fl

f (

îsr rrr

«

I

;

/

W'

,

fi , ; /' '

/

A

-:•

f

Vf

* r*

\uÜ.

>

3

:

•    € l>. '

flfefc

wa

më5?

||H Biblioteka Politechniki Krakowskiej

ÜH

'iż 2

Mi

ÎSB®

100000299936

£= śIssssk ; ssasssæ?

-

iśpg-sg

«fri.

<L/^

OO N»

m

sÂi'-'./i-:

k

%

■ -A-

■ ¹

r' "    :    i

4Ä .vj :

tY-

V.

y-.

ką;

s

w

■

’ ,u. '

®§MY

r'<;

r

m

■

.V.T

Ifx

’vV>

, ^

• V Y.

••• >

!

•Sx

■ '

fX

0%..<

ïk:

SSA •

>-

f

y

O

4X AYc

lk-,A

M,

'

>;:•

*Y

S Y»

k’.y»'

4:

■ Y

■ '

Y'

[ißU

SAS

m

%

Y;,Ÿ

i

■ v r ■ ■ .    • '

'

YC'-'V. .

■

-V '' %(/

Y-AY

&

A k

3:

Y lY ; . •;•-> ’

X;

«if

Y

;;Y

O ;

X- - : \ -

ss>y:

Xr

*

v)\::

y. -

-

'

■

V:

I

.

^ V ■

■

-

"

l

;v

'■K

■

■

.

cT)

Die

Dampfmaschinen

unter hauptsächlichster Berücksichtigung kompletter Dampfanlagen sowie

marktfähiger Maschinen

Für Praxis und Schule bearbeitet von

Herm. Haeder

Civil-Ingenieur

Siebente Auflage

I. BAND:

Berechnung und Details ca. 2000 Figuren, 280 Tabellen und zahlreiche Beispiele.

Duisburg 4903

Selbstverlag von Herrn. Haeder, Duisburg-Vertreter für Buchhändler: L. Schwann, Düsseldo

Druck von L. Schwann in Düsseldorf.

^gîÏÏOTf^

KRAKÓW

^>«cLie*sy

1X5466

den Kreisen der Fachgenossen betreffs

Ratschläge aus Mitteilung von Unrichtigkeiten und Abänderungsvorschläge

für Neuauflagen werden vom Verfasser stets dankbar ent

gegengenommen.

einzelnen Abschnitten oder

Nachdruck sowie Abdruck von Tabellen ist ohne Einwilligung des Verfassers nicht ge-

Ebenfalls wird das Recht der Uebersetzung in fremde

stattet.

Sprachen Vorbehalten.

---

Vorwort zur VI. Auflage.

wesentlich

Die vorliegende Ausgabe unterscheidet sich von den früheren Auflagen; seit dem ersten Erscheinen dieses Buches sind über 10 Jahre verflossen; das erstrebte Ziel : für den Bau der Dampfmaschinen Praxis und Theorie möglichst zu verschmelzen, dürfte mit der sechsten Auflage erreicht sein. Eine vollständige Neubearbeitung sowie die Erneuerung fast ³/₄ der Abbildungen war aber notwendig, um mit der jetzigen Gestalt des Buches die Erfahrungen des letzten Jahrzehntes zu verquicken. Wo irgend angängig, erschien das Einfügen von Beispielen zur besseren Orientierung und zur Yermeidung von Irrtümern geboten. Die Tabellen mussten ebenfalls in Uebereinstimmung mit den jetzt üblichen Ausführungen renommierter Fabriken gebracht und hierbei wohlfeile Herstellung, Verwendung möglichst einheitlicher Modelle u. s. w. berücksichtigt werden.

Erfreulicherweise haben auch die deutschen technischen Lehranstalten, mit wenig Ausnahmen, eine Verschmelzung von Theorie und Praxis als die gesundeste Ausbildungs weise unserer technischen Kräfte erkannt, wie der flotte Absatz dieses Buches und die gute Aufnahme an den Schulen erkennen lässt. Wie der Konstrukteur den Zweck der ganzen Maschine stets im Auge haben soll und neben den theoretischen Ermittelungen auf Leistung, Dampfverbrauch, Dampfverteilung u. s. w. das Nachrechnen der einzelnen Maschinenteile auf Festigkeit nicht unterlassen darf, so sollten sich auch die Studierenden der oberen Semester an praktisches Rechnen (mit Hülfstabellen und Rechenschieber) gewöhnen, damit der Unterricht im Dampfmaschinenbau nicht in mathematische Uebungen und Zahlenrechnen mit vielen Dezimalstellen ausartet und dadurch möglicherweise Konstruktion und Ausführung ungenügende Beachtung findet.¹)

Bewährtes soll man beibehalten, trotzdem bleibt noch vieles» welches die ganze Kraft der Ingenieure in Anspruch nimmt. Vorhandenen Stoff richtig verarbeiten lernen, ist wichtiger als immer nach neuen Konstruktionen suchen.

Die Erweiterung bezw. Neubearbeitung, deren Aufführung hier zu weit führen würde, erstreckt sich auf alle Abschnitte⁻

Notwendig erschien die Aufnahme einer Anzahl Konstruktionszeichnungen aus der Praxis in einem besonderen Band.

Gewichte und Preise fertiger Dampfmaschinen fanden Aufnahme, betr. Gewichte und Preise der einzelnen Teile wird auf das Buch „Haeder, Kalkulieren“ verwiesen.

Band III „Steuerungen“ enthält ausser den Ausführungsabbildungen und Tabellen für Ventilsteuerung auch Angaben über sonstige Steuerungen, doch erschien es zweckmässig, die Normalien der gebräuchlichsten Schiebersteuerungen, sowie die äusseren Steuerungsteile derselben im ersten Band aufzunehmen, damit dieser ein für sich abgeschlossenes Ganze bildet.

Für die reichlichen Unterstützungen, welche mir durch Ueber-weisung von Stoff von seiten der Fabrikanten bezw. Fachgenossen zu teil wurden, sage ich an dieser Stelle meinen besten Dank mit der Bitte, mich durch Gedankenaustausch auch fernerhin zu unterstützen.

Duisburg, 1902.

Haeder.

Vorwort zur VII, Auflage.

Die vorliegende Ausgabe enthält u. a. Erweiterungen in den Abschnitten : Walzenzugmaschinen, Massenwirkung schnelllaufender Maschinen (Seite 555), Dampfturbinen und Botationsmaschinen.

Die Beilage zum I. Band soll dem jungen Konstrukteur als Vorlage dienen, wie man vor dem Aufzeichnen der Details die nötigen Berechnungen und Skizzen, sowie Augaben über die benützten Quellen zweckmässig und übersichtlich zu Papier zu bringen hat.

Veranlasst durch die grosse Beachtung, welche in letzter Zeit der Tandemmaschine zu teil wird, habe ich im II. Band einen besonderen Abschnitt, enthaltend den sehr wichtigen Maschinenteil „Laterne“ und deren Anschluss an die Dampfcylinder, aufgenommen.

Auch Rahmen und Cylinder ausgeführter stehender Maschinen fanden im II. Band besondere Beachtung.

Band III „Steuerungen“ erhielt viele Erweiterungen, u. a. wurden noch eine Anzahl Ventilsteuerungen aufgenommen.

Duisburg 1903.

Haeder.

Inhaltsverzeichnis nach Abschnitten.

Seite

Einleitung. Geschichtliches , Tabelle über die Fortschritte im Kohlenverbrauch ....

IX.    Hauptanordnungen, Bauarten, Drehrichtung ...........

X.    Details der Dampfmaschinen ....

XI.    Kondensation..........

XII.    Die Massenwirkung in der Dampfmaschine ...........

XIII.    Verschiedene Maschinengattungen .    .    457—590

XIV.    Rohrleitungen

XV. Verschiedene Normalien und Tabellen 605—620 XVI. Lieferungsbedingungen, Kosten der Dampfanlagen

1—3

11

11

11

11

11

i:

11

11

4—8 9 — 12 13-22 23—39 40—41 42-49 50-52 53—58

59-64

65—388

389—446

447—455

591 — 604

621—623

J' :

* .

