geschwindigkeit, mit welcher die regelbare Drehzahl n2 verändert werden kann, begrenzt.
Je nach Anwendung eines stufenlos regulierbaren Getriebes können die mechanischen Lasten 24 er hebliche Trägheitsmomente aufweisen. Sind gleich zeitig die Anforderungen bezüglich des dynamischen Verhaltens ziemlich hoch, so sind entsprechend grosse Steuerdrehmomente erforderlich.
Das vor liegende Verfahren und die entsprechende Vor richtung ermöglichen in solchen Fällen sehr vorteil hafte Lösungen, indem durch entsprechende Dimen- sionierung des Zwischengetriebes 12 das an den Abtrieben 9 und 7 bzw. an den elektrisch steuer baren Bremsen 11 und 10 noch wirksame Trägheits- moment so weit reduziert werden kann, dass das zur Überwindung der Massenträgheit erforderliche Bremsmoment nur noch in geringem Masse spürbar ist.
Die Trägheitsmomente der mit den Abtrieben 9 und 7 verbundenen drehenden Massenteile lassen sich konstruktiv ohne weiteres gering halten, da die Drehmomente ja relativ gering sind, verglichen mit den Drehmomenten, welche am Abtrieb 25 durch die Last 24 auftreten.
Ist der Regelbereich +/-d n2 für die Drehzahl n2 relativ gering, beispielsweise -+-/-10 bis +/-300/D, so lassen sich mit dem erfindungsgemässen Verfahren und der entsprechenden Vorrichtung ohne weiteres sehr günstige Lösungen erreichen, da das über- setzungsverhältnis des Zwischengetriebes 12 ohne weiteres relativ hoch gewählt werden kann, wodurch sich die oben beschriebenen Vorteile ergeben.
Um einen relativ grossen Regelbereich -+-/-d n2 der Lastdrehzahl n2 bei gleichzeitig hohem über setzungsverhältnis des Zwischengetriebes 12 zu er reichen, besteht die Möglichkeit, die mittleren Dreh- zahlen n7 und n, der Abtriebe 7 und 9 bzw. der elektrisch steuerbaren Bremsen 11 und 10 durch Erhöhung der Antriebsdrehzahl n,' des zweiten Um laufgetriebes 4 zu erhöhen. Dabei fallen selbstver ständlich die mit den Abtrieben 9 und 7 des zweiten Umlaufgetriebes 4 verbundenen Massen stärker ins Gewicht.
Bei bestimmten Drehzahlen n9 und n7 bringt eine weitere Erhöhung der Antriebsdrehzahl ni keine Vorteile mehr mit sich. Die optimale Dimensionierung des erfindungsgemässen Getriebes lässt sich durch relativ einfache Berechnungen ohne weiteres heraus finden.
Die einfachste Umsetzung der Drehzahl n9 in die Drehzahl ng des zweiten Abtriebes 26 des ersten Umlaufgetriebes 3 erfolgt gemäss Fig. 1 durch ein Stirnradgetriebe, in welchem das auf der Achse des ersten Abtriebes 9 des zweiten Umlaufgetriebes 4 sitzende Stirnrad 27 über das Zwischenrad 29 in das Stirnrad 28 eingreift. Es sind jedoch auch Anordnungen ohne Zahnräder möglich oder jede andere Art nicht selbsthemmender Kraftübertragung.
Bei einer Anordnung gemäss Fig.1 wird das mittlere statische Drehmoment der Last 24 über das erste Umlaufgetriebe 3 auf den ersten Abtrieb 9 und somit auf die Bremse 11 übertragen, so dass durch letztere ein um den Faktor des übersetzungs- verhältnisses 1 entsprechendes kleineres mittleres ü12 statisches Moment aufgebracht werden muss. Dies kann unter Umständen zu Schwierigkeiten führen und das erfindungsgemässe Verfahren und die ent sprechende Vorrichtung erlauben in diesem Falle Anordnungen, welche diesen Nachteil nicht auf weisen.
Eine Entlastung des zweiten Umlaufgetriebes 4 von dem von der Last 24 auf den ersten Abtrieb 9 übertragenen statischen Lastmoment kann dadurch erreicht werden, dass anstelle des einfachen, nicht selbsthemmenden Zwischengetriebes 12 ein von der Lastseite her selbsthemmendes Getriebe, beispiels weise ein Schneckengetriebe mit der Schnecke 19, dem Schneckenrad 20 und dem Winkeltrieb 27' ge mäss Fig. 4 verwendet wird. In diesem Falle stützt sich das statische Lastmoment vollständig über das Schneckenrad 20 auf die Schnecke 19 ab und wird nicht mehr weiter auf das zweite Umlauf getriebe 4 übertragen.
Dies ist so lange der Fall, als der Tangens des Steigungswinkels y der Schnecke 19 gleich oder kleiner ist als der Reibungskoeffizient ,u des Schneckengetriebes 19, 20. Das Schnecken getriebe wandelt jedoch die Drehzahl n9 des ersten Abtriebes 9 des zweiten Umlaufgetriebes 4 ün die Drehzahl n3 des zweiten Abtriebes 26 des ersten Umlaufgetriebes 3 um, wie es bereits im vorher gehenden Abschnitt beschrieben wurde. Es kann unter Umständen vorteilhaft sein, auf eine vollständige Selbsthemmung zu verzichten und das Schnecken getriebe nur teilweise selbsthemmend vorzusehen.
