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Steuerung für Dampf-oder Gasturbinen.
Die Erfindung bezieht sich auf solche Steuerungen für Dampf-oder Gasturbinen, bei denen mehrere Einlassventile mittels auf einer gemeinsamen Steuerwelle angeordneter Unrundscheiben betätigt werden und hat Einrichtungen zum Gegenstande, welche sowohl die Schliessals auch die Öffnungsbewegung der einzelnen Ventile zwangsläufig bewirken und gleichzeitig die Ausnutzung eines Verstellwinkels der Steuerwelle um theoretisch 180, praktisch um ungefähr 170 Bogengrade ermöglichen. Die Ausnutzung eines derart grossen Verstellwinkels gewährt die Vorteile, dass die Steigung der Anlaufkurven der Unrundscheiben sanft gewählt werden kann, wodurch das Schlagen der Steuerung hintangehalten und eine günstige Verteilung der Stellkraft des Servomotors erreicht wird.
Die Erfindung besteht im wesentlichen darin, dass jede der auf der Steuerwelle sitzenden Unrundscheiben mittels zweier nach Art eines Lenkerparallelogramms mit der Ventilspindel verbundener Hebel, welche die auf der betreffenden Unrundscheibe laufenden Abnehmerrollen tragen, das ihr zugeordnete Ventil betätigt, so dass die Verstellungen der Ventile sowohl im Sinne des Öffnens als auch des Schliessens zwangsläufig und unter Ausnutzung eines Verdrehungswinkels der Steuerwelle von theoretisch 1800 erfolgt.
Die Fig. 1 der ein Ausführungsbeispiel der Erfindung veranschaulichenden Zeichnung zeigt die neue Steuerung in schematischer Darstellung ; die Fig. 2 stellt die Steuerung in einem durch die Steuerwelle geführten Schnitt dar ; die Fig. 3 zeigt das Zahnradgetriebe, welches den Servomotor mit der Steuerwelle verbindet ; die Fig. 4 zeigt in schematischer Darstellung die Anordnung der Drosselventile zu beiden Seiten der Steuerwelle.
In der Fig. 1 ist bloss eines der Drosselventile dargestellt und mit 8 bezeichnet ; seine Betätigung erfolgt mittels eines Steuernocken oder einer Unrundscheibe 1, die auf der Steuerwelle 2 aufgekeilt ist. Auf der Unrundscheibe 1 laufen zwei Rollen 3 und 3', die auf einarmigen Hebeln 4, 4'befestigt sind, die bei 5 bzw. 51 gelagert sind. Die freien Enden der beiden Hebel 4 sind mit der Spindel 6 des Drosselventils 8 verbunden. Wird behufs Öffnens des Ventils 8 die Unrundscheibe 1 in der Pfeilrichtung (Fig. 1) um den Winkel g gedreht, so gelangt die Rolle 3 vom Punkte a des Umfanges der Unrundscheibe 1 bis zum Punkt b und wird dabei um den Betrag s gehoben, welcher der Differenz der Vektoren an den Punkten a und b entspricht.
Die Verstellung s wird im Verhältnis der Hebelarme x : y vergrössert auf den Hebel 4 übertragen und bewirkt das Anheben des Ventils 8 um den Betrag A. Bei einer Drehung der Unrundscheibe in entgegengesetzter Richtung kehrt die zweite Rolle 3'vom Punkt b', an welchen sie während des Öffnens des Ventils 8 gelangt ist, zu Punkt f/der Unrundscheibe zurück, wodurch sie um den Betrag s gesenkt wird und das Ventil 8 schliesst. Das Öffnen und Schliessen des Ventils 8 erfolgt somit zwangsweise.
In die Ventilspindel 6 ist vorteilhaft eine Pufferfeder 9 eingebaut, deren Hub und Spannung jedoch in keinem Zusammenhang mit dem Hub und der Stellkraft des Ventils steht und die lediglich Ungenauigkeiten des Bewegungsmechanismus durch Ausführungsmängel oder Wärmedehnungen auszugleichen hat.
