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Biblioteka Poljtechniki Kiakowskiei

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Über

Triebwerk-Verluste in Kraftwagen

DISSERTATION zur

Erlangung der Würde eines Doktor-Ingenieurs.

Der Königlichen Technischen Hochschule zu Berlin vorgelegt am 4. April 1912 von

DipL^3n9* Karl Fehrmann

aus Potsdam.

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Genehmigt am 29. November 1912.

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Referent: Geheimer Regierungsrat Professor    Riedler.

Korreferent: Geheimer Regierungsrat Professor Josse.

Die Arbeit beruht auf Versuchen, welche vom Verfasser in den Jahren 1906 und 1907 im Aufträge des Vereins zur Beförderung des Gewerbfleißes ausgeführt wurden. Der Bericht über diese Versuche ist in den Verhandlungen des genannten Vereins im Jahre 1907 veröffentlicht.

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Bruck von Leonhard Simion Nf. in Berlin.

der vorliegenden'Arbeit war, an einigen Kraftwagen verschiedener Bauart den Triebwerkverlust von der Kurbelwelle des Motors bis zu den Wagentreibrädern durch unmittelbare Messung zu ermitteln.

Zweck

Das angewandte Meßverfahren besteht darin, die Maximalleistung des Antriebmotors durch Bremsung an der Kurbelwelle und darauf durch Bremsung an beiden Treib-rädein des Wagens bei festgestelltem Ausgleichgetriebe zu bestimmen.

Die Differenz der Leistung stellt den gesamten Triebwerkverlust innerhalb des Wagens dar, ohne Berücksichtigung des Verlustes an den vorderen Wagenrädern.

Allerdings reicht das gewählte Prüfungsverfahren nicht aus, die Triebwerkverluste soweit genau zu bestimmen, daß sie in ihre Einzelbestandteile zerlegt und in ihrer Abhängigkeit von verschiedenen Arbeitsbedingungen klar erkannt werden können, anderseits aber gestatteten Zeit und Umstände eine genaue Untersuchung nicht. Die Versuche fanden im Jahre 1906 statt, als noch keinerlei Erfahrungen über die Höhe der Triebwerkverluste an Kraftwagen Vorlagen. Es galt damals, in kurzer Zeit wenigstens einen ungefähren Anhalt über die Verluste an einigen Kraftwagen zu gewinnen, welche von den Fabrikanten für die Versuche oft nur auf wenige Tage zur Verfügung gestellt waren. Es war daher nicht möglich, besondere Versuchs-Einrichtungen zu schaffen, welche dem gesteckten Ziele mehr entsprochen hätten.

Vorbedingung für das gewählte Prüfungsverfahren ist, die wirkliche Maximalleistung bei Verbrennungsmotoren stets sicher zu ermitteln. Bei guten Maschinen bietet dies keine großen Schwierigkeiten, sobald man den Motor für die vergleichenden Versuche unter gleichen Bedingungen arbeiten läßt.

Um dies zu erreichen, wurde bei allen Versuchen

1.    der Brennstoffverbrauch laufend gemessen, um aus der Gleichmäßigkeit des Brennstoffverbrauches die Gleichmäßigkeit des Betriebes zu überwachen,

Zulauf-

2.    die Kühlwassertemperatur auf gleicher Höhe gehalten temperatur 10° C, Ablauftemperatur : beim Arbeiten mit Benzin 40—50° C, beim Arbeiten mit Benzol 70'—80° C •— und bei annähernd gleichen Temperaturen im Versuchsraum gearbeitet,

3.    für eine gleichmäßig reichliche Ölzufuhr gesorgt.

Die Bestimmung des Brennstoffverbrauches erfolgte durch Wägung in der Weise, daß der Brennst off behälter auf eine Wage gestellt und durch einen Gummischlauch mit

dem Motor verbunden wurde. Aus der Gewichtsabnahme des Behälters konnte der Brennstoffverbrauch sehr leicht und genau in wenigen Minuten bestimmt werden.

Wenn die Bauart des Fahrzeuges es gestattete, wurde die Leistung des Motors im Fahrzeugrahmen selbst gemessen. Ließ sich die Bremsvorrichtung am Motor nicht anbringen, sobald er im Fahrzeugrahmen blieb, so wurde der Motor ausgebaut und auf eine feste Unterlage gesetzt. Vergleichende Messungen zeigten, daß ein Unterschied in der Leistung des Motors im Fahrzeugrahmen oder auf der festen Unterlage nicht festzustellen waren.