Alphabetisches Sachregister.

Seite

Absperrventile, Montage der .    .    598

Achse, einfach gekröpfte, Berechn. 100 ,, doppelt Anker u Ankerlöcher, Normal'en 80 ,,    ,, Platten,

Anstellvorrichtung .    .

Arbeitsverluste.....

Tab.......

Atmosphärische Maschine . Ausbalancieren der Gewichte

»J

548

297

. 288

26

26

. 117

Balcke, Kaminkühler Bauarten, Horizontalmaschinen 62, 63 Benennungen der einzelnen Teile 66

Biegungsfestigkeit.....

Biegungsmomente, Werte der .    56

Brennstoffe, Ausnützung der .

Centralkondensation .

Corliss-Maschine ,

Cremer’s Kolbenring .    .    . .    167

.    444

55

Seite

hinterer, Normalien .    .    .    222

vorderer, Normalien . Dampfcylinderfuss Anordnung der .

Normalien .... Dampfdiagramm .... Dreifach-Expans.-Masch, Eincylindermaschine Expansionskurve Kompoundmaschine Kompressionskurve Dampfhämmer ....

Henckels, Reinecker .

Kolben für ....

Dampfkanäle.....

Berechn, der

. 217 .    196

.    196

212

13

19

14

13

16, 36

13

•    565

. 567 .    184

197

.    197

197

. .    446

512

,, Dampfein- und Auslass 196 Ausrüstung der .

Einzelheiten . für Dreif.-Expans.-Masch. Indikatornocken Kolbenspiel im .

Kondenshähne .

193

206

. . 208 . 504 . . 206

193

.    . 207

Lauflänge und lichte Länge 193 mit Mantel

213

Normalien ....    209, 210

Schmiervorrichtung der .    .    214

Schutzmantel

. . 206

194

»f

Einzelheiten

Dampfmantel ....

Ausführung der Dampfmenge für den Dampfersp. durch den, Tab. 202 Einfluss der Cylinderdimens. 198 des Füllungsgrades .    198

der Kolbengeschw. .    198

,, Temperatur-

. 202

. 205

199

differenz

günstigste Methode d.Heizung 201 Nutzen des

Rohrleitung für den . Dampfmaschine, Stehende Wahl des Systems der Wirkungsgrad, Tab. . Dampfturbinen .... Dampfverbrauch .... Dreif. Expans.-Masch. .

„ Tab.....

Eincylindermaschine „ Tab. .    .    .

Fördermaschine . Kompoundmaschine .

„ Tab. .    .

197

. 205 . 540 . 457

28

579

40

. 499

41

. 467

40

41

Drahtseile, Gewichte und Bruchbelastung, Tab.....518

Drehvorrichtung.....

Dreifach-Expansionsmaschine . Dampfdiagramm Dampfverbrauch

„ Tab. .    .    .

Seite |

288

495

19

499

41

501

Details der Effektberechnung .    .    .37, 497

,,    Beispiel .

„    Tab . . .

Gewichte u Preise, Tab. 495, 551 horizontale, ausgeführte, Tab Schiffsmaschine ....

stehende......

stehende, ausgeführte, Tab. .    551

Steuerung für ....

Typ.......

Volumendiagramm Wirkungsweise der Drosselklappe, Tab. .... Druckdifferenz, Tab.

Druckfestigkeit.....

Dynamo, Dampfm. zum Antrieb von.........

39

502

509

550

501

61

CO —O CO

420

54

539

23

Effektberechnung

Dreif.-Exp.-Masch .    .    . 38, 497

,,    Beispiel . .

„    Tab. . . .

Eincylindermaschine 28, 29, 466 „ Tab. . indizierte Leistung Kompoundmaschine . 31, 32, 475 Tab

39

30

23

28

Tab

14

40

468

Details der .

Effektberechnung .

„ lab. .

Gewichte und Preise, Tab. .    465

Hauptmaasse Raumbedarf Schwungrad, Berechnung des 238 stehende

28, 29 466

30

464

463

540

.    .    547

. . 469

54

Seite

Endspannung für Dreif.-Expans.-Maschinen, Tab. für Eincylindermasch., Tab. 28 ,, Kompoundmasch., Tab.    .    32

Excenter

Festigkeitsrechnen .... Abscheerung .... Beanspruchung, zulässige,

Tab........

Biegung......

Biegungsmomente . Durchbiegung .    ,    .    .

Elasticitätsmodul, Tab. Festigkeitsmodul, ., .

Torsion......

Trägheitsmoment, Tab. . Widerstandsmomente, Tab. Zerknickung, Tab.

Zug- und Druck

Filter......

Flansche, Tab. Förderhaspel . Fördermaschinen .

38

546

53

54

54

55

56

58

54

53

55

56

56

55

54

438

617

525

516

526

524

525

519

524

517

424

366

367

27

293

294

80

Endspannung

27

Gasmotore ......

Gasgewinde, Tab. .    .

Gegenstromkondensator

575

605

.    433

Seite

. 366

Normalien ....    368, 370

42

. . 606

439

.    561

68

42

51

574

575

433

206

585

440

444

610

400

441

165

180

184

175

181

172

182

174

178

Schlitten......

für Walzenzugmaschine . Kolbengeschwindigkeit .

für Dreif -Expans -Maschine, Tab...... .

180

27

38

466

33

CO CD CO I>

T—I rH T—¹ T—ł

167

167

170

166

175

Gelenke

Gestängedruck

Gewinde, flaches, Tab.....605

Schrauben-,

Gradierwerke, Dimensionen der .    440

Reisig .

Grafton-Maschine

Hanfseile, übertragbare PS. für ein 620 Hauptdimensionen von Dampfmaschinen, Tab.....

Druck .......

Hauptlager s. Kurbelwellenlager

Normalien.....

Heissdampfmotore .... Heissluftmotore ..... Hochdruckmaschinen Hornscher Kondensator

Indikatornocken.....

Kaltdampfmaschine ....

Kaminkühler......

Balcke......

Keile, Torsions-, Tab. .    .    .

Klappenkolben für Luftpumpen,

Tab.........

Klein’sche Kühlung .... Kolben........

Befestigung auf der Stange . für Dampfhämmer

Führung der.....

534

für Eincyl.-Masch., Tab. .

,, Kompound.Masch., Tab

Kolbenringe ......

Abdichten der .... Berechnung der

Breite der.....

Cremer .    .    .

Klatschen der .... Normalien ’    .

Schumann.....

mit radialen Spannfedern

Kolbenringe

Stärke der Selbstspanner Ueberlauf der ... Zirn.......

Kolbenstange

Befestigung des Kolbens Berechnung der Conus der.....

Führung der.

Normalien Schmierung der Sicherung der Mutter Trapezgewinde, Tab. Verbindung mit dem Kreuz

Kolonialmaschine

Kompoundmaschine . Dampfdiagramm Dampfverbrauch ,, Tab.

Details der .    .

Effektberechnung „    Tab

Gewichte und Preise, Tab. Raumbedarf der Schiffsmaschine .... Schwungradberechnung . Stehende ....

,, Tab. .    .    .

Steuerung der .    .

Typ.....

Volumendiagramm . Wirkungsweise der Kompressionskurve . Kondensation ....

Central- .... Einspritzrohr Gegenstrom- .    .

Kraftbedarf der Niederschlagsraum

Normalien Nutzen der .

Oberflächen- . Schwagersche Strahl- .... Kondenshähne

Nocken für .

Kondensationsmaschine als Aus puffmaschine .... Anlassen der    ....

Konus, Wahl des    ....