Das zur Verstellung der Unrundscheibe 1 notwendige Drehmoment ist um so günstiger. je kleiner das Verhältnis der Hebelarme y : x ist. Um diesem Verhältnis einen zulässigen Wert
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geben zu können, ist man bestrebt, den Höchstwert des Ventilhubs A durch Vergrösserung des unmittelbar durch die Unrundscheibe 1 herbeigeführten Hubes s zu erreichen, Wie die Fig. 1 zeigt, ist aber bei gleicher Steigung der Umfangsfläche der Unrundscheibe 1 eine Vergrösserung des Wertes von s nur durch Vergrösserung des Zentriwinkel g möglich. Diese ist aber mit grossen Stellwegen des Servomotors verbunden und verursacht einen grossen Arbeitsaufwand für die Regulierung.
Bei dem bekannten hydraulischen Kraftgetriebe mit mechanischer Rückführung bedingt dies nicht nur ansehnliche Regulatorhübe, sondern infolge der grösser ausfallenden Massen des Rückführgestänges auch grössere Verstellkräfte am Regulator. Dieser muss deshalb grössere umlaufende Massen bei grossen Stellwegen erhalten, sein Gewicht steigt und seine-Betriebsdrehzahl wird kleiner, wodurch ein grösserer konstruktiver Aufwand notwendig wird.
Hiebei wird es immer schwieriger, den Unterschied der Drehzahlen bei Leerlauf und bei Belastung auf das geforderte Mindestmass zu bringen, insbesondere kann die sogenannte vorübergehende Drehzahländerung nach einem Belastungswechsel, die in erster Linie von dem Verhältnis der Muffenbelastung zur Verstellenergie sowie von dem geforderten Stellweg des Reglers abhängig ist, nicht unter 6% gebracht werden.
Den geschilderten Nachteil weisen alle bekannten Ausführungen der Steuerung auf, bei denen der Steuerimpuls des Regulators statt durch hydraulische Kupplungen oder hydraulische Vorsteuerungen durch rein mechanische Mittel, z. B. durch Gestänge und Drehservomotoren, auf die Regulierwelle übertragen'wird.
Die vorliegende Erfindung zielt nun darauf ab, den notwendigen Höchstwert des Ventilhubes mit einem Mindestmass des Hubes von Fliehkraftregler und Servomotor und daher durch ein Minimum von Steuerarbeit zu erreichen. Die Einrichtungen, mittels welcher diese Aufgabe gelöst wird, sind in den Fig. 2-4 der Zeichnung veranschaulicht.
Die Unrundscheiben 1, welche in der Zahl der Drosselventile entsprechender Anzahl vorgesehen sind, sind auf der gemeinsamen Welle 2 aufgekeilt, deren Antrieb durch ein Zahnrad 10 erfolgt, das mit einem Zahnsegment 11 in Eingriff steht, dessen Drehzapfen 12 fest gelagert ist (Fig. 3). Hiebei werden, wie die Fig. 4 zeigt, die Ventile 8, 81, 82, 83 usw. abwechselnd zu beiden Seiten der gemeinsamen Antriebswelle 2 angeordnet. Dadurch ergibt sich eine wesentliche Verkürzung des gemeinsamen Gehäuses, da sich dessen Lage nicht mehr aus der Summe der Durchmesser der Ventilgehäuse bzw. der ihnen zugehörigen Flanschen zusammensetzt. Das Zahnrad 10 und das Zahnradsegment 11 erhalten eine Schraubenverzähnung, um die grösste Genauigkeit zu erzielen und einen toten Gang vollkommen zu vermeiden.
Das Zahnsegment 11 wird mittels einer in einem Zwischenpunkt 13 angreifenden Stange 14 von dem Kolben 15 des Ölservomotors gehoben und versenkt. Durch eine passende Wahl des Angriffspunktes 13 ist es möglich, den grössten bei solchen doppeltwirkenden Nockenscheiben überhaupt ausnutzbaren Verdrehungswinkel des Zahnrades 10 von 180 bei gleichzeitig kleinstem Hub des Kolbens 15 zu erreichen. Der auf diese Weise erreichte sehr geringe Hubdes Kolbens 15 gestattet es nun, mittels der Stange 16, der Geradführung 17 sowie der Stange 18 mit einem Stellweg des Fliehkraftreglers 19 das Auslangen zu finden, der nur einen Bruchteil des bei den bekannten Konstruktionen erforderlichen Stellweges beträgt.