Bei allen Versuchen ergab sich, daß die Leistungen der Motoren innerhalb des Meßbereiches mit wachsender Umlaufzahl Zunahmen, daß aber anderseits diese Leistungszunahme nicht proportional der Kolbengeschwindigkeit bzw. Umlaufzahl erfolgte, sondern langsamer.

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Abbildung 1.

Es nahm der mittlere Kolbendruck mit Erhöhung der Kolbengeschwindigkeit ab.

Da die einzelnen WTagen für die Versuche nur je eine kurze Zet zur Verfügung standen, so mußten die einmal gewonnenen Versuchsergebnisse der Berechnung zugrunde gelegt werden und konnten nicht beliebig ergänzt werden, auch wenn die vergleichenden Meßwerte sich nicht immer auf gleiche Kolbengeschwindigkeiten bezogen.

In derartigen Fällen ließ sich der wirkliche Verlust mit genügender Annäherung auf folgende Weise bestimmen:

Angenommen, es sei die effektive Motorenleistung durch Bremsung an der Kurbelwelle bei der größeren Umdrehungszahl n₁ ermittelt, bei Bremsung der Hinterräder indessen bei der kleineren Drehungszahl der Kurbelwelle n₂.

In Abbildung 1 ist der Verlauf für das Wachsen der Motorenleistung bei zunehmender Umlaufszahl dargestellt, wenn der Kolbendruck pe — const. ist und in linearem Fortschreiten abnimmt. Es sei nun bei der Umlaufzahl n₁ durch Bremsung an der Kurbel-

welle die Leistung des Motors NL bestimmt und p* aus der Beziehung N = c. pe.n berechnet; dann sei bei der Motoren - Umlaufzahl n₂ durch Bremsung an den Hinterrädern die Leistung N₂ ermittelt und daraus pe² berechnet.

Würde man nun als Triebwerkverlust die Differenz N t -—■ N₂ nehmen, so ist dieser Wert zu groß, würde man dagegen pex ■— p ² zurunde legen, wird das Ergebnis zu klein. Die richtigen Werte auf die Umlaufzahl n₂ bezogen sind N\-— N₂ bzw. pe“ ■— pe².

Ist nun der Verlauf der wirklichen Kurven für N und pe nicht bekannt, so kann man den wirklichen Verlust durch die gefundenen beiden Werte Nj -— N₂ und p* ■— p ² wenigstens in seinen äußeren Grenzen erkennen. Liegen diese hinreichend eng zusammen, so kann man, ohne einen unzulässigen Fehler zu begehen, aus beiden Werten das arithmetische Mittel als die wirkliche Höhe des Verlustes betrachten, sobald die Zunahme der Leistung bzw. die Abnahme des mittleren Kolbendruckes innerhalb der Meßgrenzen in annähernd linearem Verlauf mit der Umlaufzahl des Motors Schritt hält.

Dies ist aber bei den verhältnismäßig geringen Unterschieden, welche hier überhaupt nur in Frage kommen, der Fall.

Wagen I.

Der Wagen besitzt eine Tragfähigkeit von 4000 kg.

Der Gesamtaufbau, das Triebwerk und der Motor sind in den Abbildungen 2 und 3 wiedergebeben.

Motor:

Hub

Zahl der Zylinder: 4 Kolbendurchmesser 110 mm 140 mm

Minütliche Umdrehungszahl nm — 800.

Regelung der Umlaufzahl durch Fliehkraft-Regler. Zündung: magnet-elektrisch.

Nennleistung: 28 PSe.

= 4,65.

Kompressionsverhältnis: (Hubvolumen -f- Kompressionsraum) Kompressionsraum

Benutzter Brennstoff: Benzin von spez. Gew. 0,705.

Triebwerk:

Lager: sämtlich Kugellager mit Ausnahme der Hinterradachsen, welche in Gleit

lagern laufen.

Hinterradantrieb durch Innenverzahnung. Übersetzungsverhältnisse:

= 1:4

Antriebrietzei: Kardanwelle =1:2

Hinterrad: Antriebrietzei

Wechselgetriebe:

Kardanwelle

Kurbelwelle des Motors

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Abbildung 2,

Gesamtaufbau des Wagens I.