Der Fehlerverstärker 30 erhält ein stufenlos veränderbares elektrisches Steuersignal U1, welches dem Sollwert der geregelten Drehzahl n2 entspricht, sowie eine dem Istwert der geregelten Drehzahl n, proportionale Spannung Uz, welche in einem Tacho generator 23 erzeugt wird. Der Fehlerverstärker 30 hat zur Aufgabe, die beiden elektrisch steuerbaren Bremsen 10 und 11 mit den erforderlichen Steuer spannungen U. und U3' zu versehen. Die Funktions weise dieses Fehlerverstärkers 30 ist anhand der Fig.2 und 3 beispielsweise erklärt.
In Fig. 2 ist der Verlauf der Ausgangsspannungen U3 und U." in Funktion des Eingangssignals Ui Uz dargestellt, und zwar für den Fall eines Fehler verstärkers 30, in welchem positive Eingangssignale +(U,- <I>U,)</I> und negative Eingangssignale -(U1-U,) getrennt verstärkt werden.
In diesem Falle ist bei spielsweise die Steuerspannung U.' für negative Ein gangssignale -(Ui U2) immer ungefähr gleich Null und steigt dann für positive Eingangssignale<I>+</I> (U1-U2) ungefähr linear bis zu einem Grenzwert an, welcher so bemessen ist, dass die elektrisch steuerbare Bremse hinreichend erregt wird. Genau dasselbe Verhauen ergibt sich auch für die Steuerspannung UJ", jedoch mit dem Unterschiede, dass der Steuer bereich bei negativen Steuerspannungen -(U1-U2) liegt.
In Fig. 3 ist die Kennlinie eines Fehlerverstärkers 30 gezeigt, bei welchem das Eingangssignal die Polarität nicht wechselt, wobei sich unter Umständen ein etwas vereinfachter Aufbau ergibt.
Der Fehlerverstärker 30 erhält ein elektrisches Steuersignal U1, welches dem Sollwert der regel baren Drehzahl n, entspricht, sowie eine dem Istwert der regelbaren Drehzahl n2 proportionale Spannung U,, welche in einem Tachogenerator 23 erzeugt wird. Je nach Verwendungszweck kann der Tachogenerator 23 so vorgesehen werden, dass die regelbare Dreh zahl n." dem den Sollwert darstellenden Steuersignal U1 entspricht oder dass nur die geregelten Verände rungen +I-An. dieser Drehzahl dem Sollwert ent sprechen.
Der Tachogenerator 23 ist in der Anordnung ge mäss Fig. 1 über ein Stirnradgetriebe 21, 22 mit dem ersten Abtrieb 25 des ersten Umlaufgetriebes 3 gekuppelt, wodurch die von ihm abgegebene Span nung U, der regelbaren Drehzahl n2 der Last 24 pro portional ist. Somit entspricht die ausgeregelte Dreh zahl n, immer dem Steuersignal<B>Up</B> welches den Sollwert darstellt.
Fig.5 zeigt eine Anordnung, bei welcher der Tachogenerator 23 mit dem ersten Abtrieb 9 des zweiten Umlaufgetriebes 4 gekuppelt ist. Diese An ordnung ergibt eine der Drehzahl n9 proportionale Spannung U,, das heisst diese Spannung U2 ist nur den Änderungen d n2 gegenüber der mittleren regel baren Drehzahl n2 proportional, wodurch allfällige Schwankungen der Antriebsdrehzahl n1 nicht aus reguliert werden, wogegen die geregelten Verände rungen +I-An. der Drehzahl annähernd dem Soll wert U1 entsprechend erfolgen.
Das elektrische Steuersignal U1 und die Spannung U2 werden im Fehlverstärker 30 voneinander sub trahiert, so dass die Bremse 10 resp. 11 nur in dem Falle eine Steuerspannung erhält, wenn der Istwert der regelbaren Drehzahl ra, bzw. der Abweichungen +I-An. vom Sollwert, welcher durch das elek trische Steuersignal Ui vorgeschrieben wird, ab weicht.
Die Art des Tachogenerators 23 wird durch den Verwendungszweck des erfindungsgemässen Regu liergetriebes bestimmt. In allen Fällen, wo die regel bare Drehzahl n, der Last 24 stets die gleiche Dreh richtung hat und nur die mittlere regelbare Dreh zahl<I>n,</I> um<I> d n,</I> variiert, kann ein Gleichstrom generator oder ein Wechselstromgenerator mit zu geordneten Mitteln zur Gleichrichtung und Glättung der abgegebenen Wechselspannung verwendet wer den.
Soll jedoch die Drehrichtung der regelbaren Drehzahl ra, der Last 24 umkehrbar sein, so kann nur ein Gleichstromgenerator als Tachogenerator 23 verwendet werden, der eine für beide Drehrichtungen in der Polarität wechselnde Gleichspannung abgibt.
