WO2005052342A2 - Drehzahlregler für stationäre verbrennungsmotoren - Google Patents

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WO2005052342A2
WO2005052342A2 PCT/EP2004/013186 EP2004013186W WO2005052342A2 WO 2005052342 A2 WO2005052342 A2 WO 2005052342A2 EP 2004013186 W EP2004013186 W EP 2004013186W WO 2005052342 A2 WO2005052342 A2 WO 2005052342A2
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speed
lever
tension
swivel bracket
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PCT/EP2004/013186
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Theodor Tovar
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Motorenfabrik Hatz Gmbh & Co. Kg
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    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02D—CONTROLLING COMBUSTION ENGINES
    • F02D1/00—Controlling fuel-injection pumps, e.g. of high pressure injection type
    • F02D1/02—Controlling fuel-injection pumps, e.g. of high pressure injection type not restricted to adjustment of injection timing, e.g. varying amount of fuel delivered
    • F02D1/04—Controlling fuel-injection pumps, e.g. of high pressure injection type not restricted to adjustment of injection timing, e.g. varying amount of fuel delivered by mechanical means dependent on engine speed, e.g. using centrifugal governors
    • F02D1/045—Controlling fuel-injection pumps, e.g. of high pressure injection type not restricted to adjustment of injection timing, e.g. varying amount of fuel delivered by mechanical means dependent on engine speed, e.g. using centrifugal governors characterised by arrangement of springs or weights
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02D—CONTROLLING COMBUSTION ENGINES
    • F02D1/00—Controlling fuel-injection pumps, e.g. of high pressure injection type
    • F02D2001/0005—Details, component parts or accessories of centrifugal governors
    • F02D2001/002—Arrangement of governor springs
    • F02D2001/0025—Arrangement of governor springs having at least two springs, one of them being idling spring
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
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    • F02D2001/0005—Details, component parts or accessories of centrifugal governors
    • F02D2001/0045—Arrangement of means for influencing governor characteristics by operator
    • F02D2001/005—Arrangement of means for influencing governor characteristics by operator varying main spring tension

Definitions

  • the present invention relates to a mechanical speed controller for stationary internal combustion engines.
  • Stationary internal combustion engines are used to drive stationary machines.
  • Stand-alone diesel engines for driving power generators are an example of this.
  • Stationary internal combustion engines should run under load in a certain, predefinable speed range.
  • a so-called “idle speed” is set as the speed of the internal combustion engine without load from the working machine, which, provided that the speed of the internal combustion engine always drops under load, corresponds to the maximum speed of the internal combustion engine.
  • the speed of the internal combustion engine drops more or less.
  • the fuel supply to the combustion chamber is increased until the engine output corresponds to the power input of the working machine.
  • the load speed of a loaded internal combustion engine should be within certain predetermined limits.
  • the amount of fuel injected into the combustion chamber per unit of time should be essentially the same for different load speeds.
  • mechanical speed regulators for example, are provided in conventional stationary internal combustion engines.
  • mechanical speed controllers of the prior art are usually designed as centrifugal governors.
  • centrifugal governor In Fig. La such a centrifugal governor is in the idle position, i. H. without stress from the working machine.
  • the centrifugal governor is equipped with a centrifugal weight carrier 2 which is rotatable about an axis of rotation 15 and is mounted in the pivot bearing 19 and which is coupled in a rotationally fixed manner to an engine-side drive shaft (not shown), generally its camshaft.
  • Two deflectable flyweights 1 are attached to the flyweight carrier 2. With increasing speed of the centrifugal weight carrier 2 about its axis of rotation 15, the centrifugal weights 1 are deflected by the centrifugal force, counter to a resilient spring force of a spring means, as their distance from the axis of rotation 15 increases. Conversely, the centrifugal weights 1 are reset with a reduction in the speed of the centrifugal weight carrier 2 due to the spring force of the spring means toward the axis of rotation 15.
  • Each centrifugal weight 1 is articulated on the centrifugal weight carrier 2 with the knee 24 of a centrifugal weight carrier toggle lever.
  • Each centrifugal weight toggle lever comprises a first leg 25 connected to the centrifugal weight 1 and a second leg 26 coupled to an adjusting bolt 3. If the centrifugal weights 1 are deflected more strongly as the speed increases, each centrifugal weight carrier toggle lever is pivoted and the adjusting bolt 3 becomes in the direction of the control rod 4 postponed. Conversely, the centrifugal weights are pivoted inwards by the spring force of the spring means as the speed decreases. In order to ensure the displaceability, the adjusting bolt 3 is displaceably mounted in the displacement bearing 18.
  • the adjustment bolt 3 is supported against the control lever 4, which means that when the rotational speed of the flyweights 1 changes, the control lever 4 is adjusted by the associated displacement of the adjustment bolt 3.
  • the adjustment bolt 3 is supported against the control lever 4 in such a way that it counteracts the spring force of a tension spring 6 acting on the control lever 4 and thereby holds the control lever 4 in an equilibrium position determined by the tension spring 6 and the adjustment bolt 3.
  • the control lever 4 is pivotally mounted at one end 5. At its other end 16, the control lever 4 is connected to a transmission element 8.
  • the transmission element 8 interacts with an adjusting element for regulating the fuel supply to an injection pump of a diesel engine, here consisting of a toothed rack 9 and teeth 11 for rotating the pump piston 10 provided with an upper edge 12 and an obliquely running control curve 13.
  • the delivery of fuel begins, fuel being delivered to the injection point of the fuel until the inclined lower control edge 13 opens the suction hole 14 again.
  • the amount of fuel delivered depends on the relative rotation of the pump piston 10 in the pump cylinder, in particular the relative position of the lower control curve 13 to the suction hole 14, the position of the pump piston 10 in the pump cylinder being determined by the position in the sliding bearing 20 guided rack 9 and the teeth 10 can be adjusted. As indicated by the change arrow in Fig. La, can accordingly by a Shifting the rack 9 to the right increases fuel delivery, while shifting the rack to the left reduces fuel delivery.
  • the tension spring 6 is connected at one end 23 to the control lever 4, while it is connected at its other end 22 to a speed adjusting lever 7, which is designed in the form of a toggle lever and is pivotably mounted in the pivot bearing 17.
  • the control lever 4 can be pivoted about the bearing point 5 by the spring force of the tension spring 6, which causes the pump piston 10 to rotate in the pump cylinder.
  • the pump piston 10 is brought into a position in the case of a greater deflection of the control lever 4 caused by the tension spring 6, in which the suction hole is opened later by the lower control edge 13 when the pump piston 10 is opened, as is the case with a smaller deflection of the control lever 4, i , H. the amount of fuel delivered increases with increasing deflection of the control lever 4 by the tension spring 6.
  • the amount of fuel fed into the combustion chamber per unit of time should be essentially the same at different load speeds of the internal combustion engine, which means for the centrifugal governor shown in FIG. 1 that the position of the control lever 4 must be essentially the same at different load speeds.
  • the deflection of the control lever 4 caused by the adjusting bolt 3 increases, ie the spring force of the tension spring 6 also has to increase in a corresponding manner so that the position of the control lever 4 remains essentially unchanged.
  • the spring force of the tension spring 6 can over the elongation of the tension spring 6, d. H. a change in the bias of the tension spring 6 can be set.
  • the bias of the tension spring 6 can be changed in the centrifugal governor shown in FIG. 1 by pivoting the speed adjustment lever 7 around the bearing 17.
  • the speed adjustment lever 7 is provided with a handle 27 for this purpose.
  • the functioning of the centrifugal force controller is thus as follows: If a load is imposed on the internal combustion engine by the working machine, the speed of the drive shaft is reduced from the idling speed to the load speed, with the result that the centrifugal weights 1 are adjusted towards the axis of rotation 15 of the centrifugal weight carrier 2 are and at the same time the adjusting bolt 3 moves away from the control lever 4, so that the control lever 4, based on the previous equilibrium position, can be deflected due to the now predominant spring force of the tension spring 6. Due to the deflection of the control lever 4, the pump piston 10 is rotated in the pump cylinder, so that the lower control cam 13 later opens the suction hole 14 when the pump piston 10 is open and the fuel quantity delivered into the combustion chamber increases.
  • a characteristic number characterizing the above control process is the so-called "static speed deviation p", which is defined as the difference between idle speed n LL and load speed n L related to the load speed n L , namely:
  • Suitable values for the minimum static speed deviation p are above approx. 3.5%. Suitable values for the maximum static speed deviation for some applications, such as the driving of vibrators by the internal combustion engine, are below approx. 8%. The maximum static speed deviation is even lower for certain applications, such as for power generators, for which the DIN standard 6280 explicitly specifies that the maximum static speed deviation may not exceed 5%. It is therefore desirable for the practical use of stationary internal combustion engines for work machines that the static speed deviation p lies within a range of values suitable for the respective application.
  • the static speed deviation p can be derived in the following way:
  • n L i ⁇ n L k 3 - c (3) k 3 denotes a third constant
  • both the spring force (preload) of the tension spring 6 and the spring constant c are to be set in a suitable manner for the different load speeds n L. If, for example, the internal combustion engine is operated at load speeds of 3000 rpm and 1500 rpm, the set values for spring force (preload) and spring constant are at a load speed of 1500 rpm compared to a load speed of 3000 rpm quarter the tension spring.
  • FIG. 3a the dependency of the spring force F and the spring constant c on the load speed n L of the tension spring acting on the control lever, which is always necessary to obtain a constant fuel supply to the combustion chamber at different load speeds per unit time and a static speed deviation p which is the same at different load speeds shown.
  • the spring force F and the spring constant c each increase quadratically with the load speed n L. From this it can be concluded that the spring constant c and the spring force F must be essentially proportional to one another in this case, ie the spring constant c increases essentially linearly with the spring force F. This relationship is illustrated diagrammatically in FIG. 3b.
  • a possible solution to the above problem could be that the tension spring 6 for each load speed n L is exchanged for another tension spring with a correspondingly changed spring constant c, which in addition is suitably pivoted by the speed adjustment lever 7 for each load speed n L is biased.
  • a procedure is extremely impractical since a different tension spring must be used each time the load speed n L varies.
