Die Erfindung bezieht sich auf einen mechanischen Überdrehzahl-Abstellregler nach dem Oberbegriff des Anspruches 1.
Ein erfindungsgemässer Regler gehört zu den in der Fachliteratur als die Gattung der "indifferenten" Regler bekannten Konstruktionen, im besonderen zu den Muffenreglern und dient in Kombination mit herkömmlichen stabilen Drehzahlreglern dem Spezialzweck zusätzlicher Sicherheit durch präzises Abschalten. Solche Regler sind beispielsweise in Dubbel's "Taschenbuch für Maschinenbau" Maschinenbau", Band II, 12. Auflage, Springer Verlag 1966, auf Seite 285 beschrieben.
Alle diese Regler gehen im wesentlichen auf den Drehzahlregler (nach Watt) zurück, wie er beispielsweise auch in Lueger's "Lexikon der Technik", 4. Ausgabe, Band 13, Seite 193 dargestellt ist.
Die bekannten Regler sind zum Teil wenig präzis, sodass es zu Regelunterschieden kommen kann. Insbesondere bei schnelldrehenden Maschinen mit Betriebsspannungen nahe der Festigkeits-Fliessgrenze ist es jedoch erforderlich, eine möglichst exakte Überdrehzahlabstellung zu erreichen, um einerseits nicht unnötig zu früh abzustellen und dadurch eine Betriebsstörung herbeizuführen und andererseits jedoch auch nicht eine Zerstörung der drehenden Maschine zuzulassen.
Bei den bekannten stabilen Systemen kann es darüberhinaus vorkommen, dass trotz einer kurzzeitigen Überdrehzahlüberschreitung - wegen des schwingenden Einpendelns auf den Sollwert - kein Abschalten vorgenommen wird. Um diesen Umstand zu vermeiden, werden bekannte Abstellregler entsprechend niedrig eingestellt, was wiederum eine vollständige Ausnutzung der Maschine verhindert.
Die Erfindung stellt sich daher die Aufgabe, die Genauigkeit eines Abstellvorganges bei entsprechender Auslösedrehzahl wesentlich zu erhöhen. Als Ziel gilt eine Abweichung von weniger als ein Promille.
Diese Aufgabe wird durch eine besondere Kombination von Hebeln und Federn gemäss dem Kennzeichen des Anspruches 1 erreicht. Ein exaktes Abschalten ist gewährleistet. Weitere Ausgestaltungen und Erfindungsmerkmale sind in den Kennzeichen der abhängigen Patentansprüche beschrieben.
Anhand von Skizzen soll die Erfindung näher erläutert werden.
Es zeigen dabei die
Fig. 1 eine massstabsgetreue Ausbildung mit zwei zweiarmigen Hebeln und einer auf der Welle sitzenden, direkt auf die Muffe wirkenden Feder;
Fig. 2 eine Variante zu Fig. 1 in der Gestaltung des Rückzughebels, wobei die nicht durchgehende Muffe des Fliehkraftpendels mittels einem auf ihr gelagerten Rollenpaar von diesem Rückzughebel betätigt wird;
Fig. 2A eine analoge Anordnung mit einer ausserhalb der Welle angeordneten, indirekt über einen Hebel auf die Schiebemuffe wirkenden Rückzugfeder für das Fliehkraftpendel;
Fig. 2B eine Detailvariation der Kraftübertragung auf den Schalter;
Fig. 2C eine vergrösserte Darstellung des Abrollbereiches des einen Hebels an der Laufbahn des zweiten Hebels;
Fig. 3 und 3A Diagramme zur Illustration der Wirkungsweise der Erfindung;
Fig. 4 und 5 Diagramme zur Illustration der Wirkungsweise der beiden Federn;
Fig. 5A ein Diagramm zur Erläuterung des Abschaltvorganges;
Fig. 6 eine Variante mit unterschiedlicher Federkraftaufbringung auf den zweiten Hebel;
Fig. 7 weitere Varianten zu dieser Federkraftaufbringung mit einem einarmigen Hebel zur Übertragung der Fliehkraft; und
Fig. 8A bis 8F Zusammenstellungs- bzw. Detailzeichnungen einer durchkonstruierten und bereits erprobten mechanischen Überdrehzahl-Abstellvorrichtung gemäss der Erfindung.
Die Figuren werden zusammenhängend beschrieben. Gleiche Teile sind mit gleichen Bezugszeichen versehen.
In einem Diagramm, das die Muffenkräfte eines Fliehkraftpendels (Hauptteile 5, 6) eines erfindungsgemässen Reglers über dem Stellweg X der Bewegungsmuffe 10 darstellt (Fig. 3, 3A), äussert sich die Indifferenz in einer möglichst weitgehenden Deckung der Federkraftkennlinie FC als Funktion von X und der durch den Ausschlag ( alpha ) des Fliehkraftpendels verursachten Massenkraft FM als Funktion von X.
Die tatsächliche Kurvenform dieser Kennlinien ist dabei nur sekundär wichtig; wesentlich ist, dass sich die FM-Kurve mit der FC-Kurve möglichst weitgehend deckt. Dieser Zusammenhang wird grundsätzlich auch in der Fachliteratur gefordert.
Der erfindungsgemässe Beitrag über die in der Fachliteratur bekannten Zusammenhänge hinaus besteht in der Anordnung der mechanischen Mittel zur Erzielung der weitgehenden Deckung der Funktionsverläufe über X der Kräfte FM und FC in den Diagrammen nach Fig. 3 und Fig. 3A. Der erfindungsgemässe Regler ist nur in Ausnahmefällen alleine, sonst als Zusatz verwendet. Wie im Anspruch 1 dargelegt, besteht das Wesen der Erfindung somit in erster Linie in der Anordnung von zwei miteinander kooperierenden Hebeln 15, 18, die eine Kraftübertragungskette bilden, in deren Bereich ein Schalter 7, 8 liegt, der durch sie nach Überwindung einer bestimmten Drehzahl an einer Welle 3 (gemessen durch die Fliehkraft des Fliehkraftpendels bzw. der Hauptteile 5 u. 6) ausgelöst wird. Die Dimensionierung von zwei Federn 1, 2 erlaubt die Einstellung des Auslösepunktes.