Die Drehrichtung des ersten Abtriebes 25 des ersten Umlaufgetriebes 3 und somit der Last 24 kann dadurch umkehrbar gemacht werden, d'ass dem zweiten Abtrieb 26 des ersten Umlaufgetriebes 3 durch das Zwischengetriebe 12 eine solche Dreh zahl n., mitgeteilt wird, dass dieselbe noch grösser ist als diejenige Drehzahl n., bei welcher die regel bare Drehzahl n., den Wert 0 aufweist. In diesem Falle kann die Drehrichtung der Last 24 beispiels weise bei Erregung der Bremse 10 im Uhrzeigersinn, bei Erregung der Bremse 11 jedoch im Gegenuhr- eingestellt werden.
Solange jedoch die Drehzahl n, des zweiten Ab triebes 26 des ersten Umlaufgetriebes 3 stets kleiner ist als diejenige Drehzahl, die für die Stillsetzung der regelbaren Drehzahl ra" nötig ist, ist die Dreh richtung der Last 24 stets dieselbe und schwankt zwischen den beiden Extremwerten, beispielsweise zwischen sa"";" bei voller Erregung der Bremse 10 und ra2",;,t bei voller Erregung der Bremse<B>11.</B>
Fig. 6 stellt eine Variante des erfindungsgemässen Reguliergetriebes, jedoch mit gleicher Regulierwir kung der regelbaren Drehzahl n2, dar. Dabei treibt ein Antriebsorgan 1 über ein Zahnrad 2 das um laufende Rad 14, in diesem Falle das ganze Getriebe gehäuse, an. Dieses Getriebegehäuse trägt in seinem Inneren einen Innenzahnkranz 16. In diesen Innen zahnkranz 16 greift ein Zwischenrad 15, welches seinerseits von einem konzentrisch um die Dreh achse des Rades 14 gelagerten Planetenradträger 17 getragen wird. Dieses Zwischenrad 15 treibt eine mit den Planetenrädern 5' und 5" versehene, eben falls im Planetenradträger 17 gelagerte Welle an.
Das Planetenrad 5' steht über das Sonnenrad 8 und die Welle 9, das Planetenrad 5" über das Son nenrad 6 und die Welle 7 mit je einer der elektrisch steuerbaren Bremsen 10 und 11 in Verbindung. Eine aus dem Rad 14 herausragende hohle Achse 25 überträgt die Drehung des Planetenradträgers 17 über das Vorgelege aus den Zahnrädern 21, 29 auf die Last 24.
Ein Tachogenerator 23, durch Zahnrad 22 mit dem Zahnrad 21 gekuppelt, wirkt in der früher beschriebenen Weise auf die Konstant haltung der regelbaren Drehzahl n2. In Fig. 6 ist der selbe mit der Last 24 gekuppelt gezeichnet; er kann jedoch auch mit dem Abtrieb 9 gekuppelt werden, woraus dieselben Eigenschaften resultieren wie bei dem Getriebe gemäss Fig. 5.
Es ist zu erwähnen, dass bei der Anordnung nach Fig. 6 die beiden Umlaufgetriebe zu einer kompak ten Einheit vereinigt sind und einen gemeinsamen Antrieb 14 sowie einen gemeinsamen zweiten Abtrieb 7 aufweisen.
Fig. 7 zeigt ein erfindungsgemässes regelbares Ge triebe nach der schematisch gehaltenen Fig. 4 in einer möglichen räumlichen Anordnung. Hierbei treibt das Antriebsorgan 1 über das Zahnrad 2 das Stegrad 14, 14', in welchem die beiden umlaufenden Planeten räder 5', 5" und 16', 16" mit ihrer Verbindungs welle 5"' bzw. 16"' gelagert sind. Durch die Ver einigung der beiden, in Fig. 4 getrennt übereinander gezeichneten, Planetengetriebe 3 und 4 zu einer kompakten Einheit entfällt das Stegrad 13 sowie das Vorgelege 15.
Die konstruktive Ausbildung er fordert zum Teil einige zusätzliche Getriebeteile, welche jedoch auf die prinzipielle Arbeitsweise des Getriebes keinen Einfluss haben.
Die Bremse 10 wirkt über den Abtrieb 7 und Zahnradvorgelege 33, 34 auf das lose auf dem Ab trieb 25 drehbare Sonnenrad 6, in welches das. äussere Zahnrad 5' entsprechend dem äusseren Rad des Planetenrades 5 in Fig. 4 eingreift. Das innere Zahnrad S" greift in das Sonnenrad 8, welches über den lose durch den Stegradteil 14' und das Sonnenrad 18 hindurchgehenden Abtrieb 9 mit dem Zahnrad 35 verbunden ist.
Die Bremse 11 steht über die Zwischenräder 36 und 37 mit dem genannten Zahnrad 35 in Verbindung, so dass also, entspre chend Fig.4, die Bremse 11 auf das Sonnenrad 8 einwirkt. Gleichzeitig treibt auch der Abtrieb 9 über die genannten Zwischenräder 35, 36 und 37 die Schnecke 19 an, in wolche das Schneckenrad 20 eingreift.