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Abbildung 3. Getriebeanordnung des Wagens I,

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für Gang I (langsamster)

II

III

IV (schnellster)

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Versuchsergebnisse.

Die Maximalleistungen des Motors an den Treibrädern konnten ermittelt werden für den Gang II, III und IV. Beim Gang I war dies nicht möglich, weil sich die Bremsen auf beiden Hinterrädern wegen zu hoher Flächenpressung festfraßen.

Als Mittelwerte von insgesamt 12 Versuchen wurden gefunden:

Art der Bremsung j

Leistung in PSe.

Umdrehungnn in 1 Min.

Benzinverbrauch in g

des

der

Motors Hinterräder rir

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für 1 Std. Saugehub-i volumen

Mittlere Kolben-geschwindig-keit

c = m/Sek.

Mittlerer Kolbendruck pe — kg/qcm

an der Kurbelwelle an den Hinterrädern Gang II ... .

-    III ... .

-    IV ... .

27,61

CP

8041

0,0635

3,71

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24,17

24,22

22,19

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0,0622

0,0632

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Der mittlere Kolbendruck ist berechnet aus der Beziehung

Ne. 2.60.75

Pe =

F-s.nm.4

Es bedeutet hierin:

Ne die gebremste Leistung in PSe.

F die Kolbenfläche in qcm. s den Kolbenhub in mt.

nm die minütliche Umdrehungszahl der Kurbelwelle des Motors. Bei allen späteren Messungen ist pe in analoger Weise berechnet.

Die prozentualen Verluste sind:

a) Berechnet aus der Abnahme der effektiven Motorenleistung für:

3,44 . 100

Gang II

27,61

= 12,5%,

3,39 . 100

27,61

= 12,3%,

5,50 . 100

27,61

= 19,9%.

b) Berechnet aus dem Abfall des mittleren Kolbendruckes für:

Gang II

= 12,1 %

0,71 . 100

5,88

-F=

RETTE

Gang III

0,75 . 100

IV

5,88

0,88 . 100

- 12,8%,

= 15,0%.

5,88

Bei den kleineren Kolbengeschwindigkeiten für Gang 11 und IV gegenüber der größeren Kolbengeschwindigkeit bei Bremsung der Kurbelwelle ist also in der Tat der Verlust, berechnet aus der Leistungsabnahme, der höhere Grenzwert, berechnet nach dem Abfall des mittleren Druckes der kleinere Grenzwert. Für Gang III trifft das Gegenteil zu.

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Abbildung 4. Gesamtaufbau für Wagen II und III.

Die wirklichen Verluste betragen für:

•    • 12,3 %

•    • 12,5 %

•    . 17,5%

Gang II . . .

-    III .. .

-    IV . . .

Es ist also der Triebwerkverlust bei der höheren Geschwindigkeitsstufe größer als bei der kleineren; d. h. bei gleicher übertragener Leistung wächst der Verlust mit der Zunahme der Umlauf zahlen der Triebwerkteile.

Dieser Punkt wird später noch näher erörtert werden.

Wagen II und III.

Die Wagen besitzen eine Tragfähigkeit von je 4000 kg.

Der Gesamtaufbau und das Triebwerk sind in den Abbildungen 4 und 5 wieder

gegeben.

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Abbildung 5. Getriebeanordnung für Wagen II und III.

Motoren:

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Zahl der Zylinder: 2 Kolbendurchmesser 140 mm Hub

Minütliche Umdrehungszahl nm — 650,

Zündung: magnet elektrisch,

Nennleistung: 16—18 PSe,

Kompressionsverhältnis für beide Motoren: t = 4,35.

Getriebe:

Geschwindigkeits- und Ausgleichgetriebe liegen beide in einem gemeinsamen Gehäuse unmittelbar vor den Hinterrädern. Die Verbindung zwischen Motor und Ge-

Es sind vier Geschwindigkeitsstufen vorgesehen, und zwar beträgt die Übersetzung im Geschwindigkeitsgetriebe selbst

schwindigkeitsgetriebe wird durch eine Reibungskupplung und eine Kardanwelle her-gestellt.

für Gang I

II

III

IV . .

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05    05 l—¹¹ C.

13 : 46

Die Kegelradübersetzung im Ausgleichgetriebe beträgt die Übersetzung von der Ausgleichswelle auf die Hinterräder ....    1:5

Sämtliche Lager des Getriebes sind als Kugellager ausgebildet, nur in den Hinterrädern sind Gleitlager vorgesehen.