Die wesentliche Aussage von Anspruch 2, die auch in den Fig. 1, 2, 2A, 2C, 6, 7 und 8A ersichtlich ist, besteht in einer Vergrösserung der wirksamen Hebellänge z des Hebels 18 während des Auslösevorganges der Abstellung in der Weise, dass dadurch die Kraft FK1 der Feder 1 zunehmend weniger wirksam auf die Rolle 17 an dem dem Hebel 18 zugewandten Ende des Hebels 15 übertragen wird.
Dadurch überlagert sich die Federkraft FK 2 der Feder 2 (Fig. 1), die direkt linear auf die Bewegungsmuffe 10, bzw. dem nicht mit der Welle 3 mitrotierenden, die Längsverschiebung X aber mitmachenden Muffenteil 31 der Muffe 10 wirkt, der Kennlinie der Feder 1, die mittels des oben erläuterten variablen Hebelarmes z des Hebels 18 und der Übertragung durch Hebel 15 hyperbelartig verzerrt ist. Die Summe der beiden Federwirkungen auf die Muffe 10, 31, definiert in Achsrichtung der Welle 3, aufgetragen über dem Muffenweg X, ergibt die dicken strichpunktierten Linien für FC in den Fig. 3 und 3A. Aus dem Verlauf der strichpunktierten Linien ist deutlich die starke Annäherung der Funktionsverläufe - wie oben gefordert - ersichtlich.
Der Überdrehzahl-Abstellregler kann somit - gegebenenfalls als Teil einer herkömmlichen Drehzahl- oder Lastregelung - als Regler mit elastischer Rückführung aufgefasst werden, wodurch PID-Eigenschaften vorhanden sind.
Bereits mit einer geradlinigen Laufbahn 24 in Fig. 1 und 2 des Hebels 18 für die Rolle 17 kann innerhalb der entscheidenden Phasenlage von A bis B des Hebels 15, markiert in den Fig. 1, 2, 2A und 7, eine gute Deckung der Kurven für FC und FM in den Fig. 3 und 3A erreicht werden.
In den nachfolgenden Gleichungen für die Muffenkräfte FM (Massenkraft) und FC (Federkraft) bedeuten die bis auf m1 und m2 auch in den Fig. 1, 2 und 2C eingetragenen Grössen:
s1, l1 Lage der Massenkräfte F1 und F2 am Fliehkraftpendel, zugleich Lage der Schwerpunkte s1 der Masse m2 eines Hebels (5) oder (6) und l1 der Bolzenmasse m1 im Drehpunkt (P6)
omega Winkelgeschwindigkeit der rotierenden Welle (3) über den Faktor /30 proportional zur Drehzahl der Welle in U/min oder r.p.m.
alpha Neigungswinkel der Hebel (5) und (6) des Fliehkraftpendels
lo Mass am Fliehkraftpendel - Fig. 1
X Stellweg der Bewegungsmuffe (10) in Richtung der Wellenachse
k Abstand des Drehpunktes (P1) von Hebel (15) von der Welle (3)
Y1 Teilarm von Hebel (15) gemessen von (P1) bis (P4) in Fig. 1
L2 Teilarm von Hebel (15) gemessen von (P1) bis (P3) in Fig.
1
beta Neigungswinkel von Hebel (15) gegenüber der Senkrechten zur Welle (3)
beta o Ausgangslage von beta in Stellung (A) von Hebel (15)
g Neigungswinkel zwischen der Verbindungslinie von (P2) zum Berührungspunkt der Rolle (17) auf dem Hebel (18) und einer Parallelen zu Welle (3).
go Ausgangslage von g in Lage (A) von Hebel (15)
R2 Radius der Rolle (17)
R1 Radius der Rolle (23) in Fig. 1 bzw. (14) in Fig. 2
g1 variabler Neigungswinkel der Bahn (24) mit Krümmung gemäss Fig. 2C im Berührungspunkt mit der Rolle (17) gegenüber einer Parallelen zur Welle (3)
L4 Normalabstand des Drehpunktes (P2) zur Wirkungslinie der Kraft FK1 der Feder (1)
z Abstand der Punkte (P3) und (P2) projiziert auf eine Parallele zur Welle (3) - siehe Fig. 1, 2, 2C, 2A, 6 und 7. (z) ist eine Variable
b Abstand der Punkte (P1) und (P2) projiziert auf eine Parallele zur Welle (3) - siehe Fig.
1, 2, 2A und 2C
c1 Federrate der Feder (1) gemäss Kennlinie in Fig. 4, z.B. in N/mm
c2 Federrate der Feder (2) gemäss Kennlinie in Fig. 5, z.B. in N/mm
V1 Vorspannung der Feder (1) in Phasenlage (A) des Hebels (15) gemäss Fig. 4
V2 Vorspannung der Feder (2) in Phasenlage (A) des Hebels (15) gemäss Fig. 5
m1 Bolzenmasse im Drehpunkt (P6) des Fliehkraftpendels
m2 Einzelmasse von je einem der 4 Hebel (5)/(6) des Fliehkraftpendels einer Symmetriehälfte gemäss Fig. 8A, 8B und 8E.
Mit den vorstehenden Setzungen wird die an der Bewegungsmuffe (10)/(31) in Richtung der Achse der Welle (3) angreifende Massenkraft
FM = omega <2)<m1(lo/2+l1.sin alpha ) + m2.4.s1/l1(lo/2 + s1.sin alpha )).1/tg alpha als f( alpha ), wobei zu jedem Winkel alpha der Muffenweg
X = 2.l1.(1-cos alpha ) gehört und damit FM in den Diagrammen Fig. 3 und Fig. 3A über X aufgetragen wird.