Dieses wirkt über den Winkeltrieb 27' auf das Sonnenrad 18 ein. (Schneckengetriebe 19, 20 und der Winkeltrieb 27' bilden zusammen das Zwischengetriebe 12 der Fig. 1, 4 und 5.) In das Sonnenrad 18 greift das äussere Zahnrad 16' ent sprechend dem inneren Rad des Planetenrades 16 in Fig.4, während das innere Zahnrad 16" über das Sonnenrad 17 den Abtrieb 25 und damit die Last 24 unter Zwischenschaltung eines Getriebes 25', 21, 29 antreibt. Die Drehzahl des Rades 29 wird noch über Zahnrad 22 auf den Tachogenerator 23 übertragen, wie dies bereits vorher erläutert wurde.
Fig. 8 zeigt das in Fig.6 schematisch gezeigte Reguliergetriebe in beispielsweiser räumlicher An ordnung entsprechend einem Anwendungsbeispiel. Es ist dabei zu beachten, d'ass das Antriebsrad 2 nur lose auf dem Abtrieb 25 als Zwischenrad läuft und die Umdrehungen eines nicht gezeichneten An triebsorgans auf das Gehäuse 14 überträgt. Das Kegelrad 29' bildet ein übertragungsorgan der re gelbaren Drehzahl n2 des Abtriebes 25 auf weitere, nicht gezeichnete, in der Drehzahl geregelte An ordnungen.
Auch bei diesem Reguliergetriebe wird jeweils die regelbare Drehzahl n2 der Last 24 durch einen Tachogenerator 23 überwacht, welcher ent weder mit dem Abtrieb 25 oder mit dem Abtrieb 9 gekuppelt sein kann.
Als Bremsen 10 und 11 sind beliebige, elektrisch steuerbare Bremsen verwendbar, sofern ihr dyna misches Verhalten den Anforderungen genügt. Als rein elektrisch gesteuerte Bremsen können beispiels weise Wirbelstrombremsen eingesetzt werden, welche ein dem Erregerstrom proportionales Bremsmoment aufweisen.
Eine weitere Ausbildung der Bremsen als elek- trisch-hydraulische Bremsen ist möglich, bei wel chen die durch hydraulische Mittel erzeugte Brems kraft vom Fehlerverstärker 30 elektrisch gesteuert wird.
Denkbar sind auch elektrisch-mechanisch ge steuerte Bremsen, bei welchen der Fehlerverstärker 30 eine mechanische Stellgrösse beeinflusst und diese mechanische Stellgrösse ein proportionales Brems moment mechanisch hervorruft.
Mit Vorteil werden jedoch Magnetpulverbremsen verwendet. Diese erzeugen ein dem jeweiligen Er regerstrom entsprechendes Bremsmoment. Den sche matischen, beispielsweisen Aufbau einer der beiden Magnetpulverbremsen 10 und 11, welche beide iden tisch ausgeführt sein können, zeigt Fig. 9.
Die in den beiden Wälzlagern 45 und 46 ge lagerte Welle 40 trägt auf dem in das Bremsgehäuse 42 ragenden Ende einen tellerförmigen Rotor 41 aus ferromagnetischem Material. Ein pilzförmiger Eisenkern 43 bildet längs seines Randes mit dem Bremsgehäuse 42 einen Luftspalt, in welchen der zylindrische Teil des Rotors 41 hineinragt. Der ge nannte Luftspalt ist teilweise mit Magneteisenpulver 50 ausgefüllt. Den übrigen Raum zwischen dem Gehäuse 42 und dem Eisenkern 43 füllt ein Spulen körper 49 aus, welcher die Magnetwicklung 44 ent hält und ausserdem Dichtungskanäle zur Aufnahme der Dichtungen 47 und 48 aufweist.
Letztere sollen das Eindringen des Magneteisenpulvers 50 in die Magnetwicklung 44 verhindern. Solange der Wick lung 44 über die Zuleitung 31 keine Spannung U"3 zugeführt wird, dreht sich der tellerförmige Rotor 41 im Luftspalt und in dem Eisenpulver 50 ohne wesent liche Reibung. Wird jedoch durch Anlegen einer Spannung U"3 an die Zuleitung 31 in dem magne tischen Kreis der Bremse ein magnetischer Fluss 0 erzeugt, so suchen sich die Teilchen des Magnet eisenpulvers 50 längs der radialen magnetischen Kraftlinien im Luftspalt auszurichten und üben da bei ein Reibungsmoment auf den tellerförmigen Rotor 41 aus.
Dieses Reibungsmoment wächst mit der angelegten Spannung U"3 und äussert sich darin, dass die Drehzahl der Welle 40 bei gleichbleiben dem Drehmoment bis zum Stillstand abgebremst wer den kann. Bei kleiner werdender Spannung U"3 an der Magnetwicklung 44 lässt die Bremskraft wieder nach und das Magneteisenpulver 50 gibt den teller förmigen Rotor 41 wieder frei.
Die in den Fig. 1, 4 und 5 beispielsweise als Planeten-Stirnradgetriebe gezeichneten Umlaufgetriebe 3 und 4 können auch als Kegelrad-Differentialgetriebe ausgebildet sein.
Method and device for electrically regulating a load speed The technology already knows numerous versions of electrically controlled continuously variable drives, the output speed of which is a function of an electrical control signal.