Seite

169

167

CO CC 00 00 00

rH t-H t—I rH r—i

192

182

189

146

514

472

477

41

4*0

34

474

472

505

243

548

549

483

60

477

13

446

393

433

435

391

392

435

434

434

207

207

417

417

611

.    .    175, 220

.    .    162, 190

köpf

.    16, 36

31, 32, 475

389, 470

.    .    419, 460

Seite

140

145

152

154

154

144

140

149

148

143

144

156

545

148

146

157

157

42

158

159

418

411

412

108

102

109

110

119

100

104

1C5

. .    140, 162

, 161, 162

439-442

105

106

107

102

102

107

506

92

99

87

87

des Rumpfes

88

89

98

86

84

.    94, 96, 162

90

89

98

.    .    84, 88

85

86

112

.    .    114

.    .    113

. . 112

.    113

42

.    .    115

. . 112

44

. . 608

. 621

568

.    569

570

Förderquantum der Grundsätze beim Entwurf .    416

407

Kreuzkopf ....

Berechnung .    .

für kleine Masch. Normalien 151 ,, mittl. u. grössere Masch. Normalien ....

„ gegabelte Treibstange,

Normalien......

geschlossener.....

Gleitsehuhe .    .

Keilverbindung.....

Länge der Laufbahn .    .

Material des......

Nabe für die Keilverbindung ,,    ,, den Bolzen

Querhaupt, Tab.....

für stehende Maschinen .    .

Verbindung mit den Gleitschuhen ....-• Verbindung mit der Kolbenstange .    ,

Kreuzkopf bolzen .

Befestigung des Druck auf den . Konstruktion des Normalien Schmierung der Kühlteiche, Kühlwerke Kühlwassermenge Kunstkreuz ....

Normalien

Kurbel

Berechnung der Nabe der Normalien Scheiben, Tab. .

Kurbelwelle......

Ausführung der gekröpften die gerade.....

,,    ,, Lagerhals der

,,    ,, Schaft der

Durchbiegung der .    .

gekröpfte, Berechn. 100, 101, 548 ,, Herstellung der Normalien der

Normalien.....

Seite

Kurbelwellenlager

Befestigung der Schrauben .

Deckel für......

Flächendruck zu gross .    .    85

Formgebung.....

im Betrieb befindl. Masch. . Konstruktion der .... Normalien .

Schmiernuten für .... Schmierung der .    .    •    •

mit Schraubenstellung Verstellbarkeit der Walzenzugmaschine .    .    .    535

Warmlaufen der

Kurbel wellenlager, Wasserkühlung 92 Weissguss für .

Kurbelzapfen.....

Bearbeitung der Befestigung der Berechnung der im Betrieb befindl. Maschinen,

Tab.....

Druck auf den .

Normalien .    .    . 52, 110, 162

Schmierung der Warmlaufen der

Lagerdruck

Lokomobile.....

Gewicht und Preise .

Kompound- ....

Luftpumpe......

398

.    426

.    426

Normalien .    .    .    .

Rohrquerschnitte für . stehende .....

Berechnung der

xnr

Seite

Massenwirkung ....    447, 555

Massendruck, Werte des .    .

Mehrfach-Expans.-Maschinen .

Vorteile der.....

Metallstopfbüchse, Tab.

Meyer-Steuerung.....

Mönchskolben für Luftpumpen

Seite

.    322

452

472

00 IO to 00

Niederschlagsraum

Niederdruckmaschine

391

435

Oberflächenkondensation

Theysensche .... Oelbremse zum Regulator .

O eifang........

Oelverbrauch der Dampfmaschine 215

Regulatoren, Oelbremse für

Proeil, Tab......

Rost, Tab.....

Steinie, Tab. .    .    .    310, 319

Tolle, Tab.

Trenck, Tab Unempfindlichkeitsgrad der. 300 Ungleichförmigkeitsgrad der 299 Verstellungskraft der .    .    .    303

Vierpendel-, Tab .

Wahl der Grösse von

312

313

316

317

436

322

81

Parallelmaschine......

Pumpen, Dampfmasch. zum Antrieb von.......

59

527

Normalien .

.    341

348

Querhaupt, Tab,

156

Schieberstangenführung u.Re-

gulatorantrieb für, Norm. 356 276, 619

Radialmaschine.....

Rahmen, Ankernocken für

Flansch der .    .    .    .    .

Form der.....

Fuss der, Normalien . Einzelheiten für für kleine Masch. .

60

79

77

76

78

.    . 69, 80

69

,    ,,    ,, Normalien    70

, mittl. u. grössere Masch,

, Dreif.-Expans.-Masch.

, schwere Maschinen, Norm. 490 , stehende Maschinen 540, 542 506

72

504

Riementrieb Riemenzug. Einfluss des — auf den Lagerdruck.....

Rohrleitung.......

Ausdehnung ......

Bestimmung d. Durchm, Tab.

Entwässerung.....

Flanschenverbindung . Kompensationsrohre für . kurze horizontale .

Montage der

48

591

596

591

599

593

596

601

599

,, Schiffsmaschinen .    .    .

haibaufliegender, Normalien

O eifang für......

mit Rundführung .    .    .    .

83

81

73

>>

Normalien

74

Uform, Tab, Raworthmaschine Receiver

72

563

481

,,    ,, Absperrventile .

gusseiserne, Normalien . richtige Neigung der .

Reserve-, .......

Krümmer aus Kupfer, Tab. Spannungsabfall, Tab. Wandstärke für Kupferrohie, Tab........

598

595

599

600

597

592

593

Astasie der.....

481

479

299

303

299

Wasserableiter . Wasserabscheider . Wassersäcke in der

Rotationsmaschinen .    .

Rottmann-Steuerung .    .

602

601

598

585

.    .    532

Angriff d., auf Rider-Steurung

Beyer, Tab.......

Eigenreibung der, Tab. .    .

Energie der .    .

Hartung, Tab. . indirekt wirkende

350

318

304

302

309, 314, 315

. .    •    324

Seilgewichtsausgleichung Seiltrieb .    .    .    .    .

Spannungskoeffizient, Tab. Speisepumpe .... Berechnung der Normalien .    .    .

Stehende Maschine .    .

.    .    519

278, 620

24

385

. . 385

386

. 59, 540

X1Y

Seite

Schädlicher Raum, Erklärung des 25 „    „ Tab,

Seite

25

Schmierung der Kurbel zapfen .    115

,,    ,, Kurbelwellenlager

SO

Schaltwerk ,

288

mit Dampfbetrieb doppeltwirkend . einfachwirkend . mit Schnecke Schieber, einfacher .

... 292 .    289, 290

... 288 .    . 219

... 327 Normalien . 330 . 328 . 374

Schnellläufer

Grafton .    .

Raworth . Tosi

553

. 561

563

,, diagramm .

Schiebergestänge .

Schieberkasten

angeschraubter .

Berechnung der für einf. Steuerung, Norm. .    231

für Doppelschiebersteuerung 232 Grösse der

228

. .    . 234

.    229, 230

231

Westinghouse .... Schnellläufer, Willans Schraubensicherung, Tab. . Schrauben, Zahl u. Stärke, Tab Schraubenentfernung, nötige ,,

Schutzgeländer.....

Schutzmantel .....

Schieberkastendeckel Berechnung .    .

Normalien .

Schrauben

Schieberrahmen, Tab. Schieberspiegel

Ausführung des ,, falsche

. 228 229, 230

232

229

338

,, lichtige Schieberstangen, Normalien Schieberstangenführung

Normalien ....

mit Regulatorantrieb .

Schiebersteuerung Doppeleinfache .

. 377 . 378 . 383 . 382 .    372

354, 363 .    364

. 355 Norm. . 356 ... 325 ... 332

326

Meyer

Normalien

. 330

332

Normalien .

334, 336

341

Rider ....

,, Normalien .

SchifFskopf, Tab. .    .    .

Schiffs maschine

Dreif.-Expans- .

Kompound- für Raddampfer 506 Kurbelwelle der

. 348 .    136 j

. 505 | . 509

. 506

506

Rahmen für .... stehende Kompound- .

Steuerung der .

. 508 .    507

90

103, 544 . .    192

.    159

Schwinge......

Schwungenergie ....

Schwungrad.....

Arme......

Ausbohren der Nabe .

Ausrichten von .

Bestimmung des Schwerpunkt-durchm.

Centrifugal kraft .