Dadurch wird sowohl der dauernde als auch der vorübergehende Tourenabfall auf ein Mindestmass beschränkt, ohne dass die Regulierung labil wird. Das wesentlich verminderte Volumen des Servomotors gestattet es, mit ganz kleinen Steuerölmengen das Auslangen zu finden, wodurch die Schliesszeiten und die Ausmasse des Steuerschiebers 20 weiter verringert werden.
Wie die Fig. 2 zeigt, können sämtliche Steuerorgane, der Regler 19 mit dem Tourenstellzeug, dem Steuerschieber 20, dem Servomotor samt dem Übertragungsgestänge und dem Zahnradgetriebe 10, 11 leicht in einem einzigen Gusskörper 22, z. B. an dem Lagerdeckel der Maschine, untergebracht werden.
Die beschriebene Steuerung kann mit Vorteil auch bei Zwei-oder Mehrdruckdampfturbinen Verwendung finden, so dass ein Teil des am Zahnrad 10 erreichten Verdrehungswinkels zur Betätigung von Frischdampfventilen, der andere Teil zur Betätigung von Speicher- oder Abdampfventilen dient. Hiebei kann jedem dieser Betriebsmittel ein beliebiger Leistungsanteil zugeordnet werden.
Am vorteilhaftesten wird die Ausführung der Übersetzung bei der beschriebenen Anord- nung so gewählt, dass einer minimalen Verdrehung des Zahnrades 10 um 1700 ein maximaler
Hub von 50 mm des Servomotors entspricht, wodurch ein geringster Aufwand an Steuerarbeit erzielt wird.
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Control for steam or gas turbines.
The invention relates to such controls for steam or gas turbines, in which several inlet valves are actuated by means of non-circular disks arranged on a common control shaft and has devices for the object which inevitably effect both the closing and opening movement of the individual valves and at the same time the use of an adjustment angle of the control shaft by theoretically 180, practically by about 170 degrees of arc. The use of such a large adjustment angle provides the advantage that the slope of the starting curves of the non-circular disks can be selected gently, which prevents the control from beating and a favorable distribution of the actuating force of the servomotor is achieved.
The invention consists essentially in the fact that each of the non-circular disks seated on the control shaft actuates the valve assigned to it by means of two levers connected to the valve spindle in the manner of a handlebar parallelogram, which carry the pick-up rollers running on the relevant non-circular disk, so that the adjustments of the valves both in the sense of opening as well as closing takes place inevitably and using a twist angle of the control shaft of theoretically 1800.
1 of the drawing illustrating an embodiment of the invention shows the new control in a schematic representation; FIG. 2 shows the control in a section guided through the control shaft; Fig. 3 shows the gear train which connects the servomotor to the control shaft; Fig. 4 shows a schematic representation of the arrangement of the throttle valves on both sides of the control shaft.
In FIG. 1, only one of the throttle valves is shown and denoted by 8; it is actuated by means of a control cam or a non-circular disk 1 which is keyed onto the control shaft 2. On the non-circular disk 1 run two rollers 3 and 3 'which are attached to single-armed levers 4, 4' which are mounted at 5 and 51, respectively. The free ends of the two levers 4 are connected to the spindle 6 of the throttle valve 8. If, in order to open the valve 8, the non-circular disk 1 is rotated in the direction of the arrow (Fig. 1) by the angle g, the roller 3 passes from point a on the circumference of the non-circular disk 1 to point b and is raised by the amount s corresponds to the difference between the vectors at points a and b.
The adjustment s is transferred to the lever 4 enlarged in the ratio of the lever arms x: y and causes the valve 8 to be raised by the amount A. When the non-circular disk rotates in the opposite direction, the second roller 3 'returns from point b' to which it has reached point f / of the non-circular disk during the opening of the valve 8, as a result of which it is lowered by the amount s and the valve 8 closes. The valve 8 is therefore forced to open and close.