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Abbildung 7.

Versuchserge bnisse.

Wagen II:

Da das Ausgleichgetriebe nicht festgestellt werden konnte, begnügte man sich mit der Bremsung der Welle des Geschwindigkeitsgetriebes, welche unmittelbar von der Kurbelwelle angetrieben wird (vgl. Abb. 4). Das Ausgleichgetriebe lief leer mit, nur die Hinterräder mit der Kette waren ausgeschaltet.

Als Brennstoffe dienten Benzin und Benzol, sowie einige Mischungen von beiden.

Alle Brennstoffe brachten den Motor auf gleiche Leistung.

Die Ergebnisse sind in die Abbildungen 6 und 7 graphisch eingetragen.

Abbildung 6 zeigt die Abhängigkeit des mittleren Kolbendruckes pe von der mittleren Kolbengeschwindigkeit cm für die Leistung des Motors, an Kurbelwelle und Getriebewelle gemessen; Abbildung 7 läßt die Zunahme der Motorenleistung und der Triebwerkverluste bei wachsender Motorumlaufzahl nm erkennen. Der Triebwerkverlust Vt, bezogen auf die Höchstleistung des Motors an der Kurbelwelle beträgt bei den minütlichen Motorumlaufzahlen

500

550

25,8 %

600

650

700

750

800

nm =

vt = 24,4 %

Ein Unterschied im Triebwerkverlust für die verschiedenen Gangarten ließ sich hier nicht nach weisen.

26,5 %

28,2 %    29,1 %    29,8 %    30,7 %

Wagen UI.

Als Brennstoff dienten wieder Benzin, Benzol, ferner Mischungen von beiden.

Die Ergebnisse sind in Abbildung 8 eingetragen. Die Triebwerkverluste Vt zwischen Motorkurbel welle und Hinterrädern betragen:

für Gang III bei nm =

700

750

800

IV

Vt = 12,3%

15,7%

16,2%

700

750

800

= 14,4%

17,7%

20,8%

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Abbildung 8.

Hier zeigt sich wieder ähnlich wie bei Wagen I eine geringe Zunahme der Verluste für die höhere Geschwindigkeitsstufe.

Die Bestimmung der Verluste für Gang I und II war wieder nicht möglich, weil die Bremsen sich infolge zu hoher Flächenpressung fest fraßen.

Wagen IV.

Bauart: Leichter Personenwagen für 2 Personen.

Der Wagen besitzt als besonderes Merkmal statt des Zahnrad-Geschwindigkeitsgetriebes ein Reibradgetriebe.

Gesamtaufbau und Motor sind in den Abbildungen 9, 10 und 11 dargestellt.

Motor:

Einzylindrig stehend, Bohrung 110 mm Hub .    120 -

Normale Umdrehungszahl nm = 1000 i. d. Min.

Nennleistung: 4—5 PSe.

Zündung: magnet-elektrisch mit Abreißvorrichtung, welche durch den Kolben selbst in Tätigkeit gesetzt wird.

Einlaßventil ungesteuert, Auslaßventil gesteuert.

Kompressionsverhältnis: £ =3,48.

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Abbildung 9. Gesamtaufbau für Wagen IV.

Getriebe:

Die Kraft des Motors wird durch ein Reibrad- und Kettengetriebe an die Hinterräder übertragen. Die Achsen des Reibradgetriebes stehen senkrecht aufeinander, und zwar sitzt eine Flachscheibe unmittelbar auf der Kurbelwelle, fliegend gelagert, während ein mit Leder gefüttertes Laufrad von 460 mm Durchmesser und 40 mm Breite parallel zur Flachscheibe verschiebbar angeordnet ist, wodurch auch die Geschwindigkeitsabstufung erfolgt.

Da sieben verschiedene feste Einstellungen für das Laufrad vorgesehen sind, so sind auch sieben Geschwindigkeitsstufen vorhanden. Damit in dem Reibradgetriebe ein genügender Flächendruck entsteht, ist für die Kurbelwelle, auf welcher die flache Eisenscheibe sitzt, eine Druckvorrichtung angebracht, welche die Welle mit der Scheibe zugleich gegen das Laufrad drückt. Die Auspressung erfolgt vom Führerstande aus durch einen Handhebel, welcher durch eine Sperrvorrichtung festgehalten wird.

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Abbildung 11.