  • an exchange of the tension spring 6 is time-consuming and technically complex, since the tension spring 6 is mostly installed inside the motor housing for protection against contamination.
  • the speed controller shown in FIG. 2 Another possible solution for the above problem known in the prior art is given by the speed controller shown in FIG. 2.
  • the speed controller shown in FIG. 2 elements that are the same as elements of the speed controller of FIG. 1 have the same reference numbers.
  • the end 22 of the tension spring 6 connected to the speed adjusting lever 7 is guided in an arcuate link 21 in the speed controller of FIG. 2.
  • the angle between the tension spring 6 and the control rod 4 is changed by shifting the end 22 of the tension spring 6 guided in the arcuate link 21.
  • an effective spring constant c ' which differs from the spring constant c, becomes effective, the smaller the smaller the acute angle between the tension spring 6 and the control lever 4, since one is at a right angle
  • Different angles between tension spring 6 and control lever 4 only the force component of the tension spring 6, which is directed perpendicular to the control lever 4, which counteracts the force of the flyweights 1 exerted by the adjusting bolt 3.
  • an effective spring constant c ' can be set, which is smaller than the spring constant c and can therefore be selected for lower load speeds.
  • a spring force (pretension) of the tension spring 6, which is adapted to the respective load speed of the centrifugal weight carrier 2 must be realized by the link guide.
  • a disadvantage of the speed controller shown in FIG. 2 is that guiding the end 22 connected to the speed adjusting lever 7 in the link 21, which is implemented by a sliding block in the link 21, is technically complex and very susceptible to wear.
  • the object of the present invention is to provide a mechanical speed controller for stationary internal combustion engines, by means of which, in the case of a fuel supply to the combustion chamber which is essentially the same for each load speed per time unit, in a simple manner a constant or within a predeterminable one for the static speed deviation p suitable for the respective application can be realized.
  • a speed controller for stationary internal combustion engines which in a conventional manner comprises: a centrifugal weight carrier which is rotatably mounted about an axis of rotation and which is non-rotatably coupled to a drive shaft on the motor,
  • centrifugal weight carrier which can be deflected by the action of the centrifugal force against a restoring spring force of a spring means while changing its distance from the axis of rotation
  • control lever which is pivotally mounted at one end and is connected at its other end to a transmission element, which transmission element interacts with an adjusting device for adjusting the fuel supply to the combustion chamber,
  • a prestressed spring means which has one end to the control lever and the other end to one pivotable speed adjustment lever is coupled, the control lever can be pivoted by the spring force of the spring means, and wherein the bias of the spring means can be changed by pivoting the speed adjustment lever,
  • the adjusting device cooperating with the transmission element for adjusting the amount of fuel supplied into the combustion chamber of the internal combustion engine can, according to the invention, be the adjustment element of a diesel injection pump or the throttle valve of a gasoline engine.
  • the speed controller according to the invention is therefore equally suitable for diesel and gasoline engines.
  • the speed controller according to the invention is characterized in that the spring means is designed in the form of two tension springs, a first tension spring having a smaller spring constant than a second tension spring, and the two tension springs being coupled to one another at their end facing away from the control lever by a swivel bracket coupled to the speed adjustment lever , wherein the pivot bracket is pivotable between two end positions by pivoting the speed adjustment lever, namely - a first end position in which essentially only the first tension spring is biased, and - A second end position in which both tension springs are biased, the first tension spring being biased more in the second end position than in the first end position.
  • the spring force (preload) and the spring constant of the spring means can be set in the desired manner by simply actuating the speed adjustment lever and the associated adjustment of the swivel bracket.
  • the spring force (preload) and the spring constant of the spring means can be adapted to a variable load speed of the internal combustion engine, which has the consequence that the static speed deviation p is very advantageously at the same value or at a different fuel speed supply to the combustion chamber can be kept within predefined range limits.
  • the construction of the speed controller according to the invention is simpler and less technically complex.
  • the swivel bracket can be adjusted by swiveling the speed adjustment lever into intermediate positions between the first and second end positions, in which the first tension spring has a prestress, the size of which lies between the prestresses in the first and second end positions, and in which the second tension spring has a preload whose size is smaller than its preload in the second end position.
  • the swivel bracket is in the form of a nes triangle, wherein the two tension springs and the speed adjustment lever are attached to the corners of the triangle, pivotable in the plane of the triangle.
  • the speed adjustment lever is designed in the form of a toggle lever, the end of which connected to the swivel bracket describes a circular path when the toggle lever is pivoted, a section of the circular path running within the axial extensions of the two tension springs of the second spring means, so that , depending on the respective position of the speed adjustment lever, a different spring force (preload) of the two tension springs and thus a different spring force (preload) of the spring means, as well as a different spring constant of the spring means can be set.
  • the minimum static speed deviation is advantageously approximately 3.5%.
  • the maximum static speed deviation is preferably approximately 8%, and particularly preferably approximately 5%.
  • FIG 3 shows a diagram in which the dependency of the spring force (preload) F and the spring constant c on the load speed n L, which is required for a constant static speed deviation p and for a fuel supply that is the same for different load speeds, is shown (top illustration), and a diagram , in which the resulting dependence of the spring force (preload) F on the spring constant c is shown (lower figure)
  • Fig. 4 shows an embodiment for a speed controller according to the invention in idle and under full load
  • Fig. 5 is a diagram in which the relationship between the spring constant c and the spring force (bias) F is shown in the embodiment of the speed controller shown in FIG. 4.
  • FIGS. 1, 2 and 4 the same elements have the same reference numbers.
  • a description of FIGS. 1 and 2 and elements of FIG. 4 which are combined with elements of FIGS. agree, refer to the statements made in the introduction to the description.
  • Fig. 4 shows an embodiment of the speed controller according to the invention in three different positions of the swivel bracket 30 ( Figures 4a, 4b, 4c), each position of the swivel bracket is shown for two different load states of the speed controller, namely an idle state in which the control lever 4 essentially is vertical (each left figure of Figures 4a, 4b, 4c), and a state under full load, in which the control lever 4 is deflected to the right in the figure (right figure of Figures 4a, 4b, 4c).
  • the speed controller according to the invention differs from the speed controller shown in FIG. 1 and known in the prior art, only in the configuration of the spring means. For this reason, a description of the elements which are identical to the elements shown in FIG. 1 is dispensed with, so that only a description of the spring means is given.
  • the spring means which is realized by the tension spring 6 in the speed controller shown in FIG. 1, in the embodiment shown in FIG. 4 for the speed controller according to the invention consists of two tension springs 28, 29, which at their ends facing away from the control lever 4 by the swivel bracket 30 are coupled.
  • the two tension springs 28, 29 have different spring constants ci, c 2 , the spring constant c 2 of the second tension spring 28 closer to the adjusting bolt 3 being greater than the spring constant Ci of the first tension spring 29 further away from the adjusting bolt 3.
  • the swivel bracket 30 has one Three- corner shape, with the first corner oc, the second corner ß and the third corner ⁇ .
  • the second tension spring 28 with the larger spring constant c 2 is connected at one end 31 to the control lever 4, while at the other end 32 it is connected to the first corner oc of the swivel bracket 30.
  • the first tension spring 29 with the smaller spring constant ci is connected at its one end 34 to the control lever 4, while it is connected at its other end 35 to the second corner ⁇ of the swivel bracket 30.
  • the speed adjusting lever 7, which is designed in the form of a toggle lever, is connected at its one end 37 to the third corner ⁇ of the swivel bracket 30 in a triangular shape.
  • the end 35 of the first tension spring 29 connected to the swivel bracket 30 is pivotally connected in the plane of the swivel bracket 30 to the second corner ⁇ of the swivel bracket 30.
  • the end 32 of the second tension spring 28 connected to the swivel bracket 30 is pivotably connected in the plane of the swivel bracket 30 to the first corner oc of the swivel bracket 30.
  • the end 37 of the speed adjustment lever 7 connected to the swivel bracket 30 is pivotably connected to the third corner ⁇ of the swivel bracket 30.
  • the speed adjustment lever 7 can be pivoted about the bearing 17 by actuating its handle 27. At a Pivoting the speed adjustment lever 7, the end 37 of the speed adjustment lever 7 connected to the swivel bracket 30 follows a circular path, the radius of which results from the distance of the end 37 of the speed adjustment lever 7 connected to the swivel bracket 30 from the bearing 17 of the speed adjustment lever 7. When the speed adjustment lever 7 is pivoted, the end 37 pivotably connected to the swivel bracket 30 takes along the swivel bracket 30, the swivel bracket 30 being changed with regard to its position in space and with respect to its relative position to the speed adjustment lever 7.
  • the speed adjustment lever 7 is pivoted further counterclockwise in order to bring about a change in the spring constant c of the spring means and a change in the spring force F (preload) of the spring means.
  • the control lever 4 maintains its essentially vertical position, this position of the control lever 4 corresponding to the load-free running (idling) of the internal combustion engine.
  • the control lever 4 maintains its position deflected to the right, this position of the control lever 4 corresponding to the running of the internal combustion engine under full load.
  • the first tension spring 29 with the smaller spring constant Ci is only slightly preloaded, while the second tension spring 28 with the larger spring constant c 2 is essentially not preloaded.
  • the leg 39 of the swivel bracket 30 connected to the speed adjustment lever 7 and the first tension spring 29 is approximately in the axial extension of the first tension spring 29. If the control lever 4 is changed deflected of the load state, a movement of the third corner ⁇ of the swivel bracket 30 leads to an almost identical movement of the second corner ß of the swivel bracket 30, that is to say an elongation or shortening of only the first tension spring 29 with the smaller spring constant ci.
  • the swivel bracket 30 rotates here around its corner oc connected to the second tension spring 28, since the second tension spring 28 with the larger spring constant c 2 acts like a rigid connection.
  • the spring constant c of the second spring means essentially corresponds only to the spring constant ci of the first tension spring 29. Because of the weak preload, only the second tension spring 29 and the smaller size of the spring constant Ci compared to the spring constant c 2 make sense in FIG Fig. 3b shown state of the speed controller for the lowest desired load speed.