Fliehkraft d. Stossverbindung 263 Form und Grösse des Kranzquerschnittes . . .    252, 275

grosse schwere . grössere, Normalien , Kranzverbindung . . 255, 259 ,,    Berechn, d. 260

„    Normalien 284

280

235

261

.    .    274

.    .    273

243

246

240

252

.    .    271

. 282

Stellvorrichtung, Meyersche Steue-

Massen- .

.    .    338

340, 341

rung ....

Meyersche Normalien Steuerungen ....

Diagramme ....    328, 346

für Dreif.-Exp.-Masch. .    .    501

325

524

483

332

Normalien

341

348

513

546

492

457

609

535

226

224

225

224

224

225

Wahl der .    .

486

486

492

60

492

559

55

247

618

618

189

120

122

125 !

126

Normalien .    .

138 '

—»    h-L

IO to co

Seite

.    • 571

300

299

395

613

477

499

478

492

527

533

538

538

552

85

112

247, 251

)>

Wärmemotor, Diesel *5 Wasser, Reinigen von Oel

235 Wasserdampf.....

Bezeichnung der Nässe Eigenschaften des . Gesamtwärmeu.Temperatur 12,418 gesättigter Gewicht von

12

9, 571

92

439

433

86

564

56, 57

560

60, 493

494

120

Weissguss für Lager 120 ! Westinghouse-Maschine . Widerstandsmomente, Tab.

6    ] Zerknickungsfestigkeit, Tab.

7    I Zschocke, Kühlwerke

9 Zugfestigkeit.....

129 1 Zwillingsmaschine .... Achse für, Tab

55

54

Seite

Steuerungen f. Eincylinder-Masch 469 ,, Fördermaschinen .

,, Kompoundmaschinen Meyer-.......

.    334, 336

Rider

„ Normalien .    .    .

für Reversiermaschinen

Steuerungen für stehende Masch ,, Tandem- ,,

Stirnzapfen, Tab. . Stopfbüchsen Stopfbüchsbrillen . Stopfbüchspackung Howaldt Metall- .

W eichp ackung Ziegler

Tandemmaschine, Details der Effektberechnung der . graph.Schwungradberechnung 246 Steuerung der ....

Typ einer.....

Volumendiagramm der Wirkungsweise der Tangentialdruckdiagramm .

Tosimaschine ......

Torsionsfestigkeit.....

Tourenschwankung .... Trägheitsmoment, Tab. .    .    .    56, 57

Transmissionen.....

gebräuchl. Wellendurchm Trapezgewinde, Tab.

Treibstange .....

Konstruktionseinzelheiten mit Kugellager .... Nachstellung der Lager . Normalien .    ■    131, 132, 134

>>

Turbinen-, Dampf- .

Ueberhitzter Dampf . Unempfindlichkeitsgrad des Regulators .........

Ungleichförmigkeitsgrad des Regulators .........

Ungleichförmigkeitsgr. d. Schwungrades

Ventile der nassen Luftpumpe Ventilkegel, Tab. Volumendiagramme .

für Dreif -Exp -Masch. .

,, Kompound- ,,

,, Tandem ,, Walzenzugmaschine .    ,

Details der .... Walzwerke, Leistung der

Gewichte und Preise .

Wanddampfmaschine Warmlaufen der Hauptlager „ Kurbelzapfen 578

438

überhitzter . Wasserkühlung Hauptlager . ,,    künstliche

Weiss, Kondensation

Willans-Maschine

Woolfsche Maschine .    .

,, Steuerung der

442 471

Seite

31

41

70

71

75

82

100

142

169

169

250

266

274

306

307

346

349

384

417

466

474

557

557

558

Vor dem Gebrauch

wolle man folgende Berichtigungen ein tragen.

Zeile

statt

setze

Gleich. 12 e

A' =

- (1 + s") • — h'= - (1 -f s'¹) • —

v y ' p    V    p

Kolbenhub

0,6-/)

— s‘

Tourenzahl

Tab. 31

in Fig. 136—140 Tab. 48 Rubr. k 2 von unten

Tab. 53 für Maass g == 180, 210, 240!, 270, 300, 330, 360, 390, 425.

Gleich. 56 Mt nicht = Null, aber so klein, dass wir es im

0,6 - ^

560, 630, 700, 750    570, 645, 685, 695

151

162

allgemeinen vernachlässigen können.

Gleich. 124

8    von unten

9    von unten Gleich. 240 Gleich. 271

unten

15 von oben

Gleich. 298

Mb

fll , x\

= 0,62-C.(r+-)

0,2 •di

e== 111000-a³

Af* = 0,62 •/>.(£+!) 0,15-of4 6 “ 110 000 c³

2,5-s

a meist 60° g = 981 cm

72

Ordinate (/) vom Kelativschieb e rkreis Tab. 156. Buchstaben s und sx vertauschen.

Hg 1213

(321 a)

besser 3-s streichen « meist 120° o = 9,81 Mtr./Sek.²

\J 7-2

Ordinate (/) vom Kurbelkreis

(321 b)

16 v. unten

2 von oben setze : Oentrifugalpumpe oder Rotationspumpe.

10 von unten 2 von oben

4

16    „ unten

6 „

Weite

Wert e

oben

2000

Sek./Mtr.²

1200

Mtr./Sek.²

Einleitung.

der bewegenden Kraft des Dampfes ist schon sehr alt, jedoch wurde erst im Jahre 1695 von Dionys Papin das Modell einer Dampfmaschine ausgeführt, auf der Idee beruhend, dass man Wasserdampf durch kalteä Wasser verdichten und dadurch einen luftleeren Raum hervorbringen kann. 1699 wandte Savery dieses Princip zur Hebung von Wasser an, und im Jahre 1705 wurde Newcomen die erste eigentliche Dampfmaschine konstruiert. Eine dieser älteren zur Wasserhebung dienenden Dampfmaschinen (atmosphärische Maschine genannt) ist in Fig. 1 dargestellt, und bedeutet : a Dampfcylinder, b Dampfkolben, c Dampferzeuger, d Hahn für den Übertritt des Dampfes vom Kessel nach dem Cylinder, e Wasserreservoir, f Hahn für das Kühlwasser,

,j eine Klappe, welchedenEin-tritt der atmosphärischen Luft in den Cylinder verhindert,

h Balancier, Zurübertragung der Bewegung auf i Pumpengestänge.

Die Wirkung der Maschine

ist nun folgende :

In der gezeichneten Stellung der Maschine, hat das Gewicht des Pumpengestänges i den Kolben b in die höchste Lage gebracht, gleichzeitig ist das Cylindervolumen durch den Hahn d mit Dampf von der Elasticität der atmosphärischen Luft gefüllt und der Hahn wieder, geschlossen worden; öffnet man nun den Hahn /, so wird durch Einspritzen kalten Wassers der Dampf verdichtet und ein luftleerer Raum gebildet. Der äussere Luftdruck drückt sodann den Kolben herunter und wird dieses Spiel durch abwechselndes Öffnen und Schliessen der Hähne <Z>nd / in regelmässigem Betrieb unterhalten.

H a e d e r, Dampfmaschinen.

Die Kenntnis von

von

SSI

__

iliii[illiliii(i|i|iiililMïïMmiiinliiliilii

'    '    "" ' v

WM

Fig. 1. Atmosphärische Maschine.

Maschine vorgenommen, und Schliessen der Hähne auf mechanischem Wege

und nicht mehr mit Menschenhand bewirkt.

Watt zum Verdichten des Dampfes einen besonderen Kondensator

Ferner ordnete

an

und erzeugte den Druck auf den Kolben nicht mehr durch atmosphärische Luft, sondern durch die Spannkraft des Dampfes.

So baute Watt die erste für verschiedene Zwecke

geeignete Dampfmaschine im Jahre 1768.

Die IVaffsche Niederdruckmaschine, als Balanciermaschine ausgeführt, arbeitete mit 1,3 Atm. Dampfdruck und gebrauchte etwa 4 kg Kohlen pro Pferdekraft und Stunde.