Most of these electrically controlled transmissions of conventional design, however, generally react rather sluggishly, since the loads to be driven usually only have to follow relatively slow changes in speed. In such continuously variable drives, the ratio between the moment of inertia of the rotating parts and the attacking torque therefore plays a subordinate role.
For speed changes that have to be made very quickly, as required in certain applications of automatic regulating devices, the electrically controlled transmissions described above are not suitable, since the torque available in relation to the inertia to be overcome is usually too low, the maximum possible regulating frequencies leaves.
Also known are drives in connection with mechanical continuously variable transmissions, which behave more favorably in terms of inertia with respect to speed changes. With these mechanical continuously variable transmissions, the ratio between the input speed and the output speed is set using a mechanical standing variable. In those cases in which the output speed should be a function of an electrical control signal, this requires that, in addition to the regulating gear, a device for converting this electrical control signal into the corresponding mechanical manipulated variable is present.
This mechanical standing quantity, which influences the output speed, must therefore follow the changes in the electrical control signal with as little inertia as possible. Such arrangements are therefore relatively extensive.
The present invention overcomes these parts after and relates to a method for stepless elec trical regulation of the speed of mechanical loads, in which at least one first epicyclic gear is driven at a substantially constant speed, with a first output of this epicyclic gear with a controllable Speed to be driven load is mechanically coupled, in which further at least two electrically controllable brakes are used, which are coupled to one of two outputs of a second epicyclic gear, which is driven at a substantially constant speed,
wherein the first output of the second epicyclic gear acts via parts of the epicyclic gears or via an intermediate gear on a second output of the first epicyclic gear, in which the first electrically controllable brake is also excited accordingly for setting the one possible extreme value of the controllable speed of the load and thus the second output of the second epicyclic gear is braked in the desired manner and for the setting of the other possible extreme value of the controllable speed, the second .electrically controllable brake is correspondingly energized and thus the first output of the second epicyclic gear is desired
Way is braked, with an electrical control signal, which represents the setpoint of the Tegel ble speed, as well as a voltage obtained in a tachometer generator, which represents a second control signal in the form of the actual value of the controllable speed, are fed to an error amplifier in which the two mentioned electrical signals are compared with each other, the difference of which represents an error signal which is amplified in the error amplifier and fed to the electrically controllable brakes as voltages,
This ensures that the controllable speed of the load always has approximately the desired value.
The invention also relates to a device for carrying out the method and comprises a first epicyclic gear, which is driven at a substantially constant speed and has a regulated first drive coupled to a load and a second likewise regulated output, furthermore a second epicyclic gear which is connected to is driven at an essentially constant speed and its first output is mechanically connected to an electrically controllable brake and its second output is mechanically connected to another electrically controllable brake,
as well as an inter mediate gear to convert the variable speed of the first output of the second Umlaufgetrie bes in the speed of the second output of the first epicyclic gear, also an electrical error amplifier for controlling the brakes according to an electrical setpoint control signal, and a tachometer generator to form a The electrical quantity proportional to the actual value of the controllable speed.
The invention is explained below with reference to drawings, for example. 1 shows schematically a regulating gear according to the invention, FIGS. 2 and 3 the characteristic curves of two example error amplifiers, FIG. 4 a variant of the regulating gear according to FIG. 1, FIG. 5 a further variant of the regulating gear according to FIG. 1, FIG 6 a third variant of the regulating gear according to FIG. 1, FIG. 7 a possible structural design of the regulating gear according to FIG. 4,
8 shows a further structural embodiment of the regulating gear according to FIG. 6, FIG. 9 is a sectional drawing through a magnetic particle brake, for example.
The regulating gear according to the invention according to FIG. 1 can be divided into three individual gears in terms of function and structure, namely a first epicyclic gear 3, a second epicyclic gear 4 and an intermediate gear 12.
The drive speed of the first epicyclic gear 3, n1, as well as that of the second epicyclic gear 4, n, 'are freely selectable and the speeds of the outputs of these epicyclic gears n2, n3, n7, n9 can also be chosen according to the constructive requirements the. Together with the intermediate gear 12, the dimensioning of which largely influences the properties of the regulating gear according to the invention, the regulating gear can be adapted to all requirements with regard to the regulating range of the load 24 and the regulating properties.
In Fig. 1, the Stegrad 14 of a first order is running gear, for example a planetary gear 3, driven by a drive member 1 via a gear 2 at the substantially constant speed n1. The Stegrad 14 carries a graduated Pla designated wheel 16, in which the two sun gears 17 and 18 engage. The first sun gear 17 drives the load 24 via the first output 25 of the first Umlaufgetrie 3 at the controllable speed n2, which speed n can be changed by an amount +/- 4n2 around its mean value.
The second sun gear 18 is connected via a second output 26 of the first epicyclic gear 3 to the gear 28 of an intermediate gear 12 and is driven by this at a variable speed n3.
The controllable speed n. Of the first sun gear 17, respectively. the first output 25 can at constant ter speed n1 of the pinion 14 by changing the speed n3 of the second output 26 of the first epicyclic gear 3, respectively. of the sun gear 18 be influenced. This speed n 3 of the second output 26 is given by the transmission ratio ü1, of the intermediate gear 12, with which the speed n9 of the first output 9 of a second epicyclic gear, for example the planetary gear 4, is converted into the speed n3.