  • the spring force F (preload) and spring constant c of the spring means is thus essentially determined in the state shown in FIG. 4a by the spring force F (preload) and the spring constant ci of the first tension spring 29.
  • the swivel bracket 30 has changed its relative position to the speed adjustment lever 7 so that the swivel bracket 30 assumes a stable position in the balance of forces under the action of the spring forces acting on the swivel bracket 30 of the two tension springs 28, 29 and the counterforce exerted by the speed adjustment lever 7.
  • the solder of the third corner ⁇ of the swivel bracket 30 connected to the speed adjustment lever 7 on the leg of the swivel bracket 30 connecting the first and second corners oc, ß migrates with such a swiveling of the speed adjustment lever 7 from the second corner ß in the direction of the first corner cc of the swivel bracket 30th
  • the spring constant c of the spring means can be calculated in a first approximation for the state shown in FIG. 4b:
  • F ⁇ , Fß and F be the spring forces of the second tension spring 28, the first tension spring 29 and the spring means, which acts on the control lever 4, c be the spring constant of the second spring means.
  • S ⁇ , Sß and S ⁇ be the distances covered by the first, second and third corners oc, ß and ⁇ of the swivel bracket 30.
  • Li is the length of the leg between the first and second corners oc and ß of the swivel bracket 30.
  • L 2 is the distance from the third corner ⁇ of the swivel bracket 30 parallel to the leg between the first and second corners oc and ß of the swivel bracket 30 ⁇ .
  • AS ⁇ AS a + (AS ß - AS - ⁇ - (7)
  • the swivel bracket 30 has changed its position relative to the speed adjustment lever 7 in such a way that the swivel bracket 30 under the action of the spring forces acting on the swivel bracket 30 of the two tension springs 28, 29 and the counterforce exerted by the speed adjustment lever 7 have a stable balance of forces Takes position.
  • the solder of the third corner ⁇ of the swivel bracket 30 connected to the speed adjustment lever 7 on the legs of the swivel bracket 30 connecting the first and second corners ⁇ and ß is, compared to the state shown in FIG. 4b, even further in from the second corner ß Hiked towards the first corner of the swivel bracket 30.
  • the between The leg 40 of the third corner ⁇ and the first corner ⁇ of the swivel bracket 30 lies approximately in an axial extension of the second tension spring 28 in the position of the swivel bracket 30 shown in FIG. 4c.
  • a relative movement of the third corner ⁇ of the swivel bracket 30 with respect to the control lever 4 leads here to a corresponding relative movement of the first and second corners ⁇ and ⁇ , which has the effect that the size of the spring constant c of the spring means essentially corresponds to the sum of the two spring constants ci and c 2 of the two tension springs 28, 29.
  • the spring force F (preload) of the spring means essentially corresponds to the sum of the spring forces of both tension springs 28, 29. Accordingly, it makes sense if the state of the speed controller shown in FIG. 4c for a maximum load speed is interpreted.
  • the spring means of the speed controller according to the invention is characterized by a non-constant relationship between the spring constant c and the spring force F (preload).
  • the spring constant c of the spring means increases with the spring force F (preload) of the spring means.
  • the relationship designated I in FIG. 5 between the spring constant c and the spring force F corresponds here to the state of the speed controller shown in FIG. 4a, in which the spring constant c and the spring force are comparatively small.
  • the speed controller according to the invention enables a fuel supply which is essentially the same at different load speeds n L per unit of time and a constant speed deviation p which is kept within a desired value range to be achieved in a simple manner.
  • the spring constant c of the spring means with an otherwise unchanged spring force F (pretension) the spring means can be adjusted in a suitable manner if necessary. Li is then only adjusted in each case. Specifically, a reduction in L 2 and / or an increase in h leads to an increase in the spring constant c while the spring force F (preload) of the spring means is kept constant. This is indicated by the (upper) single-dot chain line in the diagram of FIG. 5.
  • the speed controller allows the spring force F (pretension) and the spring constant c of the spring means acting on the control lever 4 to be changed in a simple manner by actuating the speed adjustment lever. This allows the spring force F (preload) and the spring constant c of the spring means to be adapted in an extremely advantageous manner to a variable load speed of the internal combustion engine and in this way to keep the static speed deviation p at essentially the same value or within a predeterminable value range.

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Abstract

Ein Drehzahlregler für stationäre Verbrennungsmotoren umfasst: einen um eine Drehachse (15) drehbar gelagerten Fliehgewichtsträger (2), wenigstens ein am Fliehgewichtsträger (2) vorgesehenes Fliehgewicht (1), einen Regelhebel (4), ein vorgespanntes Federmittel, einen mit dem Fliehgewicht (1) zusammenwirkenden, verschiebbar gelagerten Verstellbolzen (3); Dabei ist das Federmittel in Form zweier Zugfedern (28, 29) ausgebildet, wobei eine erste Zugfeder (29) eine kleinere Federkonstante hat als eine zweite Zugfeder (28), und die beiden Zugfedern jeweils an ihrem dem Regelhebel (4) abgewandten Ende durch einen mit dem Drehzahlverstellhebel (7) gekoppelten Schwenkbügel (30) miteinander gekoppelt sind, wobei der Schwenkbügel (30) durch Verschwenken des Drehzahlverstellhebels (7) zwischen zwei Endpositionen verstellbar ist, nämlich einer ersten Endposition, in welcher im wesentlichen nur die erste Zugfeder (29) vorgespannt ist, und einer zweiten Endposition, in welcher beide Zugfedern (28, 29) vorgespannt sind.

Description

Drehzahlregler für stationäre Verbrennungsmotoren
Die vorliegende Erfindung betrifft nach ihrer Gattung einen mechanischen Drehzahlregler für stationäre Verbrennungsmotoren.
Stationäre Verbrennungsmotoren werden zum Antreiben von stationären Arbeitsmaschinen eingesetzt. Ein Beispiel hierfür sind Standdieselmotoren zum Antreiben von Stromerzeugern.
Stationäre Verbrennungsmotoren sollen unter Last in einem bestimmten, vorgebbaren Drehzahlbereich laufen. Als Drehzahl des Verbrennungsmotors ohne Belastung durch die Arbeitsmaschine wird eine sogenannte "Leerlaufdrehzahl" eingestellt, welche unter der Voraussetzung, dass die Drehzahl des Verbrennungsmotors unter Last stets abfällt, der maximalen Drehzahl des Verbrennungsmotors entspricht. Je nach dem Grad der Belastung durch die Arbeitsmaschine sinkt die Drehzahl des Verbrennungsmotors hierbei mehr oder weniger stark ab. Um einen von der Last abhängigen, sehr starken Drehzahlabfall zu vermeiden, wird die Kraftstoffzufuhr in den Verbrennungsraum erhöht, bis die Abgabeleistung des Motors der Aufnahmeleistung der Arbeitsmaschine entspricht. Die Lastdrehzahl eines belasteten Verbrennungsmotors soll hierbei innerhalb bestimmter vorgegebener Grenzen liegen. Zudem soll die in den Brennraum pro Zeiteinheit eingespritzte Kraftstoffmenge für verschiedene Lastdrehzahlen im wesentlichen gleich sein.
Um eine solche drehzahlabhängige Kraftstoffmengenregelung zu bewerkstelligen, sind in herkömmlichen stationären Verbrennungsmotoren beispielsweise mechanische Drehzahlregler vorgesehen. Wie in den beigefügten Figuren la und lb gezeigt ist, sind mechanische Drehzahlregler des Stands der Technik gewöhnlich als Fliehkraftregler ausgebildet.
In Fig. la ist ein derartiger Fliehkraftregler in Leerlauf- Stellung, d. h. ohne Belastung durch die Arbeitsmaschine, gezeigt. Der Fliehkraftregler ist mit einem um eine Drehachse 15 drehbaren, im Drehlager 19 gelagerten Fliehgewichtsträger 2 ausgerüstet, welcher mit einer motorseitigen Antriebswelle (nicht gezeigt), im allgemeinen dessen Nockenwelle, drehfest gekoppelt ist. An dem Fliehgewichtsträger 2 sind zwei auslenkbare Fliehgewichte 1 befestigt. Mit zunehmender Drehzahl des Fliehgewichtsträgers 2 um dessen Drehachse 15 werden die Fliehgewichte 1 durch die Fliehkraft, entgegen einer rückstellenden Federkraft eines Federmittels, bei Vergrößerung ihres Abstands zur Drehachse 15 ausgelenkt. Umgekehrt werden die Fliehgewichte 1 mit einer Verminderung der Drehzahl des Fliehgewichtsträgers 2 aufgrund der Federkraft des Federmittels zur Drehachse 15 hin rückgestellt.
Jedes Fliehgewicht 1 ist mit dem Knie 24 eines Fliehgewichts- träger-Kniehebels an dem Fliehgewichtsträger 2 angelenkt. Jeder Fliehgewichtsträger-Kniehebel umfasst einen mit dem Fliehgewicht 1 verbundenen ersten Schenkel 25 und einen mit einem Verstellbolzen 3 gekoppelten zweiten Schenkel 26. Werden die Fliehgewichte 1 bei ansteigender Drehzahl stärker ausgelenkt, wird jeder Fliehgewichtsträger-Kniehebel verschwenkt und der Verstellbolzen 3 wird in Richtung zur Regelstange 4 hin verschoben. Umgekehrt werden die Fliehgewichte bei einer abnehmenden Drehzahl von der Federkraft des Federmittels nach innen verschwenkt . Um die Verschiebbarkeit zu gewährleisten, ist der Verstellbolzen 3 in dem Verschiebelager 18 verschiebbar gelagert. Der Verstellbolzen 3 stützt sich gegen den Regelhebel 4, was dazu führt, dass bei einer Änderung der Drehzahl der Fliehgewichte 1 der Regelhebel 4 durch die damit einher gehende Verschiebung des Verstellbolzens 3 verstellt wird. Der Verstellbolzen 3 ist so gegen den Regelhebel 4 gestützt, dass er der Federkraft einer an dem Regelhebel 4 angreifenden Zugfeder 6 entgegenwirkt und hierbei den Regelhebel 4 in einer durch die Zugfeder 6 und den Verstellbolzen 3 bestimmten Gleichgewichtsposition hält.