Die in den Stellungspositionen (A) bis (B) des Hebels (15) auf die Bewegungsmuffe (10)/(31) in Richtung der Achse der Welle (3) wirkende, kombinierte Federkraft der Federn (1) und (2) wird für den kompliziertesten Fall der Fig. 2A bzw. 2C mit Laufrolle (23) am wellenseitigen Ende des Hebels (15)
EMI7.1
FC ist somit eine Funktion von beta , wobei zu jedem Winkel beta der Muffenweg X = Y1 (sin beta o - sin beta ) gehört, damit auch FC in den Diagrammen Fig. 3 und Fig. 3A über X aufgetragen werden kann.
Dazu sind zahlreiche Varianten denkbar, entsprechend den anderen Figuren 1, 2, 6 und 7. Für den einfacheren Fall nach Fig. 2 mit ebener Bahnfläche (24) des Hebels (18) für die Rolle (17) des Hebels (15) und mit einer Rolle (14) auf der Bewegungsmuffe (31) wird
EMI7.2
Die Darstellungen in den Fig. 1 und 2 sowie 8 sind massstabgetreue Wiedergaben eines erfindungsgemässen Gerätes.
Der Abstellregler betätigt hierbei nach Überschreitung einer - mittels Vorspannungen der Federn 1 und 2 exakt einstellbaren - Erregerdrehzahl irreversibel, ähnlich dem Auslöser einer Fotokamera, ein hydraulisches oder pneumatisches Ventil 7, das in allen Figuren schematisch als sogenanntes min min 3/2 min min - Wegeventil mit dem Schaltsymbol nach den DIN- und ISO-Normen eingetragen ist, aber ebenso durch jedes andere Ventil oder durch einen elektrischen Schalter ersetzt werden kann, falls ein elektrischer Schaltkreis beeinflusst wird.
Im beispielweisen Fall eines hydraulischen Regelkreises (Merkmal 25 in Fig. 1) wird bei der Verschiebung des Tastorganes 8 des Abschaltventiles 7 beispielsweise der \ldruck aus einer Leitung abgelassen, oder im Falle eines Gasturbinen-Kraftstoff-Sicherheitsreglers der Brennstoffdruck reduziert.
Durch das Absenken des \ldrucks im nicht näher dargestellten Hauptregler, zu dem der Überdrehzahl-Abstellregler als Zusatz-Gerät verstanden wird, kann beispielsweise eine vorgespannte Feder des Hauptreglers die zu regelnde Maschine (Gasturbine, Windturbine) abstellen.
Durch die bereits geschilderte Eigenschaft der Indifferenz des Reglers, das heisst durch die weitgehende Deckung der Funktionsverläufe der Massenkraft FM und der resultierenden Federkraft FC, aufgetragen über dem Muffenweg X in den Diagrammen der Fig. 3 und Fig. 3A, ist es für die Empfindlichkeit des Reglers nahezu belanglos (das Wort "nahezu" bezieht sich auf Beschleunigungskräfte des Reglers selber), welche Ausgangsposition beta o der Hebel 15 hat. Es findet keine schleichende asymptotische Annäherung an die eingestellte Höchstdrehzahl statt, was besonders für Windturbinen bezüglich der Ausnützung des ständigen Wechsels des Windenergie-Angebotes von Vorteil ist.
Die Lagen des Hebels 15 wurden in den Fig. mit A, B, C und D bezeichnet. Unter "Lage" A bis D des Hebels 15 wird die Verbindungslinie zwischen den Punkten P3 und P1 verstanden. Der zur Welle 3 gewandte Arm 15B des Hebels 15 (Bereich Y1) in Fig. 1 könnte zur Verbindungslinie L2 der Punkte P3 und P1 in allen Figuren auch geknickt sein. Der Einfachheit und Zweck mässigkeit halber ist der Hebel 15 in allen Figuren geradlinig dargestellt, was aber keinesfalls zwingend so sein muss Die Lage A des Hebels 15 (Winkel beta o) ist die Ausgangslage.
Von Lage A bis Lage B liegt der Hebel 15 formschlüssig an der Bahn 32 des nicht drehenden Teiles 31 der Muffe 10 an.
In diesem Bereich findet durch Vergrösserung der Wirkhebellänge z des Hebels 18 bzw. dessen Hebelarmes 18B die erfindungsgemässe hyperbolische Abnahme der zur Massenkraft FM an der Muffe 10 entgegengesetzt gerichteten Auswirkung der Federkraft FK1 der Feder 1 statt, bzw. des Hebelarmes oder Hebelabschnittes 15A.
Die (Dreh-)Lage B des Hebels 15 ist dadurch definiert, dass die Normale zur Berührungstangente t zwischen Rolle 17 des Hebels 15 und der Bahn 24 des Hebels 18 in Richtung der Verbindungslinie P3 und P1 am Hebel 15 fällt. Weder im Falle einer geradlinigen Bahn 24 (Fig. 1) noch im Falle einer gekrümmten Bahn 24 (Fig. 2A, 2C) muss hierbei die Lage B senkrecht zur Lage der Achse der Welle 3 sein, obwohl die Abweichung davon bei zweckmässiger Auslegung sehr gering sein wird.
Der Einfachheit halber ist die Lage B in den Figuren senkrecht zur Welle 3 skizziert, wobei nach obigen Ausführungen auch Abweichungen davon verwirklicht werden können.
Ab der Lage B (in Richtung zum Tastorgan 8 des Schalters 7) verkehrt sich das Antriebsdrehmoment am Hebel 15 - verursacht durch die Feder 1 - in die Gegenrichtung. Der Hebel 15 bzw. Hebelarm bzw. Hebelabschnitt 15B, C, D ist von da an nicht mehr kraftschlüssig mit der Bahnfläche 32 des Muffenteiles 31 verbunden, sondern läuft diesem - bedingt durch die Kraft der Feder 1 und durch die Keilwirkung der Laufbahn 24 des Hebelteils 18B - in Richtung X davon. Die Scherenwirkung vergrössert sich durch die Vergrösserung des Winkels zwischen der Linie L1 und der Laufbahn 24.