A buffer spring 9 is advantageously built into the valve spindle 6, but its stroke and tension are not related to the stroke and the actuating force of the valve and which merely has to compensate for inaccuracies in the movement mechanism due to poor design or thermal expansion.
The torque required to adjust the non-circular disk 1 is all the more favorable. the smaller the ratio of the lever arms y: x is. To this ratio a permissible value
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To be able to give, the aim is to achieve the maximum value of the valve stroke A by increasing the stroke s brought about directly by the non-circular disk 1, as shown in FIG only possible by increasing the central angle g. However, this is associated with large travel ranges of the servomotor and causes a great deal of work for the regulation.
In the known hydraulic power transmission with mechanical feedback, this not only requires considerable regulator strokes, but also greater adjustment forces on the regulator due to the larger masses of the feedback linkage. This must therefore have larger rotating masses with large travel ranges, its weight increases and its operating speed is lower, which requires a greater design effort.
In doing so, it is becoming more and more difficult to bring the difference between the speeds at idle and under load to the required minimum level, in particular the so-called temporary speed change after a load change, which primarily depends on the ratio of the socket load to the adjustment energy as well as the required travel of the controller not be brought below 6%.
All known versions of the control have the described disadvantage, in which the control pulse of the regulator is made by purely mechanical means, for example by hydraulic clutches or hydraulic pilot controls. B. by linkage and rotary servomotors, transmitted to the regulating shaft.
The present invention aims to achieve the necessary maximum value of the valve lift with a minimum of the lift of the centrifugal governor and servomotor and therefore with a minimum of control work. The devices by means of which this object is achieved are illustrated in FIGS. 2-4 of the drawing.
The non-circular disks 1, which are provided in the number of throttle valves corresponding to the number, are keyed on the common shaft 2, which is driven by a gearwheel 10 which engages with a toothed segment 11, the pivot pin 12 of which is fixedly mounted (Fig. 3 ). As FIG. 4 shows, the valves 8, 81, 82, 83, etc. are arranged alternately on both sides of the common drive shaft 2. This results in a significant shortening of the common housing, since its position is no longer made up of the sum of the diameters of the valve housings or the flanges associated with them. The gearwheel 10 and the gearwheel segment 11 are provided with helical teeth in order to achieve the greatest possible accuracy and to completely avoid a dead gear.
The toothed segment 11 is raised and lowered by the piston 15 of the oil servomotor by means of a rod 14 engaging at an intermediate point 13. By a suitable choice of the point of application 13, it is possible to achieve the largest angle of rotation of the gearwheel 10 of 180 that can be utilized with such double-acting cam disks while at the same time achieving the smallest stroke of the piston 15. The very small stroke of the piston 15 achieved in this way now makes it possible, by means of the rod 16, the linear guide 17 and the rod 18, to make do with a travel of the centrifugal governor 19 which is only a fraction of the travel required in the known constructions.
As a result, both the permanent and the temporary waste of tours is limited to a minimum without the regulation becoming unstable. The significantly reduced volume of the servomotor makes it possible to make do with very small amounts of control oil, as a result of which the closing times and the dimensions of the control slide 20 are further reduced.
As shown in FIG. 2, all control elements, the controller 19 with the touring tool, the control slide 20, the servomotor including the transmission linkage and the gear mechanism 10, 11 can easily be integrated into a single cast body 22, e.g. B. on the bearing cover of the machine.
The control described can also be used with advantage in two- or multi-pressure steam turbines, so that part of the angle of rotation achieved on gearwheel 10 is used to actuate live steam valves, the other part is used to actuate storage or exhaust valves. Any performance share can be assigned to each of these resources.
Most advantageously, the implementation of the translation in the described arrangement is chosen so that a minimum rotation of the gearwheel 10 by 1700 is a maximum
Stroke of 50 mm of the servomotor corresponds, whereby a minimum of control work is achieved.
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