Diesen Niederdruckmaschinen, welche ausschliesslich mit Kondensation arbeiteten, folgten dieHochdruckdampfmaschineii!

zu

deren Konstruktion schon Watt die Idee fasste und hei welcher 3 bis 4 Atmosphären Dampfdruck zur Wirkung kamen.

von

Die erste dieser Hochdruckdampfmaschinen wurde 1801 dem Amerikaner Evans und 1802 solche von den Engländern Trevethik und Vivian ausgeführt.

Die Erkenntnis, dass die Erzeugung hochgespannter Dämpfe in Bezug auf Brennmaterialverbrauch viel vorteilhafter ist, als die Erzeugung niedrig gespannter, führte dazu, die N i e d e r-druckmaschine ganz zu verlassen, Dampf von 4 bis 6 Atm.

zu

verwenden und Kondensation unter besonders dazu geeigneten Verhältnissen anzubringen.

Die Wirkung der Hochdruckdampfmaschinen ist (bei gleichem Kohlen-aufwande) viel vorteilhafter, wenn der Dampf durch Expansion wirkt, d. h. wenn der Dampfeintritt in einem Augenblick abgeschlossen wird, in welchem der Kolben erst einen Teil seines Weges durchlaufen hat und durch die Expansionskraft des Dampfes noch bis ans Ende seines ~~ Hubes gedrückt wird. Man fand jedoch, dass bei zu weit getriebener Expansion eine verhältnismässig starke Abkühlung am auspuffenden Cylinderende eintritt, durchweiche eine teilweise Kondensation des Eintrittsdampfes hervorgerufen wird ; ausserdem sind schwereSchwung-räder nötig, um den bedeutenden Druckwechsel durch hohe Expansion zu regeln, weldies wiederum einen Verlust an Nutzarbeit bedingt.

Im Jahre 1776 konstruierte der Engländer Hornblower eine Wasserhaltungsmaschine mit zwei ungleich grossen Cylindern, bei

welcher der Frischdampf zuerst mit seinem vollen Drucke und auch teilweiser Expansion im Cylinder von kleinerem Durchmesser zur Wirkung kommt, darnach in den grossen Cylinder ein tritt und hier noch den Best seines Effektes abgiebt. Die Hornblowersche Maschine war einfach wirkend, sehr

Einleitung.

kompliziert und wurde von der eincylindrigen Expansionsmaschine wieder verdrängt.

Arthur Woolf baute im Jahre 1804 die erste Zweicylinder-Hoch-druckmaschine mit Kondensation nebst einem Wasserröhrenkessel und liess sich darauf ein englisches Patent geben.

Die Woolfsahe Maschine übertraf die Hornblowersclaa durch Einfachheit in der Konstruktion und dadurch, dass dieselbe doppeltwirkend war, dass also der Dampf auf beiden Seiten abwechselnd zur Wirkung kam.

ver

Allgemein wurde die Woolfsche Maschine jedoch erst breitet, als man imstande war, Dampfkessel für hohen Druck herzustellen und auch die Maschinen vollkommener auszuführen.

Durch John Edler und M. Roentgen wurde in den 50 er Jahren die Zwei cylinderm aschin e wesentlich verbessert und diese neue Konstruktion mit dem Namen „Kompound** bezeichnet.

um

Bei der Kompoundmaschine sind die 2 Kurbeln (meistens 90°) versetzt. Der Gang der Maschine wird dadurch viel gleich massig er, da die Kolben nicht zu gleicher Zeit in den toten Punkt treten. Hauptsächlich im Schiffsmaschinenbau fand die Kompoundmaschine viel Verwendung, wird jedoch dort in der Neuzeit von der Dreifach-Expansionsmaschine verdrängt. Letztere gestattet die vorteilhafteste Ausnutzung des Dampfes von 9 bis 12 Atm., indem der Frischdampf erst in den Hochdruck-cylinder tritt, dort expandiert und dann unter teilweiser Expansion den Mitteldruckcylinder füllt, von da aus in den Nieder-druckcylinder geleitet wird und dann ins Freie oder in den Kondensator geht.

Nachstehende Tabelle zeigt die Fortschritte in der Ausnützung der Brennstoffe seit Erfindung der Dampfmaschinen. Die Zahlen geben den Kohlenverbrauch in Kilogramm pro Pferdekraft und Stunde.

Atmo

sphärische

Maschine

Savery i. J. 1700

Nieder

druck

maschine

Watt

1768

Hoch

druck

maschine

Evans

Zwei-cylinder-mas chine

Woolf

1801

1804

Kom

pound

maschine

Edler

1850

Dreifach-

Expansions-

masdiine

1870

1901

14

0,8

0,6

Obgleich jetzt augenscheinlich die Dampfanlagen auf einer hohen Stufe der Vollkommenheit stehen, so wird bei den besten Einrichtungen doch nur etwa 15 °/₀ der in den Brennstoffen enthaltenen theoretischen Heizkraft verwertet.

Abschnitt L

Wirkungsweise der Eincylinder-Dampfmaschine.

Die Wirkungsweise einer modernen Hochdruckdampfmaschine in einfachster Ausführung kann man sich an der schematischen Zeichnung Fig. 2 (Seite 5) klar machen.

Der vom Kessel kommende Dampf tritt durch das Frischdampfrohr s in den hinteren Kaum des Dampfcylinders A und drückt den Dampfkolben K vorwärts. Der Kolben schiebt den Kreuz köpf C und dieser die Treibstange D. Der Kopf der Treibstange greift an dem Kurbelarm E an und bewirkt somit eine Drehung der Kurbelwelle G.

Während dieser Zeit entweicht der Dampf auf der vorderen Seite nach dem Auspuffrohr a.

Dieses abwechselnde Spiel des Dampfein- und -Austrittes reguliert der Schieber g: wie später unter „Steuerungen“ näher erläutert wird. Der Schieber g erhält vom Excenter q seine hin- und hergehende Bewegung.

Die Umdrehungsgeschwindigkeit der Maschine wird durch den Regulator R geregelt, indem dieser bei höherer Tourenzahl steigt, und durch die Drosselklappe den Querschnitt dès Frischdampfrohres verengt, und umgekehrt, bei geringerer Tourenzahl sinkt und den Querschnitt des Frischdampfrohres ganz öffnet.

nur

Diese Regulierung mittelst Drosselklappe wird jetzt noch bei ganz kleinen Maschinen ausgeführt; man wendet jetzt Expansionsschieber-Steuerungen an, wie in Fig. 131 (Seite 67) gezeigt, und im Kapitel „Steuerungen“ näher erklärt.

Das Schwungrad H hilft der Maschine über die toten Punkte hinweg, ohne Schwungrad würde die Maschine stehen bleiben, sobald die Kurbel horizontal (also im toten Punkte) sich befindet,

Die Kraftentnahme geschieht fast immer direkt vom Schwungrad aus, eine besondere Riemenscheibe (wie in Fig. 2 mit F bezeichnet) ist meistens nicht vorhanden.

vorn

CK

D-.

W\u

ł$3~

p^Ęmłp

%k&ëS=5&* 7 W#i

if

«sg

CC®

rJQ

7 ©i

PT

«/jf

lil n

ä.

Fig. 2. Maschine mit einfachem Muschelschieber und Drosselklappe.

<i Excenter, v Regulatorgestänge. s Dampfzuleitungsrohr, t Umhüllung, u Kondenshähne, v Hebel zum öffnen derselben.

d vorderer Cylinderdeckel, e hinterer Cylinderdeckel, f Schieberkasten,

</ Schieber, i Schieberstange, rn Gelenk, o Excenterstange.

II Schwungrad,

Jf Dampf kolben, h Kolbenstange,

P Riemenscheibe z. Antrieb, R Regulator, n Auspuffrohr b Kreuzkopfbolzen,

bfv?

t/3

<cp

ÿ>

hinten

A Dampfcylinder, H Rahmen,

C Kreuzkopf',

T> Treibstange,

E Kurbelarm,

F Kurbelzapfen,

O Kurbelwelle,

Wirkungsweise der 2fach-Expansionsmaschine.