In dem Bereich B bis C beschleunigt der Hebel 15 dadurch auf die andere Seite, wobei die Umfangkraft an der Rolle 17 vom Wert Null in der Position B bis zur Lage C auf einen so hohen Wert zunimmt, dass ein hoher Überschuss an Kraft gegenüber der Widerstandskraft des Tasters 8 des Schaltventiles oder Schalters 7 besteht (Diagramm in Fig. 5A).
Das Schaltventil 7 wird trotzdem nur schonend mit seiner eigenen Widerstandskraft F8 in Fig. 5A belastet, da eine Stellschraube 21 (Figuren 1, 2, 6, 7 und 8C) den Ausschlag des Hebels 18 bzw. seines Hebelarmes 18A begrenzt.
In Fig. 1 ist eine einfache zweckmässige Ausführung mit geraden Hebeln - sie könnten wie bereits erwähnt auch geknickt sein - und geraden Bahnflächen 24 und 31 für die Laufrollen 17 und 23 dargestellt.
Die Welle 3 treibt mit der Winkelgeschwindigkeit w die mit ihr fest verbundene Muffe 4 des Fliehkraftpendels mit den Hauptteilen 5 und 6, wobei das Pendel zweckmässig nach dem Kniehebelprinzip ausgebildet ist und die wesentlichen Massenkräfte F1 und F2 verursacht.
Ein gekröpfter Versatz der Hebel parallel zur Zeichenebene der Figuren oder eine deckungsgleiche Verdoppelung der Hebel, die mit der gleichen Welle verbunden sind, wie dies im Ausführungsbeispiel Fig. 8A bis 8F gezeigt wird, hat keine Auswirkung auf die erfindungsgemässen Merkmale. Der Versatz trifft auf den Hebel 18 bzw. dessen Hebelarm 18A zu, die Verdoppelung auf die Hebel 15 und die Hauptteile 5, 6 des Fliehkraftpendels.
Eine Muffe 10 in Fig. 1 ist über z.B. ein Linearkugellager 11 auf der Welle 3 längs verschiebbar und dreht sich wegen ihrer Verbindung mit dem Pendel mit der Welle mit. Das Pendel ist durch einen Splint 40 zum Mitdrehen gezwungen. Teil 31 der Muffe 10 dreht sich durch Zwischenschaltung eines Lagers 34 nicht mit und wird (nur in Fig. 8C gezeigt) gegen Mitdrehen gesichert. 19 und 21 sind die Lager der Welle 3.
Das Fliehkraftpendel verursacht die Zugkraft (Massenkraft) FM an der Muffe 10. Die Federkraft FK2 der Feder 2 wirkt FM direkt entgegen. Die Kraft FK1 der Feder 1 wirkt in den Phasenlagen A und B, deren Bedeutung bereits weiter oben geschildert wurde, gleichfalls der Kraft FM entgegen, um allerdings nach Durchgang durch die Phase B die Kraftrichtung auf den Hebelarm 15B so zu ändern, dass der Hebel 15 dem Muffenteil 31 davonläuft und die Kraft FM auf den Hebel 15 wirkungslos wird.
In der Lage C trifft der Hebel 15 auf eine Rolle des Tastkopfes 8 des Ventiles 7 und verschiebt diesen um den Weg u gegen den Widerstand der Feder 26, wodurch der Druck eines Kreislaufes 25 vermindert wird. Der in diesem Fall geradlinig ausgeführte Hebel 18 befindet sich in einem ausgeprägten Abstand 30 parallel zur Welle 3. Die Auswirkungen der Hebelarmlängen L4, b, z, L2, Y1, k, s1, L1 und der Rollenradien R1, R2 (Fig. 1) wurden in der vorhergehenden theoretischen Beschreibung und in der Funktionsbeschreibung bereits ausführlich geschildert.
Fig. 2 zeigt eine Variante von Fig. 1, bei der die Muffe 10 bzw. ihr nichtdrehender Teil 31 eine Rolle 14 trägt, die auf einer Bahn 33 des Hebels 15 abläuft, wobei die Bahn 33 eben oder gekrümmt sein kann, während bei der Fig. 1 eine Rolle 23 auf einer ebenen Bahn 32 (sie könnte auch gekrümmt sein) des Muffenteiles 31 abläuft.
Fig. 2A zeigt eine Variante mit beliebig geknicktem Hebel 18 und einer ausserhalb der Welle 3 liegenden Feder 2A mittels geknicktem Hebel 46 mit der Bahn 32 der Muffe 10 in Berührung. Die Bahnfläche 24 ist gekrümmt. Die Allgemeinheit der Auslegung könnte noch zusätzlich durch leichte Knickung des Hebels 15 im Drehpunkt P1 und durch leichte Krümmung der Bahnfläche 32 erweitert werden. Alle diese Möglichkeiten sind im Rahmen der Erfindung enthalten und beschränken nicht die erfindungsgemässe Aussage der Ansprüche. Die Variante nach Fig. 2A führt zur Kennlinie nach Fig. 3A.
Fig. 2B dient zur Illustration einer Variante, bei der die Rolle 17 nicht direkt auf das Ventil 7 wirken muss, sondern bei der mechanische Übertragungsmittel beliebiger Art, beispielsweise die mit der Rolle 17 verbundene Rolle 17A, dazwischen liegen können.
Fig. 2C stellt einen ausführlich bemassten Ausschnitt aus der Fig. 2A dar, zur Illustration der bei den Formeln für die Kurven in Fig. 3 und 3A bereits geschilderten entscheidenden Masse.
Fig.3 ist ein Diagramm der auf die Muffe 10 einwirkenden Massenkraft FM abhängig vom Muffenweg X und von der auf die Muffe 10 in der Drehlage A bis B des Hebels 15 in Richtung Achse der Welle 3 einwirkenden resultierenden Kraft FC der Federn 1 und 2, die strichpunktiert gezeichnet ist. Bei dem gezeichneten Beispiel nähern sich die FM- und FC-Linien an.