The second epicyclic gear 4 consists of the star gear 13, the stepped planet gear 5 and the two sun gears 6 and B. The drive of the second epicyclic gear 4 takes place in FIG. 1 from the drive member 1 via gear 2, star gear 14 of the first epicyclic gear 3 and over the before laid 15 with the sm essentially constant speed n1 '. It is also possible, however, to provide the second running gear 4 with an independent drive analogous to the drive 1, 2, independent of the drive member 1.
The electrically controllable brake 10 is connected to the sun gear 6 via the second output 7 of the transmission 4, while a further electrically controllable brake 11 is connected to the sun gear 8 via a first output 9 of the transmission 4. The first output 9 also carries the gear wheel 27 belonging to the intermediate gear 12. If, for example, the electrically controllable brake 10 is sufficiently excited by the control voltage U3 via the lines 32, the second output 7 of the second epicyclic gear 4 is completely braked, whereby the first output 9 reached its highest, given by the drive speed ni and the number of teeth of the sun gears 6 and 8 and the rotating planet gear 5.
If, on the other hand, the electrically controllable brake 11 is sufficiently energized by the control voltage U3 ″ via the lines 31, the first output 9 of the second epicyclic gear 4 is fully braked. Thus, the speed n9 of the first output 9 of the second epicyclic gear 4 can be controlled by the electrical controllable brakes 10 and 11 can be changed continuously from the highest possible value to a standstill.
The speed n9 of the first output 9 of the second epicyclic gear 4, which is variable from the value 0 to the maximum value n9 ", ax, is translated or translated in the intermediate gear 12 to the desired speed n3, which can thus be regulated between the value 0 and the maximum value nm. If this speed n "" is, for example, 1/5 of the mean value of n2, the speed n2 of the first output 25 of the first epicyclic gear 3 can be changed by about 1/10 of its mean value.
The dimensioning of the regulating gear respectively. the distribution of the possible gear ratios of the first epicyclic gear 3, the second epicyclic gear 4 and the intermediate gear 12 are determined by the following conditions, namely 1. by the range of variation of the "i, to n", "., which the speed n2 of n, range of variation is given by the intended use of the regulating gear;
2. by the maximum braking torque MB, which can be applied by each of the two brakes 10 and 11, and 3. by the requirements regarding the dynamic behavior of the regulating gear, due to the mass moment of inertia, which is the speed at which the controllable speed n2 can be changed, limited.
Depending on the application of an infinitely variable transmission, the mechanical loads 24 can have considerable moments of inertia. If at the same time the requirements with regard to the dynamic behavior are quite high, correspondingly large control torques are required.
The present method and the corresponding device enable very advantageous solutions in such cases, in that by appropriate dimensioning of the intermediate gear 12, the moment of inertia still effective on the drives 9 and 7 or on the electrically controllable brakes 11 and 10 can be reduced to such an extent that the braking torque required to overcome the inertia can only be felt to a small extent.
The moments of inertia of the rotating mass parts connected to the outputs 9 and 7 can easily be kept low in terms of design, since the torques are relatively low compared to the torques which occur at the output 25 due to the load 24.
If the control range +/- d n2 for the speed n2 is relatively small, for example - + - / - 10 to +/- 300 / D, very favorable solutions can easily be achieved with the method according to the invention and the corresponding device, since the The transmission ratio of the intermediate gear 12 can easily be selected to be relatively high, resulting in the advantages described above.
In order to achieve a relatively large control range - + - / - d n2 of the load speed n2 with a simultaneously high transmission ratio of the intermediate gear 12, it is possible to set the mean speeds n7 and n, the drives 7 and 9 or the electrically controllable ones Brakes 11 and 10 by increasing the drive speed n, 'of the second order running gear 4 to increase. In this case, of course, the masses associated with the outputs 9 and 7 of the second epicyclic gear 4 are more significant.
At certain speeds n9 and n7, a further increase in the drive speed ni no longer has any advantages. The optimal dimensioning of the transmission according to the invention can easily be found out through relatively simple calculations.
The simplest conversion of the speed n9 into the speed ng of the second output 26 of the first epicyclic gear 3 takes place according to FIG. 1 by a spur gear, in which the spur gear 27 seated on the axis of the first output 9 of the second epicyclic gear 4 via the intermediate gear 29 into the Spur gear 28 engages. However, arrangements without gears or any other type of non-self-locking power transmission are also possible.
In an arrangement according to FIG. 1, the mean static torque of the load 24 is transmitted via the first epicyclic gear 3 to the first output 9 and thus to the brake 11, so that the latter results in a lower mean ü12 corresponding to the factor of the transmission ratio 1 static moment must be applied. Under certain circumstances, this can lead to difficulties and the method according to the invention and the corresponding device in this case allow arrangements which do not have this disadvantage.
Relief of the second epicyclic gear 4 from the static load torque transmitted from the load 24 to the first output 9 can be achieved by using a gear that is self-locking from the load side, for example a worm gear with the worm 19, instead of the simple, non-self-locking intermediate gear 12 , the worm wheel 20 and the angle drive 27 'according to FIG. 4 is used. In this case, the static load torque is supported completely via the worm wheel 20 on the worm 19 and is no longer transmitted to the second epicyclic gear 4.