Der Frischdampf tritt zuerst in den Hochdruckcylinder, expandiert dort, strömt durch den Keceiver (Aufnehmer) in den Niederdruckcylinder, hier nochmals expandierend. Sodann entweicht er als Abdampf ins Freie (Auspuifmaschine) oder in den Kondensator (Kondensationsmaschine).

Man unterscheidet in der Hauptsache zwei Arten:

1. Die Tandem-Maschine

s' + h‘.

Tabelle 19. Vorläufige Kolbengeschwindigkeiten (Kompoundmaschine).

Hauptlager, Kurbelzapfen und Kreuzkopfbolzen.

Zusammengesetzte Biegungs- und Torsionsfestigkeit.

Formgebung des Rahmens, (s. auch Seite 98.)

Das Ausbohren der Lager.

Der Schaft der Kurbelachse.

11

r

Die Schmierung der Kreuzkopfbolzen für horizontale Maschinen.

Die Führung des Kolbens und der Kolbenstange.

Die Schmierung der Kolbenstange.

Tabelle 95. Kondenshähne. mm.

Stopfbiichspackung.

©,

dann ist das Gewicht der Schwungmasse nach Gleich. 220 :

e) Verbindung an der Nabe.

Wahl der Abmessungen für die Kranzverbindung.

ff.

Wahl der Grösse eines Regulators, a. Riderflachschieber.

Tabelle 152. Schieberrahmen.*) Fig. 1156—1166.

Schieberstangenführung und Regulatorantrieb.

Die höheren Anforderungen, die in Bezug auf Dampfv

Die wesentlichen Teile einer Kondensation sind:

4. Konstruktive Grundsätze

Gegenstromkondensator

Tourenzahl für Hochdruckmaschinen,**) bei denen p — q + w ist.

Kondensation.

3. Die Details der Tandemmaschine.

Cylinder für Dreifach-Expansionsmaschine.

c) Fiachseil mit Bobine.

Tabelle 229. Kreuzkopf aus Stahlguss oder Schmiedeeisen für Vertikalmaschinen.

23 860 kg.

b) Die Parsons Dampfturbine.

Ausdehnung der Rohrleitung.

-Hfl*- -Hfl*-.

Cyiinderdurchmesser, Kolbenhub, Tourenzahl,

¹

vergl. ^Konstruieren und Rechnen, II. Aufl.“

1. Die Tandem-Maschine

(einkurblige 2 fach-Expansionsmaschine).

Pi?. 3.

Die beiden Dampfcylinder liegen nicht, wie bei der Kompoundmaschine, nebeneinander, sondern hintereinander, wie in Fig. 3 im Grundriss angedeutet.

Wie aus Fig. 4 ersichtlich, tritt der Dampf der vorderen Hochdruckcylinderseite auf die hintere Niederdruckcylinder-seite.

Fig. 4.

'vorn

vHji.

'Vorn

f/.t

t.v

Fig. 5.

v vorn, h hinten.

H Hochdruck, N Niederdruck,

2. Die Kompound-Maschine

(2 kurblig) mit nebeneinander liegenden Cylindein.

Fig. 6. Bauart.

•a

Schematische Darstellung der Wirkungsweise.

rr

i.JJd

TT

r p-pipi •

M .

*1 ■

T'

'*4'

Die Ebenen der Achsen sind umgeklappt, undhat man sich die gezeichneten zwei Achsen als eine solche zu denken.

-i-

V'f-u-r-' /j -i r-'PC '-p    '-i-

'f-.

4jHxp

Wirkungsweise der 3fach-Expansionsmaschine.

Der Dampf arbeitet hier nacheinander in drei ungleich grossen Cylindern. Der Frischdampf tritt zunächst in den Hochdruckcylinder, expandiert dort unter gleichzeitiger Verrichtung von Arbeit und strömt durch den Aufnehmer I in den nächstgrösseren Mitteldruckcylinder. Von diesem gelangt dann der Dampf durch Aufnehmer II in den grössten, den Niederdruck-cylinder, ebenfalls Arbeit verrichtend, von welchem er in den Kondensator tritt. Als Auspuffmaschine findet dieses System fast nie Verwendung.

Im grossen ganzen kennt man zwei Bauarten :

I. Dreifach-Expansionsmaschine. (3 kurbiig.)

Hochdruck

Fig. 11.

■&

Mitteldruck

■Cr

*■

Niederdruck

Schematische Darstellung der Wirkungsweise.

Statt der gezeichneten 3 Achsen hat man sich eine solche zu denken_

imnr

ür lifMM 'dfü'

a JsäiMhii Jjkh

f®

''i

Fig. 12—15. Dreifach-Expansion mit 2 Aufnehmern.

2. Tandem-Dreifach-Expansionsmaschine. (2kurbi.)

Hoch- und Mitteldruck-hintereinauier

cylinder angeordnet auf eine Kurbel wirkend, Niederdruck -

t=

Fig. 16.

cylinder auf eine zweite Kurbel arbeitend. Für liegende Maschinen beliebte Bauart.

Schematische Darstellung der Wirkungsweise.

ittJ

Euüj~ f "j [“

MIM IlHH

J C-.

im ihm

TU filJTn'TTTTi|_

C—, T

[m

"i-

a\_

>--r

Av]'\ Zv¹⁻-.

-, -Ô—Ô- —L-6--r -

-r'

Fig. 17-20. Tandem-Dreifach-Expansion mit 2 Aufnehmern.

Statt der gezeichneten 2 Achsen hat man sich eine solche zu denken.

Die beiden Kurbeln sind (meist unter 90°) gegeneinander

versetzt.

Der Vorteil der Mehrfach-Expansionsmaschinen.

so

Mit der Anwendung⁻ der mehrstufigen Expansion sucht man den Dampfverbrauch herabzumindern durch Anwendung hoher Expansionsgrade. Die wirksame Druckdifferenz auf dem Dampfkolben ist bei der Mehrfach-Expansionsdampfmaschinè nicht starken Schwankungen unterworfen als bei der Eincylinder-dampfmaschine.

Ein weiterer Vorteil ist der geringere Druckunterschied in den Cylindern, hierdurch kleineres Temperaturgefälle (weniger Dampfverluste durch Niederschlagen an den Cylinderwandungen), bequemeres Dichthalten der Stopfbüchsen u. s. w.

Abschnitt IL

Eigenschaften des Wasserdampfes. *>

Wärmeeinheit (Kalorie) ist diejenige Wärmemenge,^welche nötig ist, um 1 kg Wasser von 0° Cels. Temperatur auf 1 ⁰ zu erhöhen.

Die Siedetemperatur des Wassers steht im engsten Zusammenhang mit dem auf der Oberfläche lastenden Drucke ; bei atmosphärischem Drucke (1,033 kg pro Quadratcentimeter) ist die Siedetemperatur 100°, hei höherem Drucke mehr.

Gesättigter Dampf ist solcher, welcher für eine bestimmte Temperatur die grösste Dichte besitzt.

Ueberhitzter Dampf entsteht durch weitere Wärmezufuhr zum gesättigten Dampfe, während der Dampf mit der Wasseroberfläche nicht mehr in Berührung ist. Derselbe hat hei gleicher Spannung höhere Temperatur als letzterer.

wasser

Nasser Dampf ist ein Gemenge von Wasser und gesättigtem Dampfe gleicher Temperatur, wie er durch forcierten Betrieb, ungeeignete Konstruktion der Kessel und ungeeigneter Beschaffenheit des Kesselwassers entsteht. Auch das Kondens-in der Rohrleitung kann sich mit dem Dampf mischen.

Tabelle 2. Bezeichnung der Nässe des Dampfes.

Mitgerissenes Wasser Bezeichnung.    .    .    .

V.

IV,

trocken

ziemlich

nass

nass

sehr

nass

8°/o

über

nass

Oer gesättigte Wasserdampf.

(Den gesättigten Wasserdampf nennt man trockenen Dampf, mechanisch mitgerissenes Wasser nicht oder höchstens V₂ °/₀ enthält.)