Hinterradachse mit Ausgleichgetriebe für Wagen IV.

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Abbildung 10.

Motor mit Flachscheibe des Reibradgetriebes für Wagen IV.

Von der Welle des Laufrades wird die Arbeit des Motors durch eine Kette an die Hinterradachse übertragen, auf welcher die beiden Hinterräder befestigt sind, und welche auch das Ausgleichgetriebe trägt.

Die beiden einzigen Getriebe wellen, sowohl die Welle für das Laufrad des Reibradgetriebes, wie auch die Hinterrad welle, laufen in Kugellagern. Das Übersetzungsverhältnis in dem Reibradgetriebe betrug für die verschiedenen Stellungen dieses Getriebes, welche bei der Untersuchung berücksichtigt wurden, aus der Stellung des Laufrades zur Flach-scheibe berechnet:

für die 1. Stufe

2.

3.

4.

1 : 0,326 1 : 0,630 1 : 0,935 1 : 1,239

in

Bei dieser Berechnung ist angenommen, daß für die Umlaufzahl des Laufrades der Abstand der Mittellinie der Lederfütterung von der Mitte der Flachscheibe maßgebend ist. Aus der genauen gleichzeitigen Ermittlung der Umlaufzahlen für die Kurbelwelle bzw. Flachscheibe und das Laufrad ergab sich indessen, daß das Laufrad teilweise langsamer und teilweise schneller lief, als nach der Berechnung zu erwarten war. Dies ist darauf zurückzuführen, daß die Führung des Laufrades eine gewisse achsiale Verschiebung desselben zuließ und die Breite der Lederausfütterung von 40 mm schon bei geringen Veränderungen des Neigungswinkels der Laufradachse und der Kurbelwelle die Lage der Resultierenden für die Flächenpressung verändern mußte.

Die Übersetzung zwischen Laufradachse und Hinterrad welle beträgt 9 : 2.

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Abbildung 13.

Abbildung 12.

Versuchsergebnisse.

Die Ergebnisse für die Bremsung der Kurbelwelle und der Hinterradachse sind in die Abbildungen 12 und 13 eingetragen.

Als Brennstoff diente Benzin.

Der Gesamt-Triebwerkverlust V* ist: bei /7™ = 700

900

37,3 %

Ein Unterschied des Verlustes für verschiedene Einstellungen des Reibradgetriebes konnte nicht ermittelt werden.

nl

800

1000

Vt = 34,3 %

36,2 %

38,0 %

Wagen V.

Der Wagen besitzt eine Tragfähigkeit von 5000 kg und soll auf einem Anhängerwagen noch weitere 2500 kg Nutzlast fortschaffen.

Er weicht von den vorhergehenden Wagen dadurch wesentlich ab, daß sämtliche Triebwerklager ausschließlich aus Gleitlagern mit einfacher Dochtschmierung bestehen. Den Gesamtaufbau zeigt Abbildung 14.

Motor:

Einzylindrig liegend Bohrung 250 mm Hub 250 mm

Normale Umdrehungen nm = 400 i. d. Min. Nennleistung 24 PSe.

Zündung: magnet-elektrisch mit Abreißvorrichtung Kompressionsverhältnis = 3,63.

Beide Ventile gesteuert.

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Abbildung 14. Wagen V.

Getriebe:

Die Arbeit des Motors wird durch Zahnrad- und Kettengetriebe auf die Hinterräder gemäß Abb. 14 übertragen. Von einem unmittelbar auf der Kurbel welle sitzenden Stirnrade wird durch ein besonderes Zahnradvorgelege eine parallel zur Kurbelwelle gelagerte Achse angetrieben, welche eine Reibungskupplung und drei Zahnräder Wechseln der Geschwindigkeit besitzt.

Die das Geschwindigkeitsgetriebe ergänzenden anderen Zahnräder sitzen auf der Ausgleich welle. Von dieser wird durch verhältnismäßig lange Ketten die Kraft an die Hinterräder übertragen. Die Übersetzung von

schwindigkeitsgetriebes, welche die Reibungskupplung trägt, beträgt 5 : 6.

zum

der Kurbelwelle auf die Welle des Ge-

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Versuchsergebnisse.

Die Leistung des Motors wurde ermittelt an der Kurbelwelle, der zweiten Welle des Geschwindigkeitsgetriebes (vgl. Abb. 14) und den Hinterrädern. Als Brennstoff diente Benzin.