This is the case as long as the tangent of the pitch angle y of the worm 19 is equal to or smaller than the coefficient of friction u of the worm gear 19, 20. The worm gear, however, converts the speed n9 of the first output 9 of the second epicyclic gear 4 ün the speed n3 of the second output 26 of the first epicyclic gear 3, as already described in the previous section. Under certain circumstances it can be advantageous to forego complete self-locking and to provide the worm gear only partially self-locking.
The error amplifier 30 receives a continuously variable electrical control signal U1, which corresponds to the setpoint value of the regulated speed n2, and a voltage Uz proportional to the actual value of the regulated speed n, which is generated in a tachometer generator 23. The error amplifier 30 has the task of providing the two electrically controllable brakes 10 and 11 with the necessary control voltages U. and U3 '. The function of this error amplifier 30 is explained with reference to FIGS. 2 and 3, for example.
In Fig. 2 the course of the output voltages U3 and U. "is shown as a function of the input signal Ui Uz, for the case of an error amplifier 30, in which positive input signals + (U, - <I> U,) </ I > and negative input signals - (U1-U,) are amplified separately.
In this case, for example, the control voltage U. ' for negative input signals - (Ui U2) always approximately equal to zero and then increases for positive input signals <I> + </I> (U1-U2) approximately linearly up to a limit value which is dimensioned so that the electrically controllable brake is sufficiently excited. Exactly the same mess also results for the control voltage UJ ", but with the difference that the control range is at negative control voltages - (U1-U2).
3 shows the characteristic curve of an error amplifier 30 in which the input signal does not change polarity, with a somewhat simplified structure possibly resulting.
The error amplifier 30 receives an electrical control signal U1, which corresponds to the setpoint value of the controllable speed n, and a voltage U ,, which is proportional to the actual value of the controllable speed n2, which is generated in a tachometer generator 23. Depending on the purpose of use, the tachometer generator 23 can be provided so that the controllable speed n. "Corresponds to the control signal U1 representing the setpoint or that only the regulated changes + I-An. Of this speed correspond to the setpoint.
The tachometer generator 23 is coupled in the arrangement according to FIG. 1 via a spur gear 21, 22 with the first output 25 of the first epicyclic gear 3, whereby the voltage U output by it, the controllable speed n2 of the load 24 is proportional. The regulated speed n always corresponds to the control signal <B> Up </B> which represents the setpoint.
5 shows an arrangement in which the tachometer generator 23 is coupled to the first output 9 of the second epicyclic gear 4. This arrangement results in a voltage U proportional to the speed n9, that is, this voltage U2 is only proportional to the changes d n2 compared to the mean controllable speed n2, which means that any fluctuations in the drive speed n1 are not regulated, whereas the controlled changes + I-An. the speed approximately the set value U1 take place accordingly.
The electrical control signal U1 and the voltage U2 are subtracted from each other in the error amplifier 30, so that the brake 10, respectively. 11 receives a control voltage only if the actual value of the controllable speed ra or the deviations + I-An. from the setpoint, which is prescribed by the electrical control signal Ui, deviates.
The type of tachometer generator 23 is determined by the intended use of the inventive Regu liergetriebes. In all cases where the controllable speed n, of the load 24 always has the same direction of rotation and only the mean controllable speed <I> n, </I> varies by <I> dn, </I>, a Direct current generator or an alternating current generator with assigned means for rectifying and smoothing the output alternating voltage who used the.
If, however, the direction of rotation of the controllable speed ra of the load 24 is to be reversible, only a direct current generator can be used as the tachometer generator 23, which outputs a direct voltage that changes polarity for both directions of rotation.
The direction of rotation of the first output 25 of the first epicyclic gear 3 and thus the load 24 can be made reversible, d'ass the second output 26 of the first epicyclic gear 3 through the intermediate gear 12 such a speed n., Is communicated that it is even greater is the speed n. at which the controllable speed n., has the value 0. In this case, the direction of rotation of the load 24 can, for example, be set clockwise when the brake 10 is excited, but counterclockwise when the brake 11 is excited.
However, as long as the speed n, of the second drive from 26 of the first epicyclic gear 3 is always less than the speed that is necessary for stopping the controllable speed ra ", the direction of rotation of the load 24 is always the same and fluctuates between the two extreme values, for example between sa ""; " with full excitation of the brake 10 and ra2 ″,;, t with full excitation of the brake <B> 11. </B>
Fig. 6 shows a variant of the regulating gear according to the invention, but with the same Regulierwir effect of the adjustable speed n2. Here, a drive element 1 drives the rotating wheel 14, in this case the entire gear housing, via a gear 2. This gear housing carries an inner ring gear 16 in its interior. In this inner ring gear 16 engages an intermediate gear 15, which in turn is carried by a planet gear carrier 17 mounted concentrically around the axis of rotation of the wheel 14. This intermediate wheel 15 drives a shaft which is provided with the planetary gears 5 'and 5 "and is also mounted in the planetary gear carrier 17.
The planet gear 5 'is connected via the sun gear 8 and the shaft 9, the planet gear 5 "via the sun gear 6 and the shaft 7 with one of the electrically controllable brakes 10 and 11. A hollow axle 25 protruding from the gear 14 transmits the rotation of the planetary gear carrier 17 on the load 24 via the reduction gear consisting of the gears 21, 29.