Der Regelhebel 4 ist an einem Ende 5 verschwenkbar gelagert. An seinem anderen Ende 16 ist der Regelhebel 4 mit einem Übertragungsglied 8 verbunden. Das Übertragungsglied 8 wirkt mit einem Versteilglied zur Regelung der Kraftstoffzufuhr einer Einspritzpumpe eines Dieselmotors, hier bestehend aus Zahnstange 9 und Zahnung 11 zur Verdrehung des mit einer Oberkante 12 und einer schräg verlaufenden Steuerkurve 13 versehenen Pumpenkolbens 10, zusammen.
Wird das in den Pumpenzylinder (nicht gezeigt) gebohrte Saugloch 14 von der Oberkante 12 des Pumpenkolbens verschlossen, so setzt die Förderung von Kraftstoff ein, wobei solange Kraftstoff zur Einspritzstelle des Kraftstoffs gefördert wird, bis die schräge untere Steuerkante 13 das Saugloch 14 wieder öffnet. Wegen des schrägen Verlaufs der unteren Steuerkante 13 hängt von der relativen Verdrehung des Pumpenkolbens 10 im Pumpenzylinder, insbesondere der relativen Lage der unteren Steuerkurve 13 zum Saugloch 14, die geförderte Kraftstoffmenge ab, wobei die Stellung des Pumpenkolbens 10 im Pumpenzylinder durch die in dem Verschiebelager 20 geführten Zahnstange 9 und die Zahnung 10 eingestellt werden kann. Wie durch den Wechselpfeil in Fig. la angegeben ist, kann demzufolge durch eine Verschiebung der Zahnstange 9 nach rechts eine Mehrförderung von Kraftstoff erreicht werden, während durch eine Verschiebung der Zahnstange nach links eine Minderförderung von Kraftstoff erreicht wird.
Die Zugfeder 6 ist mit ihrem einem Ende 23 mit dem Regelhebel 4 verbunden, während sie mit ihrem anderen Ende 22 mit einem, in Form eines Kniehebels ausgebildeten, in der Schwenklagerung 17 verschwenkbar gelagerten Drehzahlverstellhebel 7 verbunden ist. Der Regelhebel 4 kann durch die Federkraft der Zugfeder 6 um die Lagerstelle 5 verschwenkt werden, was eine Drehung des Pumpenkolbens 10 im Pumpenzylinder bewirkt. Der Pumpenkolben 10 wird bei einer durch die Zugfeder 6 bewirkten größeren Auslenkung des Regelhebels 4 in eine Position gebracht, bei welcher das Saugloch bei einer AufSteuerbewegung des Pumpenkolbens 10 durch die untere Steuerkante 13 später geöffnet wird als wie bei einer geringeren Auslenkung des Regelhebels 4, d. h. die geförderte Kraftstoffmenge nimmt mit zunehmender Auslenkung des Regelhebels 4 durch die Zugfeder 6 zu.
Die pro Zeiteinheit in den Brennraum zugeführte Kraftstoffmenge soll bei verschiedenen Lastdrehzahlen des Verbrennungsmotors im wesentlichen gleich sein, was für den in Fig. 1 gezeigten Fliehkraftregler bedeutet, dass die Stellung des Regelhebels 4 bei verschiedenen Lastdrehzahlen im wesentlichen gleich sein muss. Dies setzt jedoch voraus, dass die Federkraft der Zugfeder 6 bei verschiedenen Lastdrehzahlen unterschiedlich groß sein muss. Konkret nimmt bei einer Erhöhung der Lastdrehzahl die durch den Verstellbolzen 3 bewirkte Auslenkung des Regelhebels 4 zu, d. h. auch die Federkraft der Zugfeder 6 muss in entsprechender Weise zunehmen, damit die Stellung des Regelhebels 4 im wesentlichen unverändert bleibt. Umgekehrt wird bei einer Abnahme der Lastdrehzahl der Regelhe- bels 4 durch den Verstellbolzen 3 weniger ausgelenkt, d. h. die Federkraft der Zugfeder 6 muss in entsprechender Weise abnehmen, damit die Stellung des Regelhebels 4 im wesentlichen gleich bleibt.
Die Federkraft der Zugfeder 6 kann über die Längung der Zugfeder 6, d. h. eine Änderung der Vorspannung der Zugfeder 6, eingestellt werden. Die Vorspannung der Zugfeder 6 kann bei dem in Fig. 1 gezeigten Fliehkraftregler durch Verschwenken des Drehzahlverstellhebels 7 um die Lagerstelle 17 verändert werden. Der Drehzahlverstellhebel 7 ist zu diesem Zweck mit einem Griff 27 versehen.
Die Funktionsweise des Fliehkraftreglers ist also wie folgt: wird dem Verbrennungsmotor durch die Arbeitsmaschine eine Last auferlegt, so verringert sich die Drehzahl der Antriebswelle von der Leerlaufdrehzahl auf die Lastdrehzahl, was zur Folge hat, dass die Fliehgewichte 1 zur Drehachse 15 des Fliehgewichtsträgers 2 hin verstellt werden und sich zugleich der Verstellbolzen 3 von dem Regelhebel 4 weg bewegt, so dass der Regelhebel 4, ausgehend von der bisherigen Gleichgewichtslage, aufgrund der nun überwiegenden Federkraft der Zugfeder 6 ausgelenkt werden kann. Durch die Auslenkung des Regelhebels 4 wird der Pumpenkolben 10 im Pumpenzylinder verdreht, so dass die untere Steuerkurve 13 bei einer AufSteuerbewegung des Pumpenkolbens 10 das Saugloch 14 später öffnet und somit die in den Brennraum geförderte Kraftstoffmenge zunimmt. Läuft der Verbrennungsmotor wieder lastfrei, so nimmt die Drehzahl des Fliehgewichtsträgers 2 wieder zu, der Verstellbolzen 3 wird in Richtung zum Regelhebel 4 hin verschoben und der Pumpenkolben wird in seine ursprüngliche, in Fig. la gezeigte Position innerhalb des Pumpenzylinders verdreht, bei welcher eine vergleichsweise geringere Kraftstoffmenge gefördert wird. Dreht der Antriebsmotor mit verschiedenen Lastdrehzahlen, so ist für jede Lastdrehzahl die Federkraft, d. h. Vorspannung, der Zugfeder 6 in geeigneter Weise so einzustellen, dass die Stellung des Regelhebels 4 und damit die in dem Brennraum pro Zeiteinheit zugeführte Kraftstoffmenge für jede Lastdrehzahl im wesentlichen unverändert bleibt.
Eine den obigen Regelungsvorgang charakterisierende Kennzahl ist die sogenannte "statische Drehzahlabweichung p", welche als die auf die Lastdrehzahl nL bezogene Differenz zwischen Leerlaufdrehzahl nLL und Lastdrehzahl nL definiert ist, nämlich:
In der Praxis hat sich gezeigt, dass eine zu niedrige statische Drehzahlabweichung p zu einem unruhigen Lauf des Verbrennungsmotors führt, da schon eine geringe Drehzahlabweichung, welche etwa durch eine Erschütterung oder einen Aussetzer des Motors verursacht ist, zu einer großen Leistungsänderung des Verbrennungsmotors führt. Ist die statische Drehzahlabweichung p andererseits zu hoch, so führt diese zu einem unerwünschten starken Drehzahlabfall des Verbrennungsmotors unter Last.
Geeignete Werte für die minimale statische Drehzahlabweichung p liegen oberhalb von ca. 3,5%. Geeignete Werte für die maximale statische Drehzahlabweichung liegen für manche Anwendungen, wie etwa den Antrieb von Rüttelvorrichtungen durch den Verbrennungsmotor, unterhalb von ca. 8%. Für bestimmte Anwendungen ist die maximale statische Drehzahlabweichung noch geringer, wie etwa für Stromerzeuger, für welche in der DIN-Norm 6280 explizit festgelegt ist, dass die maximale statische Drehzahlabweichung höchstens 5% betragen darf. Es ist also für den praktischen Einsatz von stationären Verbrennungsmotoren für Arbeitsmaschinen wünschenswert, dass die statische Drehzahlabweichung p innerhalb eines für die jeweilige Anwendung geeigneten Wertebereichs liegt.
Bei dem in den Figuren la und 1b gezeigten herkömmlichen mechanischen Drehzahlregler kann die statische Drehzahlabweichung p in der folgenden Weise abgeleitet werden:
Zunächst sei angenommen, dass die Wegdifferenz ds, welche die Zahnstange 9 zwischen ihrer -Leerlauf- und Volllaststellung durchläuft, unabhängig von der Lastdrehzahl ist, was näherungsweise als richtig angenommen werden darf.
Die auf die Fliehgewichte 1 einwirkenden Fliehkräfte nehmen mit dem Quadrat der Drehzahl des Fliehgewichtsträgers zu. Für den Gleichgewichtszustand, in welchem die auf die Regelstange 4 ausgeübten Kräfte des Verstellbolzens 3 und der Zugfeder 6 im Gleichgewicht sind, folgt hieraus für die Federkraft der Zugfeder 6 unter Last FL und für die Federkraft der Zugfeder 6 im Leerlauf ohne Last FLL: F L, = h \ ■ n L, (1) FLL = - KLL ki bezeichnet eine erste Konstante.
Mit der Federkonstanten c der Zugfeder 6 ergibt sich hieraus: FLL - FL = k2 - c - ds (2) k2 bezeichnet eine zweite Konstante.
Das ds als konstant angenommen ist, folgt hieraus: n Li ~ n L = k3 - c (3) k3 bezeichnet eine dritte Konstante ,
Mit > L -nL P =
für die statische Drehzahlabweichung folgt hieraus
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Aus obiger Gleichung (1) folgt, dass die Federkraft FL unter Last quadratisch mit der Lastdrehzahl nL zunimmt. Das heißt, soll die Stellung des Regelhebels 4 bei verschiedenen Lastdrehzahlen nL beibehalten werden, muss die Federkraft (Vorspannung) der Zugfeder 6 entsprechend angepasst werden. Wird die Drehzahl beispielweise von einer ersten Lastdrehzahl auf eine nur halb so große zweite Lastdrehzahl vermindert, so ist der obigen Bedingung genüge getan, wenn bei der zweiten Lastdrehzahl die Federkraft (Vorspannung) der Zugfeder 6 durch Betätigen des Drehzahlverstellhebels 7 auf ein Viertel des zur ersten Lastdrehzahl gehörenden Ausgangswerts eingestellt wird.