In Fig. 3A ist mit den erfindungsgemässen Mitteln eine völlige Deckung der FM- und der FC-Funktion erzielt, deren Gleichungen im bereits geschilderten theoretischen Teil hergeleitet wurden.
Fig. 3A zeigt auch die Änderung der Lage der FM-Funktion in den Sprüngen 41, 42 und 43 bis zum Erreichen der im Diagramm feststehenden FC-Funktion (strichpunktiert), worauf der Auslösevorgang beginnt.
Fig. 4 zeigt die Kennlinie der Feder 1 mit der Lage der Betriebspunkte A und D in typischer Weise und mit der Vorspannung V1.
Wesentlich ist die Verwendungsmöglichkeit einer linearen Kennlinie, da Schraubenfedern mit linearer Kennlinie leichter mit präzisen Steifigkeitstoleranzen herzustellen sind. Grundsätzlich kann jedoch neben der gezeichneten Schraubenfeder jede andere Art von Federn, wie Spiralfedern, Blattfedern u.a. verwendet werden.
Fig. 5 zeigt analog die Kennlinie der Feder 2.
Fig. 5A zeigt typische Kräfteverhältnisse an dem Tastkopf 8 des Ventils 7. F17 ist die von der Rolle 17 auf den Tastkopf 8 ausgeübte Kraft. In der Drehlage C des Hebels 15 herrscht gegenüber der mittels Feder 26 erzielten Vorspannkraft des Tastkopfes 8 der Kraftüberschuss DELTA FC, analog in der Endlage D des Hebels 15 den Überschuss DELTA FC. Der Tastkopf 8 verschiebt sich dabei um den Weg u; er könnte auch gemäss Fig. 8A um einen Radius auf einem Hebel geschwenkt werden, wobei die Kraft F8 der Feder 26 gemäss der typischen Kennlinie dieser Feder ansteigt. Die Endüberschusskraft FD wird von der Stellschraube 21 (siehe Fig. 1) aufgefangen, sodass der Tastkopf 8 damit nicht dauernd belastet ist, der Überschuss an Kraft DELTA FD vorher dient zum Beschleunigen der Reglerteile im Sinne einer Schnellabschaltung.
Fig. 6 ist nichts anderes als ein Sonderfall der allgemeineren Fig. 2A und zeigt eine Veränderung der Lage der Feder 1 im Sinne eines gleichbleibenden Drehmomentes auf den Hebelarm 18B. Fig. 7 zeigt eine weitere Variante, die im Rahmen der Erfindung liegt. Der Drehpunkt des Hebels 15D liegt ausserhalb des Bereiches zwischen Welle 3 und Hebel 18. Ausserdem sind zwei wirkungsgleiche Anordnungen der Feder 1 dargestellt, wobei 1A die zweite Variante ist (strichpunktiert).
Die Fig. 8A bis 8F zeigen ein durchkonstruiertes Beispiel nach dem Prinzip der Fig.2.
Fig. 8A zeigt den Längsschnitt eines Sicherheits-Abstellreglers in der Ebene der Welle 3 mit den Bezeichnungen der Teile nach Fig.1 und Fig.2.
Fig. 8B zeigt den in Fig. 8A definierten Schnitt ZZ durch die Gelenkskette des Fliehkraftpendels.
Fig. 8C zeigt den Schnitt AA, der in Fig. 8A definiert ist. Man sieht hier deutlich den gekröpften Versatz des Hebels 18 und die Verdoppelung der Hebel 15. Fig. 8D zeigt den in Fig. 8A markierten Schnitt BB mit der Lagerung des gekröpften Hebels 18. Fig. 8E zeigt den Teilschnitt CC der Fig. 8A mit der Vorspann-Einstellmöglichkeit 35 der Feder 1, wodurch die gewünschte Sicherheits-Abstelldrehzahl eingestellt werden kann.
Fig. 8F zeigt die Aussenansicht parallel zum Längsschnitt der Fig. 8A mit einem äusseren Anzeigehebel 15E, der im Inneren mit dem Hebel 15 verbunden ist und neben der äusseren visuellen Sichtanzeige über den Zustand des Reglers auch manuell zur Wiederinbetriebsetzung der Maschine verwendet werden kann. Die Wiederinbetriebsetzung kann auch automatisch durch Hydraulik oder elektrische Hilfsmittel erfolgen.
The invention relates to a mechanical overspeed stop regulator according to the preamble of claim 1.
A regulator according to the invention belongs to the constructions known in the technical literature as the type of "indifferent" regulators, in particular to the socket regulators and, in combination with conventional stable speed regulators, serves the special purpose of additional safety through precise switching off. Such regulators are described, for example, in Dubbel's "Taschenbuch für Maschinenbau" Maschinenbau ", Volume II, 12th edition, Springer Verlag 1966, on page 285.
All of these controllers are essentially based on the speed controller (according to Watt), as is also shown, for example, in Lueger's "Lexikon der Technik", 4th edition, volume 13, page 193.
The known controllers are sometimes not very precise, so that there may be differences in the rules. Particularly in the case of fast-rotating machines with operating voltages close to the yield strength limit, it is necessary to achieve the most exact possible overspeed shutdown, on the one hand not to shut down unnecessarily too early and thereby cause an operational malfunction and on the other hand not to allow the rotating machine to be destroyed.
In the case of the known stable systems, it can also happen that, despite a brief overspeed overshoot - due to the oscillating leveling to the setpoint - no shutdown is carried out. In order to avoid this, known shut-off controllers are set correspondingly low, which in turn prevents the machine from being fully utilized.
The object of the invention is therefore to significantly increase the accuracy of a shutdown operation with a corresponding triggering speed. The target is a deviation of less than one per thousand.
This object is achieved by a special combination of levers and springs according to the characterizing part of claim 1. An exact shutdown is guaranteed. Further refinements and features of the invention are described in the characteristics of the dependent claims.