A tachometer generator 23, coupled by gear 22 to gear 21, acts in the manner described earlier to keep the controllable speed n2 constant. In Fig. 6 the same is shown coupled to the load 24; however, it can also be coupled to the output 9, which results in the same properties as in the case of the transmission according to FIG. 5.
It should be mentioned that in the arrangement according to FIG. 6, the two epicyclic gears are combined to form a compact unit and have a common drive 14 and a common second output 7.
Fig. 7 shows a controllable gear according to the invention according to the schematically held Fig. 4 in a possible spatial arrangement. Here, the drive member 1 drives the gear wheel 2, the web 14, 14 ', in which the two revolving planet gears 5', 5 "and 16 ', 16" with their connecting shaft 5 "' and 16" 'are mounted. By combining the two planetary gears 3 and 4, shown separately one above the other in FIG. 4, to form a compact unit, the linkage 13 and the back gear 15 are omitted.
The constructive training he partly requires some additional transmission parts, which, however, have no influence on the basic operation of the transmission.
The brake 10 acts via the output 7 and the gear train 33, 34 on the sun gear 6 which is loosely rotatable on the drive 25 and in which the outer gear 5 'engages corresponding to the outer gear of the planetary gear 5 in FIG. The inner gear S ″ engages in the sun gear 8, which is connected to the gear 35 via the output 9 passing loosely through the stem part 14 ′ and the sun gear 18.
The brake 11 is connected via the intermediate gears 36 and 37 to the aforementioned gear 35, so that the brake 11 acts on the sun gear 8 according to FIG. At the same time, the output 9 also drives the worm 19 via the named intermediate gears 35, 36 and 37, in which the worm wheel 20 engages.
This acts on the sun gear 18 via the angular drive 27 ′. (Worm gear 19, 20 and the angular drive 27 'together form the intermediate gear 12 of Figs. 1, 4 and 5.) In the sun gear 18, the outer gear 16' engages accordingly the inner gear of the planetary gear 16 in Fig. 4, while the inner gear 16 ″ drives the output 25 and thus the load 24 via the sun gear 17 with the interposition of a gear 25 ', 21, 29. The speed of the gear 29 is still transmitted via gear 22 to the tachometer generator 23, as already explained above .
Fig. 8 shows the regulating gear shown schematically in Fig.6 in an exemplary spatial order according to an application example. It should be noted here that the drive wheel 2 runs only loosely on the output 25 as an intermediate wheel and transmits the revolutions of a drive member, not shown, to the housing 14. The bevel gear 29 'forms a transmission element of the re controllable speed n2 of the output 25 to other, not shown, regulated in the speed of orders.
In this regulating gear, too, the controllable speed n2 of the load 24 is monitored by a tachometer generator 23, which can be coupled either to the output 25 or to the output 9.
As brakes 10 and 11, any electrically controllable brakes can be used, provided their dynamic behavior meets the requirements. Eddy current brakes, for example, which have a braking torque proportional to the excitation current, can be used as purely electrically controlled brakes.
A further embodiment of the brakes as electric-hydraulic brakes is possible in which the braking force generated by hydraulic means is electrically controlled by the error amplifier 30.
Electro-mechanically controlled brakes are also conceivable in which the error amplifier 30 influences a mechanical manipulated variable and this mechanical manipulated variable mechanically produces a proportional braking torque.
However, magnetic particle brakes are advantageously used. These generate a braking torque corresponding to the respective excitation current. The schematic, exemplary structure of one of the two magnetic particle brakes 10 and 11, which can both be designed identically, is shown in FIG. 9.
The ge in the two bearings 45 and 46 superimposed shaft 40 carries a plate-shaped rotor 41 made of ferromagnetic material on the end protruding into the brake housing 42. A mushroom-shaped iron core 43 forms along its edge with the brake housing 42 an air gap into which the cylindrical part of the rotor 41 protrudes. The air gap mentioned is partially filled with magnetic iron powder 50. The remaining space between the housing 42 and the iron core 43 is filled by a coil body 49 which holds the magnetic winding 44 ent and also has sealing channels for receiving the seals 47 and 48.
The latter are intended to prevent the magnet iron powder 50 from penetrating into the magnet winding 44. As long as no voltage U "3 is fed to the winding 44 via the supply line 31, the plate-shaped rotor 41 rotates in the air gap and in the iron powder 50 without significant friction. However, if a voltage U" 3 is applied to the supply line 31 in the Magnetic circuit of the brake generates a magnetic flux 0, the particles of the magnetic iron powder 50 seek to align themselves along the radial magnetic lines of force in the air gap and exert a frictional torque on the plate-shaped rotor 41.
This frictional torque increases with the applied voltage U "3 and is expressed in the fact that the speed of the shaft 40 can be braked to a standstill with the torque remaining the same. As the voltage U" 3 on the magnet winding 44 decreases, the braking force decreases again and the magnetic iron powder 50 releases the plate-shaped rotor 41 again.
The epicyclic gears 3 and 4 shown in FIGS. 1, 4 and 5, for example, as planetary spur gears can also be designed as bevel gear differential gears.