Aus Gleichung (4) ergibt sich, dass die statische Drehzahlabweichung p mit einer Zunahme der Lastdrehzahl nL kleiner wird. Soll die statische Drehzahlabweichung p bei verschiedenen Lastdrehzahlen nL konstant bleiben, so setzt dies voraus, dass die Federkonstante c der Zugfeder 6 in entsprechender Weise angepasst wird. Wird die Lastdrehzahl beispielsweise ausgehend von einer ersten Lastdrehzahl auf eine zweite Lastdrehzahl halbiert, so ist hierzu bei der zweiten Lastdrehzahl für die Federkonstante ein Viertel des zur ersten Lastdrehzahl gehörenden Werts für die Federkonstante einzustellen. Mit anderen Worten, wird ein herkömmlicher mechanischer Drehzahlregler für stationäre Verbrennungsmotoren, wie er in den Fig. la und lb gezeigt ist, für verschiedene Lastdrehzahlen nL eingesetzt, und soll sich bei verschiedenen Lastdrehzahlen weder die pro Zeiteinheit dem Brennraum zugeführte Kraftstoffmenge noch die statische Drehzahlabweichung p ändern, so sind sowohl die Federkraft (Vorspannung) der Zugfeder 6 als auch die Federkonstante c in geeigneter Weise für die verschiedenen Lastdrehzahlen nL einzustellen. Wird der Verbrennungsmotor beispielsweise bei Lastdrehzahlen von 3000 U/min und 1500 U/min betrieben, so sind bei einer Lastdrehzahl von 1500 U/min, im Vergleich zu einer Lastdrehzahl von 3000 U/min, die eingestellten Werte für Federkraft (Vorspannung) und Federkonstante der Zugfeder jeweils zu vierteln.
In Fig. 3a ist die zum Erhalt einer bei verschiedenen Lastdrehzahlen pro Zeiteinheit stets gleichen Kraftstoffzufuhr in den Brennraum und einer bei verschiedenen Lastdrehzahlen gleichen statische Drehzahlabweichung p erforderliche Abhängigkeit der Federkraft F und der Federkonstanten c von der Lastdrehzahl nL der an dem Regelhebel angreifenden Zugfeder diagrammartig dargestellt. Wie Fig. 3a zu entnehmen ist, steigt die Federkraft F und die Federkonstante c jeweils quadratisch mit der Lastdrehzahl nL an. Hieraus kann gefolgert werden, dass für diesen Fall die Federkonstante c und die Federkraft F im wesentlichen proportional zueinander sein müssen, d. h. die Federkonstante c steigt im wesentlichen linear mit der Federkraft F an. Dieser Zusammenhang ist in Fig. 3b diagrammartig veranschaulicht .
Der Vollständigkeit halber sei darauf hingewiesen, dass die quadratische Abhängigkeit der Federkraft der Zugfeder von der Lastdrehzahl nL streng genommen für die Differenz der Feder- kraft im Leerlauf und der Federkraft unter Last gilt. Für eine Betrachtung von relativen Veränderungen von Lastdrehzahl und Federkraft spielt dieser Unterschied jedoch keine Rolle, so dass von der "Federkraft" der Zugfeder gesprochen werden kann.
Wird eine solche Anpassung der Federkraft (Vorspannung) und der Federkonstanten der Zugfeder nicht durchgeführt und ist der Drehzahlregler mithilfe der Vorspannung der Zugfeder, welche durch den Drehzahlverstellhebel verstellt werden kann, beispielsweise so eingestellt, dass bei einer Lastdrehzahl von 3000 U/min eine maximale statische Drehzahlabweichung p von 5% auftritt, so führt gemäß Gleichung (4) eine Änderung der Lastdrehzahl von 3000 U/min auf 1500 U/min zu einer maximalen statischen Drehzahlabweichung p von ca. 19%, welche aufgrund der eingangs genannten Nachteile im allgemeinen nicht mehr praxistauglich ist.
Eine mögliche Lösung für das obige Problem könnte darin liegen, dass die Zugfeder 6 für jede Lastdrehzahl nL gegen eine andere Zugfeder mit einer entsprechend veränderten Federkonstanten c ausgetauscht wird, welche zudem durch eine für jede Lastdrehzahl nL verschiedene Verschwenkung des Drehzahlverstellhebels 7 in geeigneter Weise vorgespannt wird. Eine solche Vorgehensweise ist jedoch äußerst unpraktisch, da bei einer Variation der Lastdrehzahl nL jedes Mal eine andere Zugfeder eingesetzt werden muss. Erschwerend kommt hinzu, dass ein Austausch der Zugfeder 6 zeitraubend und technisch aufwändig ist, da die Zugfeder 6 für einen Schutz vor Verschmutzung meistens innerhalb des Motorgehäuses eingebaut ist.
Eine andere, im Stand der Technik bekannte, mögliche Lösung für das obige Problem ist durch den in Fig. 2 gezeigten Drehzahlregler gegeben. In dem in Fig. 2 gezeigten Drehzahlregler tragen Elemente, die zu Elementen des Drehzahlreglers von Fig. 1 gleich sind, gleiche Bezugszahlen. Gegenüber dem Drehzahlregler von Fig. 1 ist bei dem Drehzahlregler von Fig. 2 das mit dem Drehzahlverstellhebel 7 verbundene Ende 22 der Zugfeder 6 in einer bogenförmigen Kulisse 21 geführt. Durch eine Verschiebung des in der bogenförmigen Kulisse 21 geführten Endes 22 der Zugfeder 6 wird der Winkel zwischen der Zugfeder 6 und der Regelstange 4 verändert. Dies hat zur Folge, dass anstelle der Federkonstanten c eine von der Federkonstanten c verschiedene, effektive Federkonstante c' wirksam wird, die umso kleiner ist, je geringer der spitze Winkel zwischen der Zugfeder 6 und dem Regelhebel 4 ist, da bei einem vom rechten Winkel verschiedenen Winkel zwischen Zugfeder 6 und Regelhebel 4 nur noch die Kraftkomponente der Zugfeder 6, welche senkrecht zum Regelhebel 4 gerichtet ist, der durch den Verstellbolzen 3 ausgeübten Kraft der Fliehgewichte 1 entgegenwirkt. Auf diese Weise kann durch eine Verschiebung des mit dem Drehzahlverstellhebel 7 verbundenen Endes 22 der Zugfeder 6 durch Betätigen des Griffs 27 des Drehzahlverstellhebels 7 eine effektive Federkonstante c' eingestellt werden, welche kleiner ist als die Federkonstante c und somit für kleinere Lastdrehzahlen gewählt werden kann. Zusätzlich muss durch die Kulissenführung eine der jeweiligen Lastdrehzahl des Fliehgewichtsträgers 2 angepasste Federkraft (Vorspannung) der Zugfeder 6 verwirklicht werden.
Nachteilig bei dem in Fig. 2 gezeigten Drehzahlregler ist, dass die Führung des mit dem Drehzahlverstellhebel 7 verbundenen Endes 22 in der Kulisse 21, welche durch einen Gleitstein in der Kulisse 21 realisiert wird, technisch aufwändig und sehr verschleißanfällig ist. Demgegenüber besteht die Aufgabe der vorliegenden Erfindung darin, einen mechanischen Drehzahlregler für stationäre Verbrennungsmotoren bereit zu stellen, durch welchen, bei einer für jede Lastdrehzahl pro Zeiteinheit im wesentlichen gleiche Kraftstoffzufuhr in den Brennraum, in einfacher Weise eine gleichbleibende bzw. innerhalb eines vorgebbaren, für die jeweilige Anwendung geeigneten, Wertebereichs liegende, statische Drehzahlabweichung p realisiert werden kann.
Diese Aufgabe wird nach dem Vorschlag der Erfindung durch einen mechanischen Drehzahlregler gemäß den Merkmalen von Anspruch 1 gelöst. Vorteilhafte Ausgestaltungen der Erfindung sind durch die Merkmale der Unteransprüche angegeben.
Erfindungsgemäß ist ein Drehzahlregler für stationäre Verbrennungsmotoren gezeigt, welcher in herkömmlicher Weise umfasst: - einen um eine Drehachse drehbar gelagerten Fliehgewichtsträger, welcher mit einer motorseitigen Antriebswelle drehfest gekoppelt ist,
- wenigstens ein am Fliehgewichtsträger vorgesehenes Fliehgewicht, das durch Einwirkung der Fliehkraft entgegen einer rückstellenden Federkraft eines Federmittels unter Veränderung seines Abstands zur Drehachse ausgelenkt werden kann,
- einen Regelhebel, der an seinem einen Ende verschwenkbar gelagert ist und an seinem anderen Ende mit einem Übertragungsglied verbunden ist, welches Übertragungsglied mit einer Versteilvorrichtung zum Einstellen der Kraftstoffzufuhr in den Brennraum zusammenwirkt,
- ein vorgespanntes Federmittel, welches mit seinem einen Ende an den Regelhebel und mit seinem anderen Ende an einen verschwenkbaren Drehzahlverstellhebel gekoppelt ist, wobei der Regelhebel durch die Federkraft des Federmittels verschwenkt werden kann, und wobei durch Verschwenken des Drehzahlverstellhebels die Vorspannung des Federmittels verändert werden kann,
- einen mit dem Fliehgewicht zusammenwirkenden, verschiebbar gelagerten Verstellbolzen, welcher sich, der Federkraft des Federmittels entgegen wirkend, gegen den Regelhebel stützt und bei einer Änderung der Drehzahl des Fliehgewichts verschoben wird.
Bei der mit dem Übertragungsglied zusammenwirkenden Versteilvorrichtung zum Einstellen der in den Brennraum des Verbrennungsmotors zugeführten Kraftstoffmenge kann es sich erfindungsgemäß um das Verstellglied einer Dieseleinspritzpumpe o- der um die Drosselklappe eines Ottomotors handeln. Der erfindungsgemäße Drehzahlregler ist also gleichermaßen für Diesel- und Ottomotoren geeignet.