Die Mittelwerte der Ergebnisse aus insgesamt 32 Versuchen sind in der nachstehenden Zusammenstellung enthalten:

Art des Versuchs

Leistung in PSe.

Umdrehungen in 1 Minute

des

Motors

der

Getriebe

welle

der

Hinter

räder

no

nr

Brennstoff- Mittlere verbrauch I Kolben -für 1 1 Saugehubvolumen in g

gesch win-; digkeit ! C =

m/Sek.

Mittlerer Kolbendruck pe = kg/qcm

Bremsung der Kurbelwelle . Bremsung der Getriebewelle Bremsung der \ Gang III. . . Hinterräder

26,50 19,74 18,34 II. . .    17,18

CO r—< CO i>-O Oi C5 O CO CO CO CO

Mgl

49,3

24,8

0,0640

0,0670

0,0648

0,0624

r~ co <m «d o o cd" co cd co

H W CO i ~ i'- -r

cd cd cd

Die Triebwerkverluste betragen danach:

1.    Von der Kurbelwelle bis zur zweiten Welle des Geschwindigkeitsgetriebes:

a)    berechnet aus der Abnahme der Motorenleistung:

= 25,5%,

6,76 . 100

26,5

b)    berechnet aus dem Abfall von pe:

= 24,9%,

1,23 . 100 4,94

Mittelwert 25,2 %.

2.    Von der Kurbelwelle bis zu den Hinterrädern:

a) berechnet aus der Abnahme der Motorenleistung für Gang III:

8,16 . 100

für Gang II:

26,5

0,32 . 100

= 30,8%,

26,5

= 35,2%,

b) berechnet aus dem Abfall von pe für Gang III:

= 24,9%,

1,23 . 100

4,94

27.9    %

Mittelwerte: für Gang III

II

für Gang II:

1,51 . 100

4,94

= 30,6%.

32.9    %

Hier zeigt sich im Gegensatz zu den übrigen Versuchen, daß die Verluste mit Zunahme der Geschwindigkeiten in den Triebwerksteilen kleiner werden, wenigstens soweit der Vergleich zwischen Gang II und Gang III in Betracht kommt.

Zusammenfassung der Eigebnisse.

Die nachstehende Zusammenstellung enthält eine Übersicht der Triebwerkverluste für alle geprüften Wagen.

Nummer des Wagens

Geschwindigkeit s-gang

Minütliche Umlaufzahl des Motors

Triebwerksverlust von der Kurbelwelle bis

zur gebremsten Getriebewelle

zu den Wagentreibrädern

II

III

750 bis 799

IV

I—^ I—^    L

CO

Ol o* 'oo

II

II bis IV

650

28,2

hH

hH )—< hH < hH

750

15,7

17,7

800

86,2

II

III

363 bis 393

32,9

25,2

27,9

1.    Die Verluste am Wagen I und III sind annähernd gleich groß, an sich aber klein.

Beide Wagen haben die gleiche Zahl der Triebwerkteile, sie unterscheiden sich

hauptsächlich durch den Hinterradantrieb. Dieser besteht beim Wagen I aus einem Zahnradgetriebe mit Innenverzahnung, beim Wagen III aus einem Kettengetriebe.

Beide Wagen waren erst wenig gefahren.

2.    Bemerkenswert ist der größere Triebwerksverlust des Wagens II gegen Wagen III, welche in ihrer Bauart völlig übereinstimmen.

Die Ursache liegt darin begründet, daß Wagen II bereits 9 Monate in gebirgiger Gegend unter ungünstigen Bedingungen im Gebrauch gewesen und beträchtlich abgenutzt war. Daß er sich in einem schlechteren Betriebszustand befand als Wagen III geht schon daraus hervor, daß sein Motor nicht die gleich hohen Leistungen an der Kurbelwelle erzielte als der Motor des Wagens III.

3.    Da es sich bei Wagen II um ein ziemlich abgenutztes Fahrzeug handelt, so kann es an sich zum Vergleich mit andern neuen Wagen nicht herangezogen werden.

Aus den Messungen für Wagen I und III ergibt sich feiner, daß bei den höheren Gangstufen die Verluste um 5 bzw. 2% höher sind als bei den niederen Gangstufen.

4.    Bei den Wagen II, III und IV konnte nachgewiesen werden, daß die Triebwerkverluste in annähernd linearer Gesetzmäßigkeit mit wachsender Umlauf zahl des Motors größer werden.