The invention will be explained in more detail with the aid of sketches.
They show
Figure 1 is a true-to-scale design with two two-armed levers and a spring sitting on the shaft, acting directly on the sleeve.
2 shows a variant of FIG. 1 in the design of the retraction lever, the non-continuous sleeve of the centrifugal pendulum being actuated by this retraction lever by means of a pair of rollers mounted on it.
2A shows an analogous arrangement with a return spring for the centrifugal force pendulum which is arranged outside the shaft and acts indirectly via a lever on the sliding sleeve.
2B shows a detail variation of the power transmission to the switch;
2C is an enlarged view of the rolling area of one lever on the track of the second lever;
Figures 3 and 3A are diagrams illustrating the operation of the invention;
Figures 4 and 5 are diagrams to illustrate the operation of the two springs.
5A is a diagram for explaining the shutdown process;
6 shows a variant with different application of spring force to the second lever;
7 further variants of this application of spring force with a one-armed lever for transmitting the centrifugal force; and
8A to 8F assembly or detailed drawings of a well-designed and already tested mechanical overspeed shut-off device according to the invention.
The figures are described together. The same parts are provided with the same reference numerals.
In a diagram that shows the sleeve forces of a centrifugal force pendulum (main parts 5, 6) of a controller according to the invention over the adjustment path X of the motion sleeve 10 (FIGS. 3, 3A), the indifference manifests itself in the greatest possible coverage of the spring force characteristic curve FC as a function of X and the mass force FM caused by the deflection (alpha) of the centrifugal pendulum as a function of X.
The actual curve shape of these characteristics is only of secondary importance; it is essential that the FM curve coincides as much as possible with the FC curve. This connection is fundamentally also required in the specialist literature.
The contribution according to the invention, beyond the relationships known in the specialist literature, consists in the arrangement of the mechanical means for achieving the extensive coverage of the functional profiles over X of the forces FM and FC in the diagrams according to FIGS. 3 and 3A. The controller according to the invention is only used in exceptional cases, otherwise used as an additive. As stated in claim 1, the essence of the invention thus consists primarily in the arrangement of two mutually cooperating levers 15, 18, which form a power transmission chain, in the area of which there is a switch 7, 8, which through it after overcoming a certain speed on a shaft 3 (measured by the centrifugal force of the centrifugal pendulum or the main parts 5 and 6) is triggered. The dimensioning of two springs 1, 2 allows the trigger point to be set.
The essential statement of claim 2, which can also be seen in FIGS. 1, 2, 2A, 2C, 6, 7 and 8A, consists in an increase in the effective lever length z of the lever 18 during the triggering process of the shutdown in such a way that thereby the force FK1 of the spring 1 is increasingly less effectively transmitted to the roller 17 at the end of the lever 15 facing the lever 18.
As a result, the spring force FK 2 of the spring 2 (FIG. 1), which acts directly linearly on the movement sleeve 10, or the sleeve part 31 of the sleeve 10 that does not rotate with the shaft 3, but which makes the longitudinal displacement X, acts on the characteristic curve of the spring 1, which is hyperbola-like distorted by means of the variable lever arm z of the lever 18 and the transmission by lever 15 explained above. The sum of the two spring effects on the sleeve 10, 31, defined in the axial direction of the shaft 3, plotted over the sleeve path X, gives the thick dash-dotted lines for FC in FIGS. 3 and 3A. From the course of the dash-dotted lines, the strong approximation of the function courses - as required above - can be seen.
The overspeed shut-off controller can thus - if necessary as part of a conventional speed or load control - be understood as a controller with elastic feedback, so that PID properties are available.
Even with a straight track 24 in Fig. 1 and 2 of the lever 18 for the roller 17 can within the critical phase position from A to B of the lever 15, marked in Figs. 1, 2, 2A and 7, good coverage of the curves for FC and FM in Figs. 3 and 3A can be achieved.
In the following equations for the sleeve forces FM (mass force) and FC (spring force), the quantities entered in FIGS. 1, 2 and 2C apart from m1 and m2 also mean:
s1, l1 position of the mass forces F1 and F2 on the centrifugal pendulum, at the same time position of the center of gravity s1 of the mass m2 of a lever (5) or (6) and l1 of the bolt mass m1 at the pivot point (P6)
omega angular speed of the rotating shaft (3) over the factor / 30 proportional to the speed of the shaft in rpm or r.p.m.
alpha angle of inclination of levers (5) and (6) of the centrifugal pendulum
lo Measure at the centrifugal pendulum - Fig. 1
X Travel path of the motion sleeve (10) in the direction of the shaft axis
k distance of the pivot point (P1) of the lever (15) from the shaft (3)
Y1 partial arm of lever (15) measured from (P1) to (P4) in Fig. 1
L2 partial arm of lever (15) measured from (P1) to (P3) in Fig.
1
beta angle of inclination of lever (15) with respect to the perpendicular to the shaft (3)
beta o Starting position of beta in position (A) of lever (15)
g Inclination angle between the connecting line from (P2) to the point of contact of the roller (17) on the lever (18) and a parallel to the shaft (3).
go Starting position of g in position (A) of lever (15)
R2 radius of the roller (17)
R1 radius of the roller (23) in Fig. 1 and (14) in Fig. 2nd
g1 variable angle of inclination of the web (24) with curvature according to FIG. 2C at the point of contact with the roller (17) with respect to a parallel to the shaft (3)
L4 normal distance of the fulcrum (P2) to the line of action of the force FK1 of the spring (1)
z Distance of the points (P3) and (P2) projected on a parallel to the shaft (3) - see Fig. 1, 2, 2C, 2A, 6 and 7. (z) is a variable
b Distance of the points (P1) and (P2) projected onto a parallel to the shaft (3) - see Fig.