Der erfindungsgemäße Drehzahlregler ist dadurch gekennzeichnet, dass das Federmittel in Form zweier Zugfedern ausgebildet ist, wobei eine erste Zugfeder eine kleinere Federkonstante hat als eine zweite Zugfeder, und die beiden Zugfedern an deren dem Regelhebel abgewandten Ende durch einen mit dem Drehzahlverstellhebel gekoppelten Schwenkbügel miteinander gekoppelt sind, wobei der Schwenkbügel durch Verschwenken des Drehzahlverstellhebels zwischen zwei Endpositionen verstellbar ist, nämlich - einer ersten Endposition, in welcher im wesentlichen nur die erste Zugfeder vorgespannt ist, und - einer zweiten Endposition, in welcher beide Zugfedern vorgespannt sind, wobei die erste Zugfeder in der zweiten Endposition stärker vorgespannt ist als in der ersten Endposition.
Bei dem erfindungsgemäßen Drehzahlregler kann die Federkraft (Vorspannung) und die Federkonstante des Federmittels durch einfaches Betätigen des Drehzahlverstellhebels und damit einher gehendes Verstellen des Schwenkbügels in gewünschter Weise eingestellt werden. Insbesondere können die Federkraft (Vorspannung) und die Federkonstante des Federmittels hierbei einer veränderlichen Lastdrehzahl des Verbrennungsmotors angepasst werden, was zur Folge hat, dass bei einer bei verschiedenen Lastdrehzahlen im wesentlichen gleichen Kraftstoffzufuhr in den Brennraum die statische Drehzahlabweichung p sehr vorteilhaft auf dem gleichen Wert bzw. innerhalb vorgebbarer Bereichsgrenzen gehalten werden kann. Im Unterschied zu dem in Fig. 2 gezeigten, im Stand der Technik bekannten Drehzahlregler ist der Aufbau des erfindungsgemäßen Drehzahlreglers einfacher und technisch weniger aufwändig.
Bei einer bevorzugten vorteilhaften Ausgestaltung der Erfindung ist der Schwenkbügel durch Verschwenken des Drehzahlverstellhebels in zwischen den ersten und zweiten Endpositionen befindlichen Zwischenpositionen verstellbar, in welchen die erste Zugfeder eine Vorspannung hat, deren Größe zwischen deren Vorspannungen in der ersten und zweiten Endposition liegt, und in welchen die zweite Zugfeder eine Vorspannung hat, deren Größe kleiner ist als deren Vorspannung in der zweiten Endposition.
Gemäß einer weiteren vorteilhaften Ausgestaltung des erfindungsgemäßen Drehzahlreglers ist der Schwenkbügel in Form ei- nes Dreiecks ausgebildet, wobei die beiden Zugfedern und der Drehzahlverstellhebel an den Ecken des Dreiecks, in der Ebene des Dreiecks verschwenkbar, befestigt sind. Hierdurch kann eine einfache mechanische Kopplung der beiden Zugfedern mit dem Drehzahlverstellhebel erreicht werden, wobei die Möglichkeit gegeben ist, dass ein mit dem Drehzahlverstellhebel verbundener Schenkel des Dreiecks im wesentlichen in der Verlängerung der einen oder der anderen der beiden Zugfedern angeordnet ist .
Zur geeigneten Einstellung der Federkraft und Federkonstanten des Federmittels kann es zudem vorteilhaft sein, wenn die Schenkel des Dreiecks, welche an die mit dem Drehzahlverstellhebel verbundene Ecke angrenzen, eine unterschiedliche Länge aufweisen.
Bei einer besonders einfachen Konstruktion des erfindungsgemäßen Drehzahlreglers ist der Drehzahlverstellhebel in Form eines Kniehebels ausgebildet, dessen mit dem Schwenkbügel verbundenes Ende bei Verschwenken des Kniehebels eine Kreisbahn beschreibt, wobei ein Abschnitt der Kreisbahn innerhalb der axialen Verlängerungen der beiden Zugfedern des zweiten Federmittels verläuft, so dass, abhängig von der jeweiligen Stellung des Drehzahlverstellhebels, eine unterschiedliche Federkraft (Vorspannung) der beiden Zugfedern und damit eine unterschiedliche Federkraft (Vorspannung) des Federmittels, sowie eine unterschiedliche Federkonstante des Federmittels eingestellt werden kann.
In vorteilhafter Weise beträgt bei dem erfindungsgemäßen Drehzahlregler die minimale statische Drehzahlabweichung ungefähr 3,5%. Die maximale statische Drehzahlabweichung beträgt bevorzugt ungefähr 8%, und insbesondere bevorzugt ungefähr 5%. Die Erfindung wird nun anhand eines Ausführungsbeispiels näher erläutert, wobei Bezug auf die beigefügten Zeichnungen genommen wird. Es zeigen
Fig. 1 einen im Stand der Technik bekannten Drehzahlregler;
Fig. 2 einen im Stand der Technik bekannten Drehzahlregler mit Kulissenführung der Schraubenfeder;
Fig. 3 ein Diagramm, in welchem die für eine gleichbleibende statische Drehzahlabweichung p sowie für eine bei verschiedenen Lastdrehzπhlen gleiche Kraftstoffzufuhr erforderliche Abhängigkeit der Federkraft (Vorspannung) F und der Federkonstanten c von der Lastdrehzahl nL dargestellt ist (obere Abbildung) , sowie ein Diagramm, in welchem die hierdurch bedingte Abhängigkeit der Federkraft (Vorspannung) F von der Federkonstanten c dargestellt ist (untere Abbildung)
Fig. 4 ein Ausführungsbeispiel für einen erfindungsgemäßen Drehzahlregler in Leerlauf und unter Volllast;
Fig. 5 ein Diagramm, in welchem der Zusammenhang zwischen der Federkonstanten c und der Federkraft (Vorspannung) F bei dem Fig. 4 gezeigten Ausführungsbeispiels des erfindungsgemäßen Drehzahlreglers dargestellt ist .
In den Figuren 1, 2 und 4 tragen gleiche Elemente gleiche Bezugszahlen. Um unnötige Wiederholungen zu vermeiden, wird bezüglich einer Beschreibung der Figuren 1 und 2, sowie von Elementen von Fig. 4, die mit Elementen der Figuren 1 und 2 über- einstimmen, auf die in der Beschreibungseinleitung gemachten Ausführungen verwiesen.
Fig. 4 zeigt ein Ausführungsbeispiels des erfindungsgemäßen Drehzahlreglers in drei verschiedenen Stellungen des Schwenkbügels 30 (Figuren 4a, 4b, 4c), wobei jede Stellung des Schwenkbügels für zwei verschiedene Belastungszustände des Drehzahlreglers gezeigt ist, nämlich einen Leerlaufzustand, bei welchem der Regelhebel 4 im wesentlichen senkrecht steht (jeweils linke Abbildung der Figuren 4a, 4b, 4c), und einen Zustand unter Volllast, bei welchem der Regelhebel 4 in den Abbildung jeweils nach rechts ausgelenkt ist (jeweils rechte Abbildung der Figuren 4a, 4b, 4c) .
Wie Fig. 4 zu entnehmen ist, unterscheidet sich der erfindungsgemäße Drehzahlregler von dem in Fig. 1 gezeigten, im Stand der Technik bekannten Drehzahlregler, lediglich in der Ausgestaltung des Federmittels. Es wird aus diesem Grund auf eine Beschreibung der Elemente, welche zu den in Figur 1 gezeigten Elementen gleich sind, verzichtet, so dass lediglich eine Beschreibung des Federmittels erfolgt.
Das Federmittel, welches bei dem in Fig. 1 gezeigten Drehzahlregler durch die Zugfeder 6 realisiert ist, besteht in dem in Fig. 4 gezeigten Ausführungsbeispiel für den erfindungsgemäßen Drehzahlregler aus zwei Zugfedern 28, 29, die an deren dem Regelhebel 4 abgewandten Enden durch den Schwenkbügel 30 gekoppelt sind. Die beiden Zugfedern 28, 29 haben verschiedene Federkonstanten ci, c2, wobei die Federkonstante c2 der dem Verstellbolzen 3 näheren zweiten Zugfeder 28 größer ist, als die Federkonstante Ci der von dem Verstellbolzen 3 weiter entfernten ersten Zugfeder 29. Der Schwenkbügel 30 weist eine Drei- ecksform auf, mit der ersten Ecke oc, der zweiten Ecke ß und der dritten Ecke γ.
Die zweite Zugfeder 28 mit der größeren Federkonstanten c2 ist mit ihrem einen Ende 31 mit dem Regelhebel 4 verbunden, während sie mit ihrem anderen Ende 32 mit der ersten Ecke oc des Schwenkbügels 30 verbunden ist. Die erste Zugfeder 29 mit der kleineren Federkonstanten ci ist mit ihrem einen Ende 34 mit dem Regelhebel 4 verbunden, während sie mit ihrem anderen Ende 35 mit der zweiten Ecke ß des Schwenkbügels 30 verbunden ist. Der in Form eines Kniehebels ausgebildete Drehzahlverstellhebel 7 ist mit seinem einen Ende 37 mit der dritten Ecke γ des Schwenkbügels 30 in Dreiecksform verbunden. Das mit dem Schwenkbügel 30 verbundene Ende 35 der ersten Zugfeder 29 ist schwenkbar in der Ebene des Schwenkbügels 30 mit der zweiten Ecke ß des Schwenkbügels 30 verbunden. Ebenso ist das mit dem Schwenkbügel 30 verbundene Ende 32 der zweiten Zugfeder 28 schwenkbar in der Ebene des Schwenkbügels 30 mit der ersten Ecke oc des Schwenkbügels 30 verbunden. Das mit dem Schwenkbügel 30 verbundene Ende 37 des Drehzahlverstellhebels 7 ist schwenkbar mit der dritten Ecke γ des Schwenkbügels 30 verbunden. Im Kräftegleichgewicht gleicht der mit der dritten Ecke γ des Schwenkbügels 30 verbundene Drehzahlverstellhebel 7 die von den Zugfedern 28, 29 an den ersten und zweiten Ecken oc, ß des Schwenkbügels 30 ausgeübten elastischen Federkräfte aus, so dass der Schwenkbügel 30 relativ zu dem Drehzahlverstellhebel 7 und den beiden Zugfedern 28, 29 eine stabile Position einnimmt .