5. Für Wagen IV wurde ein um das Zwei- bis Dreifache höherer Triebwerkverlust gefunden als für Wagen I und III. Dies beweist, daß das an sich einfachere Reibradgetriebe der Zahnradübertragung in bezug auf die Reibungsverluste ganz bedeutend nachsteht.

Als besonders nachteilig kommt für Wagen IV der Umstand in Betracht, daß der Antrieb durch einen Motor mit nur einem Zylinder erfolgt. Die Ungleichförmigkeit des Ganges muß die Gefahr des Gleitens im Reibradgetriebe erhöhen.

6.    Die Verluste im Wagen V sind rund doppelt so groß als an den Wagen I und III. Hierbei ist zu beachten, daß Wagen V ausschließlich mit Gleitlagern ausgerüstet ist.

7.    Im Gegensatz zu den Wagen I und III zeigt sich aber am Wagen V, daß die Verluste bei der höheren Gangstufe III um 5% kleiner sind als bei der Gangstufe II.

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3/

Abbildung 15

Vergleich mit fremden Untersuchungen.

Zu 1. Aus den Veröffentlichungen von R i e d 1 e r , „Wissenschaftliche Automobil-Wertung“ ist bekannt, daß die Triebwerkverluste für gute Personen- und Rennwagen gering sind. Sie bewegen sich zwischen 12 und 16% der effektiven Motorenleistung. Die Wagen I und III weisen annähernd gleich hohe Trieb werkverluste auf.

Zu 5. Daß Reibradgetriebe größere Verluste ergeben als Zahnradgetriebe ist hinreichend bekannt. Nach mitgeteilten Versuchen¹) betrug der Wirkungsgrad eines Reibradgetriebes mit senkrecht aufeinander stehenden Achsen etwa 71 bis 73%.

Zu 7. In Nr. 19 des „American Machinist“ vom 25. Mai 1907 sind die Ergebnisse über die Bestimmung des Wirkungsgrades eines Kraftwagen-Getriebes ,bei welchem ausschließlich Gleitlager vorgesehen sind, mitgeteilt.

Das gesamte Getriebe (s. Abb. 15) ist in einem geschlossenen Gehäuse untergebracht und besteht aus zwei parallel gelagerten Wellen. Der Antrieb erfolgt durch ein auf der Welle I lose gelagertes Stirnrad a, welches die Kraft zunächst an ein mit der

9 Zeitschr. d. Vereins deutscher Ingenieure 1897, S. 1362.

Welle II fest verbundenes Stirnrad b abgibt, von hier aus wird durch zwei weitere Stirnradpaare die Kraft in verschiedenen Geschwindigkeitsstufen auf die erste Welle selbst übertragen, auf welcher die Zahnräder verschiebbar aufgekeilt sind. Die höchste, dritte Geschwindigkeitsstufe erfoglt durch eine Klauenverkupplung eines verschiebbar aufgekeilten Zahnrades c der ersten Welle mit dem lose geführten Antriebrad a.

Die Messungen, so weit sie für den vorliegenden Fall von Interesse sind, ergaben für die höchsten Belastungen folgende Wirkungsgrade des Getriebes:

Geschwindigkeitsstufe mittlere

schnellste

langsamste

(3)

(2)

(1)

Effektive Motorenleistung, PSe.

Leistung von der Getriebewelle abgegeben, PSe. .    11,34

Wirkungsgrad

Abgesehen von der schnellsten Geschwindigkeitsstufe, bei welcher die zweite Getriebewelle nur leer mitlief, befanden sich zwei Zahnradpaare und vier Lager unter Belastung in Bewegung, außerdem lief ein Zahnrad für den Rückwärtsgang leer mit.

Hier zeigt sich die Übereinstimmung mit den Ergebnissen an Wagen V dahingehend, daß für die höheren Übersetzungen, bei denen geringere Lager und Zahndrucke, aber höhere Umfangsgeschwindigkeiten auftreten, die Verluste kleiner sind, als bei den langsamen Geschwindigkeitsstufen.

Dies steht mit den an Gleitlagern gemachten Erfahrungen, daß bei geringerer Lagerpressung infolge des besseren Ölzustandes geringere Reibungsverluste eintreten, wohl im Einklang.

12,55

12,55

11,00

12,55

10,60

o/

90,4

87,6

84,5

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