Die Gesamtwärme des Wasserdampfes giebt die Anzahl der Wärmeeinheiten an Wasser von 0° bei bestimmter Spannung benötigt sind; sie setzt sich zusammen aus:

wenn er

die zur Bildung von 1 kg Dampf

aus

Flüssigkeitswärme, d. i. die zur Temperaturerhöhung der Flüssigkeit von 0° auf die Siedetemperatur aufgewendete Wärmemenge und aus der Verdampfungswärme, latenten oder

Dampfbildung aus der Flüssigkeit

gebundenen Wärme, die zur

der Siedetemperatur verwendet wurde.

von

*) Die physikalischen Gesetze des Wasserdampfes findet man in

aus-

der einschlägigen Litteratur, „Mechanik der Gase und Dämpfe“ etc.,

führlich behandelt.

Die verdampfungswärme zerfällt in :

Aeussere Verdampfungswärme, die zum Ueberwinden des äusseren Widerstandes beim Uebergehen in Gasform nötige, und die innere Verdampfungswärme, die zum Bestände des gasförmigen Zustandes nötige Wärmemenge (der Unterschied zwischen Verdampfungswärme und äusserer Verdampfungswärme).

Der Dampfdruck wird ausgedrückt durch:

Atmosphären absolut oder durch Atmosphären Ueberdruck. Erstere werden vom absoluten Vakuum gezählt.

htm,

Fig. 21.

/Um. -. J abs.

Fig. 22.

letztere vom Drucke der Atmosphäre, und ist die Zahl der Atmosphären Ueberdruck um 1 (dem Druck der Luft) kleiner als die Zahl der absoluten Atmosphären. Manometer geben die Drücke in Atmosphä-ren-Ueberdruck an.

Up

Ueber das Verhalten des Dampfes bei Span-nungs-Aenderungen giebt das Mariotte’sche Gesetz Aufschluss, welches lautet :

Fig. 23.

-Q

-2- -

Î

-Jo

„Die Dichtigkeit einer und derselben Dampfmenge ist gleich der Spannung derselben, oder die Volumen einer und derselben Dampfmenge verhalten sich umgekehrt wie deren Spannungen.“

Wird demnach eine gewisse Dampfmenge auf die Hälfte ihres ursprünglichen Volumens zusammengepresst, ihre Dichtigkeit also auch doppelt so gross, so ergiebt sich die Spannung als die doppelte der anfänglichen.

Denken wir uns z. B. nach Fig. 21 hinter dem gezeichneten Kolben in der Entfernung a vom Cylinderdeckel Dampf von 6 Atm. abs. dampfdicht eingeschlossen, denken wir uns dann ferner den Kolben um das Stück a fortbewegt, so wird in der in Fig. 22 gezeichneten Stellung die Dampfspannung auf 3 Atm. gefallen sein, da das Volumen des Dampfes sich verdoppelt, demnach nach oben erwähntem Grundsatz die Dampfspannung auf die Hälfte sinken müsste.

Je weiter der Kolben fortbewegt wird, desto mehr sinkt die Dampfspannung, wie an dem Schema (Flg. 23) ersichtlich ist.

zu

Die Kurve in Flg. 23 heisst die Expansionskurve ; dieselbe entsteht, wenn man auf eine horizontale Linie (die sogenaiinte Nulllinie) die den jeweiligen Kolbenstellungen entsprechenden Spannungen vertikal aufträgt. Man wählt zu diesem Zwecke einen beliebigen Maassstab, indem für 1 Atm. ein beliebiges Höhenmaass (in Flg. 23 z B 5 mm = 1 Atm.) angenommen wird. Man muss also, um die abs. Spannung aus dem Ueberdruck erhalten, 1 Atm. zuzählen, und umgekehrt erhält man durch Abziehen 1 Atm. von der abs. Spannung die Spannung in Atm. Ueberdruck.

Wir haben auf Seite 10 gesehen, wie sich die Spannung des Dampfes mit dem Volumen ändert. Wir haben gesehen, dass z. B. eine gewisse Dampfmenge von 6 Atm. abs. auf 3 Atm. abs. fällt, sobald das die Dampfmenge einschliessende Volumen auf das Doppelte vergrössert wird.

wenn

Umgekehrt natürlich steigt der Druck auf 6 At,m. abs., sobald wir Dampf von 3 Atm. abs. auf das Halbe des ursprünglichen Volumens zusammenpressen. (Das Zusammenpressen von Dampf findet statt bei der Kompression.) Man ist also imstande, für jede beliebige Kolbenstellung den Dampfdruck zu berechnen, der Füllungsgrad und der Dampfdruck, mit welchem die Maschine arbeitet, bekannt ist.

Wir wollen vorläufig den Einfluss des schädlichen Raumes ausser acht lassen.

Beispiel. Eine Maschine arbeitet mit 6 Atm. abs. und Va Füllung. Wie gross ist die Spannung des Dampfes am Ende des Kolbenhubes ?

(Der Kolbenhub wird bei derartigen Rechnungen immer =1 gesetzt.)

Wir haben hier Anfangsvolumen = Vs >

Endvolumen = 1,

also Endspannung = f =3 Atm. abs. oder 2 Atm. Ueberdruck.

Der Dampf expandiert demnach bis auf 3 Atm. abs. oder 2 Atm. über dem äusseren Luftdruck.

Wir erkennen daraus schon, welchen wichtigen Faktor die Endspannung spielt, denn je höher die Dampfspannung ist, mit welcher der Dampf austritt, desto ungünstiger ist der Dampf verbrauch der Maschine, weil dann die Dampfspannung unvollständiger ausgenützt ist.

Bei der Maschine im obigen Beispiel geht die ganze Arbeitskraft des Dampfes von 2 Atm. verloren, ganz gleichgültig, ob der Dampf ins Freie oder in den Kondensator strömt.

der Spannung „ Temperatur „ Gesamtwärme „ dem Gewicht

Im Dampfmaschinenbau haben wir zu rechnen mit: des Dampfes in Atm. abs.,

„ Grad Cels.,

„ Kalorien,

„ kg pro cbm.

Die Werte der nachstehenden Tabellen 3 und 4 sind für praktische Rechnungen abgerundet, bei genauen Ermittelungen

benutzt man die Fli egener’schen Tabellen, welche in Büchern der Mechanik und Physik zu finden sind.

Tabelle 3. (WaSSGrdampf), Temperaturen und Gesamtwärme

-g Atmosphären absolut

Tem

peratur

^ Gesamtwärme

Atmosphären absolut

Tem

peratur

Gesamt-

warme

Atmosphären absolut

Tem

peratur

^ . Gesamtwärme

Atmosphären absolut

Tem

peratur

Gesamt-

wärme

0,1

46

0,2

60

0,4

0,6

76

0,8

86

93

1,2

100

105

1,4

109

1,6

113

1,8

117

120

2,2

123

2,4

126

Il S ä? & £ 8 g g 9 3 5 3

COCOCDCDCOCDCDCOCDCOCDCDCD

129

132

134

136

138

140

142

144

146

148

149

151

153

§l!!l!l§gg§gg

154

155

157

158

IGO

161

162

164

165

166

169

172

174

111 i! IU UL! J§ §

SgSgSgggsg8e,

lïsiiiiiiîgiâ

660

661

661

661

663

663

633

665

665

665

665

666

666

1.    Beispiel zu Tab. 3. Gesättigter Wasserdampt von 5,6 Atm. abs. hat eine Temperatur von 157°Oels. und eine Gesamtwärme von 653 Kalorien. (Letztere Zahl bezieht sich auf 1 kg.)

2.    Beispiel zu Tab. 3.    1,2 Liter Wasser von 15° Cels. sollen in

Dampf von 4 Atm. abs. verwandelt werden. Wieviel Kalorien muss mań dem Wasser zuführen ?

Nach Tab. 3 sind (650— 15) • 1,2 ^.762 Kalorien nötig.