Der Drehzahlverstellhebel 7 kann durch Betätigen seines Handgriffs 27 um die Lagerstelle 17 verschwenkt werden. Bei einer Verschwenkung des Drehzahlverstellhebels 7 folgt das mit dem Schwenkbügel 30 verbundene Ende 37 des Drehzahlverstellhebels 7 einer Kreisbahn, deren Radius sich aus dem Abstand des mit dem Schwenkbügel 30 verbundenen Endes 37 des Drehzahlverstellhebels 7 von der Lagerstelle 17 des Drehzahlverstellhebels 7 ergibt. Bei einer Verschwenkung des Drehzahlverstellhebels 7 nimmt das mit dem Schwenkbügel 30 schwenkbar verbundene Ende 37 den Schwenkbügel 30 mit, wobei der Schwenkbügel 30 bezüglich seiner Lage im Raum und bezüglich seiner relativen Position zum Drehzahlverstellhebel 7 verändert wird.
In der Figurenfolge 4a, 4b und 4c wird der Drehzahlverstellhebel 7 jeweils weiter im Gegenuhrzeigersinn verschwenkt, um eine Veränderung der Federkonstanten c des Federmittels, sowie eine Veränderung der Federkraft F (Vorspannung) des Federmittels herbei zu führen. In den in Fig. 4 jeweils linken Abbildungen der Figuren 4a, 4b und 4c behält der Regelhebel 4 jeweils seine im wesentlichen senkrechte Stellung bei, wobei diese Stellung des Regelhebels 4 dem lastfreien Lauf (Leerlauf) des Verbrennungsmotors entspricht. In den in Fig. 4 jeweils rechten Abbildungen der Figuren 4a, 4b und 4c behält der Regelhebel 4 jeweils seine nach rechts ausgelenkte Stellung bei, wobei diese Stellung des Regelhebels 4 dem Lauf des Verbrennungsmotors unter Volllast entspricht.
In der in Fig. 4a gezeigten Stellung des Drehzahlverstellhebels 7 ist die erste Zugfeder 29 mit der kleineren Federkonstanten Ci nur schwach vorgespannt, während die zweite Zugfeder 28 mit der größeren Federkonstanten c2 im wesentlichen nicht vorgespannt ist. Zudem befindet sich der mit dem Drehzahlverstellhebel 7 und der ersten Zugfeder 29 verbundene Schenkel 39 des Schwenkbügels 30 ungefähr in der axialen Verlängerung der ersten Zugfeder 29. Wird der Regelhebel 4 durch eine Änderung des Lastzustandes ausgelenkt, so führt eine Bewegung der dritten Ecke γ des Schwenkbügels 30 zu einer nahezu gleichen Bewegung der zweiten Ecke ß des Schwenkbügels 30, also zu einer Längung oder Verkürzung nur der ersten Zugfeder 29 mit der kleineren Federkonstanten ci . Der Schwenkbügel 30 dreht sich hierbei um seine mit der zweiten Zugfeder 28 verbundene Ecke oc, da die zweite Zugfeder 28 mit der größeren Federkonstanten c2 wie eine starre Verbindung wirkt. Dies hat zur Folge, dass auf den Regelhebel 4 im wesentlichen nur die erste Zugfeder 29 mit ihrer kleineren Federkonstanten ci einwirkt. Die Federkonstante c des zweiten Federmittels entspricht in diesem Fall also im wesentlichen lediglich der Federkonstanten ci der ersten Zugfeder 29. Wegen der schwachen Vorspannung nur der zweiten Zugfeder 29 und der im Vergleich zur Federkonstanten c2 geringeren Größe der Federkonstanten Ci, ist es sinnvoll den in Fig. 3b gezeigten Zustand des Drehzahlreglers für die niedrigste gewünschte Lastdrehzahl auszulegen. Die Federkraft F (Vorspannung) und Federkonstante c des Federmittels wird also in dem in Fig. 4a gezeigten Zustand im wesentlichen durch die Federkraft F (Vorspannung) und die Federkonstante ci der ersten Zugfeder 29 bestimmt.
Bei der in Fig. 4b gezeigten Stellung des Drehzahlverstellhebels 7 ist der Drehzahlverstellhebel 7 gegenüber der in Fig. 4a gezeigten Stellung im Gegenuhrzeigersinn verschwenkt worden. Die Entfernung des Schwenkbügels 30 von dem Regelhebel 4 wurde durch die Verschwenkung des Drehzahlverstellhebels 7 vergrößert. Dies führt dazu, dass die erste Zugfeder 29 noch stärker vorgespannt wird, während der zweiten Zugfeder 28 lediglich eine schwache Vorspannung auferlegt wird. Anschaulich gesprochen, wurde die zweite Zugfeder 28 mit der größeren Federkonstanten c2 der ersten Zugfeder 29 mit der kleineren Fe- derkonstanten ci in einem geringen Umfang zugeschaltet. Hierbei hat der Schwenkbügel 30 seine relative Position zum Drehzahlverstellhebel 7 so verändert, dass der Schwenkbügel 30 unter der Einwirkung der am Schwenkbügel 30 angreifenden Federkräfte der beiden Zugfedern 28, 29 und der durch den Drehzahlverstellhebel 7 ausgeübten Gegenkraft im Kräftegleichgewicht eine stabile Lage einnimmt. Das Lot der mit dem Drehzahlverstellhebel 7 verbundenen dritten Ecke γ des Schwenkbügels 30 auf den die ersten und zweiten Ecken oc, ß verbindenden Schenkel des Schwenkbügels 30 wandert mit einer derartigen Verschwenkung des Drehzahlverstellhebels 7 von der zweiten Ecke ß in Richtung zur ersten Ecke cc des Schwenkbügels 30.
Die Federkonstante c des Federmittels lässt sich für den in Fig. 4b gezeigten Zustand in erster Näherung berechnen:
Seien Fα, Fß und F die Federkräfte der zweiten Zugfeder 28, der ersten Zugfeder 29 und des Federmittels, welches auf den Regelhebel 4 einwirkt, c sei die Federkonstante des zweiten Federmittels. Ferner seien Sα, Sß und Sγ die von den ersten, zweiten und dritten Ecken oc, ß und γ des Schwenkbügels 30 zurückgelegten Wegstrecken. Li sei die Länge des Schenkels zwischen den ersten und zweiten Ecken oc und ß des Schwenkbügels 30. L2 sei der zum Schenkel zwischen den ersten und zweiten Ecken oc und ß des Schwenkbügels 30 parallele Abstand der dritten Ecke γ des Schwenkbügels 30 von der ersten Ecke α.
Dann gilt für das Momentengleichgewicht bei Verschwenkung um die ersten Ecke oc: F - L2 = Fß - Lγ (5) Für das Kräftegleichgewicht am Schwenkbügel 30 gilt : F = Fa +Fß ( 6)
Mit den Wegstrecken der Punkte oc und ß F
Figure imgf000024_0001
ergibt sich bei einer kleinen Bewegung für die Wegstrecke des Punktes γ:
ASγ = ASa + (ASß - AS - ^- (7)
Für eine kleine Kraftänderung von F ergibt sich dann:
Figure imgf000024_0002
Wie aus Gleichung (8) ersichtlich ist, lässt sich durch eine
einfache Änderung des Hebelverhältnisses — somit die Feder-
konstante c des Federmittels in gewünschter Weise einstellen.
Die in Fig. 4b gezeigte Stellung des Drehzahlverstellhebels 7 und die damit einher gehende Stellung des Schwenkbügels 30 bewirkt somit eine Federkonstante c des Federmittels, welche in ihrer Größe zwischen den Federkonstanten c. und c2 der beiden Zugfedern 28, 29 liegt. Da zudem die erste Zugfeder 29 mit der kleineren Federkonstanten ci stark gespannt ist, während die zweite Zugfeder 28 mit der größeren Federkonstanten c2 nur schwach gespannt ist, folgt hieraus eine Federkraft des Federmittels in diesem Zustand, welche größer ist als die Feder- kraft des in Fig. 4a gezeigten Zustands . Demzufolge ist es sinnvoll, wenn der in Fig. 4b gezeigte Zustand des Drehzahlreglers für eine mittlere Lastdrehzahl ausgelegt wird.
Bei der in Fig. 4c gezeigten Stellung des Drehzahlverstellhebels 7 ist dieser im Vergleich zur in Fig. 4b gezeigte Stellung noch weiter im Gegenuhrzeigersinn verschwenkt worden. Die Entfernung des Schwenkbügels 30 von dem Regelhebel 4 wurde durch die Verschwenkung des Drehzahlverstellhebels 7 noch weiter vergrößert, was dazu führt, dass die erste Zugfeder 29 mit der kleineren Federkonstanten ci noch stärker vorgespannt wird, während auch der zweiten Zugfeder 28 mit der größeren Federkonstanten c2 eine starke Vorspannung auferlegt wird. Anschaulich gesprochen, wurde die zweite Zugfeder 28 mit der größeren Federkonstanten c2 der ersten Zugfeder 29 mit der kleineren Federkonstanten ci, verglichen mit dem in Fig. 3b gezeigten Zustand, in einem noch größeren Umfang zugeschaltet. Da die Federkonstante c2 größer ist als die Federkonstante ci dominiert die zweite Zugfeder 28 die erste Zugfeder 29.