1, 2, 2A and 2C
c1 spring rate of the spring (1) according to the characteristic in Fig. 4, e.g. in N / mm
c2 spring rate of the spring (2) according to the characteristic in Fig. 5, e.g. in N / mm
V1 preload of the spring (1) in phase position (A) of the lever (15) according to FIG. 4
V2 preload of the spring (2) in phase position (A) of the lever (15) according to FIG. 5
m1 bolt mass at the center of rotation (P6) of the centrifugal pendulum
m2 individual mass of each of the 4 levers (5) / (6) of the centrifugal pendulum of a half of symmetry according to FIGS. 8A, 8B and 8E.
With the above settlements, the mass force acting on the movement sleeve (10) / (31) in the direction of the axis of the shaft (3)
FM = omega <2) <m1 (lo / 2 + l1.sin alpha) + m2.4.s1 / l1 (lo / 2 + s1.sin alpha)). 1 / tg alpha as f (alpha), where too every angle alpha the sleeve path
X = 2.l1. (1-cos alpha) belongs and thus FM is plotted over X in the diagrams Fig. 3 and Fig. 3A.
The combined spring force of the springs (1) and (2) acting in the position positions (A) to (B) of the lever (15) on the movement sleeve (10) / (31) in the direction of the axis of the shaft (3) is used for the most complicated case of Fig. 2A or 2C with roller (23) at the shaft end of the lever (15)
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FC is thus a function of beta, with the sleeve path X = Y1 (sin beta o - sin beta) belonging to each angle beta, so that FC can also be plotted over X in the diagrams in FIGS. 3 and 3A.
Numerous variants are conceivable for this, corresponding to the other FIGS. 1, 2, 6 and 7. For the simpler case according to FIG. 2 with a flat track surface (24) of the lever (18) for the roller (17) of the lever (15) and with a roller (14) on the movement sleeve (31)
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The representations in FIGS. 1 and 2 and 8 are true-to-scale reproductions of a device according to the invention.
The shut-off controller actuates a hydraulic or pneumatic valve 7, which can be adjusted in an irreversible manner by means of preloads of springs 1 and 2, similar to the trigger of a photo camera, a hydraulic valve 7, which is shown schematically in all figures as a so-called min min 3/2 min min - directional valve with the circuit symbol according to the DIN and ISO standards, but can also be replaced by any other valve or by an electrical switch if an electrical circuit is affected.
In the example of a hydraulic control circuit (feature 25 in FIG. 1), the displacement of the sensing element 8 of the shut-off valve 7, for example, releases the oil pressure from a line or, in the case of a gas turbine fuel safety regulator, reduces the fuel pressure.
By lowering the pressure in the main controller (not shown in any more detail), for which the overspeed shut-off controller is understood as an additional device, for example, a prestressed spring of the main controller can switch off the machine to be controlled (gas turbine, wind turbine).
Due to the already described characteristic of the indifference of the controller, that is to say the extensive coverage of the functional curves of the mass force FM and the resulting spring force FC, plotted over the sleeve path X in the diagrams of FIGS. 3 and 3A, it is for the sensitivity of the Regulator almost irrelevant (the word "almost" refers to acceleration forces of the controller itself), which starting position beta o the lever 15 has. There is no creeping asymptotic approximation to the set maximum speed, which is particularly advantageous for wind turbines in terms of taking advantage of the constant change in the wind energy supply.
The positions of the lever 15 were designated A, B, C and D in the figures. "Position" A to D of the lever 15 is understood to mean the connecting line between the points P3 and P1. The arm 15B of the lever 15 (area Y1) in FIG. 1 facing the shaft 3 could also be bent to the connecting line L2 of the points P3 and P1 in all figures. For the sake of simplicity and convenience, the lever 15 is shown in a straight line in all the figures, but this is not absolutely necessary. The position A of the lever 15 (angle beta o) is the starting position.
From position A to position B, the lever 15 is in a form-fitting manner on the track 32 of the non-rotating part 31 of the sleeve 10.
In this area, by increasing the effective lever length z of the lever 18 or its lever arm 18B, the hyperbolic decrease according to the invention of the opposite effect of the spring force FK1 of the spring 1 to the mass force FM on the sleeve 10, or of the lever arm or lever section 15A, takes place.
The (rotational) position B of the lever 15 is defined in that the normal to the tangent t between the roller 17 of the lever 15 and the path 24 of the lever 18 falls in the direction of the connecting line P3 and P1 on the lever 15. Neither in the case of a rectilinear path 24 (FIG. 1) nor in the case of a curved path 24 (FIGS. 2A, 2C), the position B must be perpendicular to the position of the axis of the shaft 3, although the deviation from this is very small when appropriately designed will be.
For the sake of simplicity, the position B in the figures is sketched perpendicular to the shaft 3, with deviations from this being possible according to the above statements.
From position B (in the direction of the feeler 8 of the switch 7), the drive torque on the lever 15 - caused by the spring 1 - reverses in the opposite direction. From then on, the lever 15 or lever arm or lever section 15B, C, D is no longer non-positively connected to the track surface 32 of the sleeve part 31, but instead runs this - due to the force of the spring 1 and the wedge effect of the raceway 24 of the lever part 18B - in direction X of it. The scissors effect increases as the angle between the line L1 and the raceway 24 increases.
In the area B to C, the lever 15 accelerates to the other side, the circumferential force on the roller 17 increasing from the value zero in position B to position C to such a high value that a large excess of force over the resistance force of the button 8 of the switching valve or switch 7 (diagram in Fig. 5A).
The switching valve 7 is nevertheless only gently loaded with its own resistance F8 in FIG. 5A, since an adjusting screw 21 (FIGS. 1, 2, 6, 7 and 8C) limits the deflection of the lever 18 or its lever arm 18A.
1 shows a simple, practical embodiment with straight levers - they could also be kinked, as already mentioned - and straight web surfaces 24 and 31 for the rollers 17 and 23.
The shaft 3 drives at the angular velocity w the sleeve 4 of the centrifugal force pendulum with the main parts 5 and 6 which is firmly connected to it, the pendulum being expediently designed according to the toggle lever principle and causing the essential inertia forces F1 and F2.