Bei dieser Verschwenkung des Drehzahlverstellhebels 7 hat der Schwenkbügel 30 seine relative Position zum Drehzahlverstellhebel 7 so verändert, dass der Schwenkbügel 30 unter der Einwirkung der am Schwenkbügel 30 angreifenden Federkräfte der beiden Zugfedern 28, 29 und der durch den Drehzahlverstellhebel 7 ausgeübten Gegenkraft im Kräftegleichgewicht eine stabile Lage einnimmt. Das Lot der mit dem Drehzahlverstellhebel 7 verbundenen dritten Ecke γ des Schwenkbügels 30 auf den die beiden ersten und zweiten Ecken α und ß verbindenden Schenkel des Schwenkbügels 30 ist, verglichen mit dem in Fig. 4b gezeigten Zustand, von der zweiten Ecke ß noch weiter in Richtung zur ersten Ecke des Schwenkbügels 30 gewandert. Der zwischen der dritten Ecke γ und der ersten Ecke α des Schwenkbügels 30 liegende Schenkel 40 liegt in der in Fig. 4c gezeigten Stellung des Schwenkbügels 30 annähernd in einer axialen Verlängerung der zweiten Zugfeder 28. Eine Relativbewegung der dritten Ecke γ des Schwenkbügels 30 bezüglich des Regelhebels 4 führt hierbei zu einer entsprechenden Relativbewegung der ersten und zweiten Ecken α und ß, was bewirkt, dass die Federkonstante c des Federmittels in ihrer Größe im wesentlichen der Summe der beiden Federkonstanten ci und c2 der beiden Zugfedern 28, 29 entspricht. Da beide Zugfedern 28, 29 stark gespannt sind, entspricht die Federkraft F (Vorspannung) des Federmittels im wesentlichen der Summe der Federkräfte beider Zugfedern 28, 29. Demzufolge ist es sinnvoll, wenn der in Fig. 4c gezeigte Zustand des Drehzahlreglers für eine höchste Lastdrehzahl ausgelegt wird.
Das Federmittel des erfindungsgemäßen Drehzahlreglers zeichnet sich durch einen nichtkonstanten Zusammenhang zwischen der Federkonstanten c und der Federkraft F (Vorspannung) aus. Wie Berechnungen gezeigt haben, deren Ergebnis in dem Diagramm von Fig. 5 gezeigt ist, steigt die Federkonstante c des Federmittels mit der Federkraft F (Vorspannung) des Federmittels an. Mit anderen Worten, je stärker das Federmittel des erfindungsgemäßen Drehzahlreglers vorgespannt wird, d. h. je größer die Federkraft des Federmittels ist, desto größer ist die damit einher gehende Federkonstante c des Federmittels, und umgekehrt. Der in Fig. 5 mit I bezeichnete Zusammenhang zwischen der Federkonstanten c und der Federkraft F entspricht hierbei dem in Fig. 4a gezeigten Zustand des Drehzahlreglers, bei dem die Federkonstante c und die Federkraft vergleichsweise klein sind. Der in Fig. 5 mit II bezeichnete Zusammenhang zwischen der Federkonstanten c und der Federkraft F entspricht hierbei dem in Fig. 4b gezeigten Zustand des Drehzahlreglers, bei dem die Federkonstante c und die Federkraft vergleichsweise mittelgroß sind. Der in Fig. 5 mit III bezeichnete Zusammenhang zwischen der Federkonstanten c und der Federkraft F entspricht hierbei dem in Fig. 4c gezeigten Zustand des Drehzahlreglers, bei dem die Federkonstante c und die Federkraft vergleichsweise groß sind.
Wie dem Diagramm von Fig. 5 zu entnehmen ist, kann durch den erfindungsgemäßen Drehzahlregler eine bei verschiedenen Lastdrehzahlen nL pro Zeiteinheit im wesentlichen gleiche Kraftstoffzufuhr und eine gleichbleibende bzw. innerhalb eines gewünschten Wertebereichs gehaltene statische Drehzahlabweichung p in einfacher Weise realisiert werden.
Durch eine Variation von L2 und/oder des senkrechten Abstands h der dritten Ecke γ des Schwenkbügels 30 von dem zwischen den ersten und zweiten Ecken α und ß des Schwenkbügels 30 ausgebildeten Schenkel kann die Federkonstante c des Federmittels bei ansonsten unveränderter Federkraft F (Vorspannung) des Federmittels falls erforderlich in geeigneter Weise eingestellt werden. Li wird dann lediglich jeweils angepasst. Konkret führt eine Verkleinerung von L2 und/oder eine Vergrößerung von h zu einer Vergrößerung der Federkonstanten c bei konstant gehaltener Federkraft F (Vorspannung) des Federmittels. Dies ist durch die (obere) Einfach-Punkt-Strichlinie im Diagramm von Fig. 5 gekennzeichnet. Andererseits führt eine Vergrößerung von L2 und/oder eine Verkleinerung von h zu einer Verkleinerung der Federkonstanten c bei konstant gehaltener Federkraft F (Vorspannung) des Federmittels. Dies ist durch die (untere) Doppel-Punkt-Strichlinie gekennzeichnet . Zusammenfassend ist festzuhalten, dass durch den erfindungsgemäßen Drehzahlregler in einfacher Weise durch Betätigen des Drehzahlverstellhebels die Federkraft F (Vorspannung) und die Federkonstante c des auf den Regelhebel 4 einwirkenden Federmittels verändert werden können. Dies erlaubt in äußerst vorteilhafter Weise die Federkraft F (Vorspannung) und die Federkonstante c des Federmittels einer veränderlichen Lastdrehzahl des Verbrennungsmotors anzupassen und auf diese Weise die statische Drehzahlabweichung p auf im wesentlichen einem gleichen Wert bzw. innerhalb eines vorgebbaren Wertebereichs zu halten.

Claims

Ansprüche
Drehzahlregler für stationäre Verbrennungsmotoren, welcher umfasst: einen um eine Drehachse (15) drehbar gelagerten Fliehgewichtsträger (2), welcher mit einer motorsei- tigen Antriebswelle drehfest gekoppelt ist, wenigstens ein am Fliehgewichtsträger (2) vorgesehenes Fliehgewicht (1), das durch Einwirkung der Fliehkraft entgegen einer rückstellenden Federkraft eines Federmittels unter Veränderung seines Abstands zur Drehachse (15) ausgelenkt werden kann, einen Regelhebel (4), der an seinem einen Ende verschwenkbar gelagert ist und an seinem anderen Ende mit einem Übertragungsglied (8) verbunden ist, welches Übertragungsglied (8) mit einer Versteilvorrichtung (9, 11) zum Einstellen der Kraftstoffzufuhr in den Brennraum zusammenwirkt, ein vorgespanntes Federmittel, welches mit seinem einen Ende an den Regelhebel (4) und mit seinem anderen Ende an einen verschwenkbaren Drehzahlverstellhebel (7) gekoppelt ist, wobei der Regelhebel (4) durch die Federkraft des Federmittels verschwenkt werden kann, und wobei durch Verschwenken des Drehzahlverstellhebels (7) die Vorspannung des Federmittels verändert werden kann, einen mit dem Fliehgewicht (1) zusammenwirkenden, verschiebbar gelagerten Verstellbolzen (3) , welcher sich, der Federkraft des Federmittels entgegen wirkend, gegen den Regelhebel (4) stützt und bei einer Änderung der Drehzahl des Fliehgewichts (1) verschoben wird, dadurch gekennzeichnet, dass das Federmittel in Form zweier Zugfedern (28, 29) ausgebildet ist, wobei eine erste Zugfeder (29) eine kleinere Federkonstante hat als eine zweite Zugfeder (28 ) , und die beiden Zugfedern jeweils an ihrem dem Regelhebel (4) abgewandten Ende durch einen mit dem Drehzahlverstellhebel (7) gekoppelten Schwenkbügel (30) miteinander gekoppelt sind, wobei der Schwenkbügel (30) durch Verschwenken des Drehzahlverstellhebels (7) zwischen zwei Endpositionen verstellbar ist, nämlich einer ersten Endposition, in welcher im wesentlichen nur die erste Zugfeder (29) vorgespannt ist, und einer zweiten Endposition, in welcher beide Zugfedern (28, 29) vorgespannt sind, wobei die erste Zugfeder (29) in der zweiten Endposition stärker vorgespannt ist als in der ersten Endposition.
2. Drehzahlregler nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass der Schwenkbügel (30) durch Verschwenken des Drehzahlverstellhebels (7) in zwischen den ersten und zweiten Endpositionen befindliche Zwischenpositionen verstellbar ist, in welchen die erste Zugfeder (29) eine Vorspannung hat, deren Größe zwischen deren Vorspannungen in der ersten und zweiten Endposition liegt, und in welchen die zweite Zugfeder (28) eine Vorspannung hat, deren Größe kleiner ist als deren Vorspannung in der zweiten Endposition.
3. Drehzahlregler nach Anspruch 1 oder.2, dadurch gekennzeichnet, dass der Schwenkbügel (30) in Form eines Dreiecks ausgebildet ist, wobei die beiden Zugfedern (28, 29) und der Drehzahlverstellhebel (7) an den Ecken (α, ß, γ) des Dreiecks, in der Flächenebene des Dreiecks verschwenkbar, befestigt sind.
4. Drehzahlregler nach Anspruch 3, dadurch gekennzeichnet, dass die Schenkel (39, 40) des in Form eines Dreiecks ausgebildeten Schwenkbügels (30) , welche an die mit dem Drehzahlverstellhebel (7) verbundene Ecke (γ) des Schwenkbügels (30) angrenzen, eine unterschiedliche Länge aufweisen.
5. Drehzahlregler nach Anspruch 3 oder 4, dadurch gekennzeichnet, dass der Drehzahlverstellhebel (7) in Form eines Kniehebels ausgebildet ist, dessen mit dem Schwenkbügel (30) verbundenes Ende (37) bei Verschwenken des Kniehebels eine Kreisbahn beschreibt, wobei ein Abschnitt der Kreisbahn innerhalb der axialen Verlängerungen der beiden Zugfedern (28, 29) des Federmittels verläuft.
6. Drehzahlregler nach Anspruch 1, bei welchem die minimale statische Drehzahlabweichung (p) ungefähr 3,5% beträgt.
7. Drehzahlregler nach Anspruch 1 oder 5, bei welchem die maximale statische Drehzahlabweichung (p) ungefähr 8% beträgt.
8. Drehzahlregler nach Anspruch 1 oder 5, bei welchem die maximale statische Drehzahlabweichung (p) ungefähr 5% beträgt.
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