A cranked offset of the levers parallel to the drawing plane of the figures or a congruent doubling of the levers which are connected to the same shaft, as is shown in the exemplary embodiment in FIGS. 8A to 8F, has no effect on the features according to the invention. The offset applies to the lever 18 or its lever arm 18A, the doubling to the lever 15 and the main parts 5, 6 of the centrifugal pendulum.
A sleeve 10 in Fig. 1 is over e.g. a linear ball bearing 11 is longitudinally displaceable on the shaft 3 and rotates with the shaft because of its connection to the pendulum. The pendulum is forced to turn by a cotter pin 40. Part 31 of the sleeve 10 does not rotate with the interposition of a bearing 34 and is secured (only shown in FIG. 8C) against rotation. 19 and 21 are the bearings of shaft 3.
The centrifugal pendulum causes the tensile force (mass force) FM on the sleeve 10. The spring force FK2 of spring 2 counteracts FM directly. The force FK1 of the spring 1 also counteracts the force FM in the phase positions A and B, the meaning of which has already been described above, but in order to change the direction of force on the lever arm 15B after passing through phase B in such a way that the lever 15 the sleeve part 31 runs away and the force FM on the lever 15 is ineffective.
In position C the lever 15 meets a roller of the probe 8 of the valve 7 and moves it by the distance u against the resistance of the spring 26, whereby the pressure of a circuit 25 is reduced. In this case, the straight lever 18 is located at a pronounced distance 30 parallel to the shaft 3. The effects of the lever arm lengths L4, b, z, L2, Y1, k, s1, L1 and the roller radii R1, R2 (FIG. 1) have already been described in detail in the preceding theoretical description and in the functional description.
Fig. 2 shows a variant of Fig. 1, in which the sleeve 10 or its non-rotating part 31 carries a roller 14 which runs on a path 33 of the lever 15, the path 33 may be flat or curved, while in the Fig. 1 runs a roller 23 on a flat track 32 (it could also be curved) of the sleeve part 31.
FIG. 2A shows a variant with any lever 18 bent and a spring 2A lying outside the shaft 3 by means of a lever 46 in contact with the track 32 of the sleeve 10. The web surface 24 is curved. The generality of the design could additionally be expanded by slightly bending the lever 15 at the pivot point P1 and by slightly curving the track surface 32. All these possibilities are included in the scope of the invention and do not limit the statement of the claims according to the invention. The variant according to FIG. 2A leads to the characteristic curve according to FIG. 3A.
2B serves to illustrate a variant in which the roller 17 does not have to act directly on the valve 7, but in the mechanical transmission means of any type, for example the roller 17A connected to the roller 17, can be located in between.
FIG. 2C shows a detailed dimensioned section from FIG. 2A, to illustrate the decisive mass already described in the formulas for the curves in FIGS. 3 and 3A.
3 is a diagram of the mass force FM acting on the sleeve 10 as a function of the sleeve travel X and of the resulting force FC of the springs 1 and 2 acting on the sleeve 10 in the rotational position A to B of the lever 15 in the direction of the axis of the shaft 3, which is drawn in dash-dotted lines. In the example shown, the FM and FC lines are approaching.
In FIG. 3A a complete coverage of the FM and the FC function is achieved with the means according to the invention, the equations of which were derived in the theoretical part already described.
FIG. 3A also shows the change in the position of the FM function in jumps 41, 42 and 43 until the FC function fixed in the diagram (dash-dotted line) is reached, whereupon the triggering process begins.
Fig. 4 shows the characteristic of the spring 1 with the position of the operating points A and D in a typical manner and with the bias voltage V1.
It is essential to use a linear characteristic curve, since coil springs with a linear characteristic curve are easier to manufacture with precise stiffness tolerances. In principle, however, in addition to the drawn coil spring, any other type of spring, such as coil springs, leaf springs, etc. be used.
5 shows the characteristic of the spring 2 analogously.
5A shows typical force relationships on the probe 8 of the valve 7. F17 is the force exerted by the roller 17 on the probe 8. In the rotational position C of the lever 15, the excess force DELTA FC prevails over the biasing force of the probe 8 achieved by means of spring 26, analogously in the end position D of the lever 15 the excess DELTA FC. The probe 8 shifts u by the path; it could also be pivoted by a radius on a lever according to FIG. 8A, the force F8 of the spring 26 increasing according to the typical characteristic curve of this spring. The final excess force FD is absorbed by the adjusting screw 21 (see FIG. 1), so that the probe 8 is not constantly loaded, the excess force DELTA FD beforehand serves to accelerate the controller parts in the sense of a quick shutdown.
Fig. 6 is nothing more than a special case of the more general Fig. 2A and shows a change in the position of the spring 1 in the sense of a constant torque on the lever arm 18B. 7 shows a further variant which is within the scope of the invention. The fulcrum of the lever 15D lies outside the area between the shaft 3 and the lever 18. In addition, two arrangements of the spring 1 with the same effect are shown, 1A being the second variant (dash-dotted).
8A to 8F show a well-designed example based on the principle of FIG.
Fig. 8A shows the longitudinal section of a safety shut-off controller in the plane of the shaft 3 with the names of the parts according to Fig.1 and Fig.2.
FIG. 8B shows the section ZZ defined in FIG. 8A through the link chain of the centrifugal force pendulum.
Fig. 8C shows the section AA, which is defined in Fig. 8A. The cranked offset of the lever 18 and the doubling of the lever 15 can clearly be seen here. FIG. 8D shows the section BB marked in FIG. 8A with the bearing of the cranked lever 18. FIG. 8E shows the partial section CC of FIG. 8A with the Bias adjustment option 35 of the spring 1, whereby the desired safety shutdown speed can be set.
FIG. 8F shows the external view parallel to the longitudinal section of FIG. 8A with an outer indicator lever 15E, which is connected to the lever 15 on the inside and, in addition to the external visual display of the state of the controller, can also be used manually for restarting the machine. The restart can also be done automatically by hydraulics or electrical aids.