Wollte man Dampt von 8 Atm. erzengen, so wären

772 -762

772 Kalorien nötig, also nur

1,3% mehr.

(658 - 15) ■ 1,2

Hieraus erkennt man den Vorteil der Anwendung hoher Dampfspannungen.

762

Tabelle 4. Dampfgewicht*) in Kilogramm pro Kubikmeter.

Dampfdruck in Atm. abs.

bO

"ós

~ül

a>

00

ii w

w'ï-a;<c — £iccc“;,0:,Si,,^,wlC»-ko

!§§3!s-s-s-æ-s«s-s.s s s æ

II®. SS s 88 SS ąs i S 5 s

OHrtOKMœtOü^ IO IC a m CD l- l-"

g æ $ ą 3 æ ą ë~

Ttt ^ IC lO CO CO O £>T |

® ® s £

o O H fM fM m CO t# xn IC io CD co i> t>-~

I    s ¥ą¥&¥¥¥¥¥¥¥¥¥¥’

⁰⁰l~l'^c<ig^iecico -et -*« ici io" co co" t-~ i-

§ I ą s ą ą 5 ą ą £.¥¥¥¥¥¥

OOHIHWISMM^I t# 10 10" CD co" t- t-

§s s s & sę. ąs ss s ¥¥¥¥¥

ooHwisweo co -J-J10" io" cp- cp (i g-

5-1-âsiiii-asiiiïgg

IpMîïIsSmiï

II    % ą ą ¥ ąe ąp ssissss"

ooHHcioiaco^^ 10" 10 ®~co"i> t>"

11 s ° s. e ą ą ą ą ą$ s è giT

OOHrldffl co co    10 10 CS? co" t> t>"

7!” «Sisa ąs s 8 si«r

o r-i ^ OJ 01 00 co tu io 10co" co"i>" t>"

Beispiel Dampf von 6,2 Atm. abs. wiegt 3,26 kg pro cbm. */ Nach Fliegener-Counert: —— 424, jedoch abgerundet.

Abschnitt III.

Das DampfdiagrammA

Unter „Dampfdiagramm“ soll die graphische Darstellung der Wirkung des Dampfes auf den Dampf kolben verstanden werden. Das Dampfdiagramm giebt Aufschluss über die Spannung des Dampfes vor und hinter dem Kolben für jede beliebige Kurbel Stellung.

Die Expansi- a

onskurve lässt sich in    TU fT" bT7

I \ | xl xi x folgender Weise durch I

Konstruktion finden :    i

—ln—

ll sei die Länge des Diagramms (den Kolbenhub darstellend),    _

h der Füllungsgrad, | bezogen auf H — 1, _|— s die auf die Kolben-reduzierte

eT V\ x V

- va

,Po

VT;

Tb

!0

fläche Länge des schädlichen Raumes auf einer Seite,

Fig. 24. Expansionskurve.

p d. Anfangsspannung in Atm. abs., va die Linie des absoluten Vakuums.

n n₁ p

ix |\ f\ \ r

\    \ / ■» i

i \

\l\ '

I— 0-

Ziehe von a aus einen Strahl a 0, welcher die Linie i q in e schneidet, eine Parallele durch e zur Vakuumlinie va giebt den Endpunkt m in der Kurve. Die übrigen Punkte finden sich ebenso, wie aus Fig. 24 ersichtlich.

va

,Po

TT

Fig. 25. Kompressionskurve.

Die Kompressionskurve wird in gleicherweise verzeichnet. p₀ sei der Gegendruck des abziehenden Dampfes,^

C der Kompressionsenddruck in Atm. abs.

Ziehe durch C eine Parallele zur Vakuumlinie va, dann den Strahl Ou, welcher verlängert die Parallele in n schneidet. Auf einer Senkrechten durch n liegt der Punkt r der Kurve. Bei r ist Beginn der Kompression, mithin r w= o = Kompressionsdauer.

Fig. 25

*) Ausführlicher in „Haeder, Der Indikator“, III. Aufl.

1. Eincylinder-Maschine.

Tabelle 5. Vorläufige Werte von p und w (Normalleistung).

4    5 I 6 ! 7 I 8 ! 9 i 10 Atm. abs.

ohne Kond. w

mit

O H-»-00

1.75 ! 1,8    2 I 2,1 j 2,2 | 2,3 „

0,85 j 0,85 I 0.9 i 0.95 I 1 I 1 .,

Ferner kann man setzen : für Auspuff:

,, Kondensation: C

Die Grösse des schädlichen Raumes schwankt zwischen

s = 6 bis 10% . .

Den Voraustritt wählt man ve — 5 „ 10°/₀ . .

Es bezeichne in Fig. 26—31 at die atmosphärische Linie (horizontal) va die absolute Nulliinie (Vakuumlinie), parallel zu at,

II den Kolbenhub (beliebig, z. B. 100 mm auftragen), p die Eintrittsspannung in Atm. abs. in beliebigem Maassstab, z. B 8 mm = 1 Atm. vertikal auftragen. (Die parallelen Linien at und va wären in diesem Falle 8 mm von einander entfernt), h den Füllungsgrad bezogen auf H= 1, w die Endspannung der Expansionsperioao in Atm. abs.

der Kolben im toten Punkt angekommen ist, w; ~ " "il^s ^ pa den Gegendruck des abziehenden Dampfes in Atm. abs. s die auf die Kolbenfläche reduzierte Länge des schädlichen Raumes auf einer Seite.

A. Volldruckdiagramm ohne Kondensation (oC).

Beispiel. Gegeben sei:

abs. Admissionsspannungp = 4 Atm., volle Füllung, also h = 1,

Gegendruck des abziehenden Dampfes p₀= 1,3 Atm. abs., der Maassstab für den Dampfdruck 6 mm = 1 Atm.

Man ziehe horizontal {Fig, 26) die abs. Nulllinie va, wähle die Länge des Diagramms, z. B. 60 mm, ziehe eine Linie in der Höhe p— 4-6=24 mm parallel zu va, ferner die atmosphärische Linie at (> mm und die Gegendrucklinie p₀ = 1,3-6= 7,8mm über va. Als Arbeitsfläche ergiebt sich dann das schraffierte Rechteck. Die Spannung vor dem Kolben ist überall =p Atm. abs., diejenige hinter dem Kolben p₀. Hier ist also p = w, d. h. während des ganzen Kolbenhubes strömt Dampf ein.

*) Sofern die Art der Steuerung nicht andere Verhältnisse bedingt. Bei Schiebermaschinen mit Kondensation wird Cmeistkleiner als 1 Atm. abs.

p₀ — 1,1 Atm. abs.

C ~ 0,6 p ',

1 Atm. abs. ; p₀ = 0,3    „

. . .(1

(lb)

(1 c)

wenn

B, Volldruckdiagramm mit Kondensation (mC).

Für dasselbe Beispiel sei der Gegendruck p₀ = 0,2 Atm. abs. angenommen, also 0,2-6 =1,2 mm (Fig.27).

Va der natürlichen Grösse.

Fig. 27.

Fig. 26.

Tili

ei

11

n liPoi i Tr

tt-at

pa

W₀

-*1 S *•

x:

ff

Fig. 28.

Yj'---Ä

L___i _ _

3-1

EtS'-l

---g--

65 '"Id

—LilALüa

r» —

nTT

— H--

l”Tml

KM

"°e I

SV;

ifPo i

J__L

Fig. 30.

IPe

Fig. 31.

0. Expansionsdiagramm ohne Kondensation (oC).

Beispiel. Gegeben sei:

Ein tr i ttsspannung p — 7 Atm. abs.,

Füllung h = 0,2,

Gegendruck des abziehenden Dampfes p₀ = 1,2 Atm. abs. Maassstab für den Dampfdruck = 6 mm = 1 Atm., schädlicher Raum s = 6°/o-

1,72 Alm. abs. links mit 6 ■ 1,72= 10,3 mm

rsu

va, H, p, at und p₀ werden verzeichnet wie beim vorstehenden Beispiel, ferner bestimmt man die E n d s p a n n u n g {h+s) p (0,2+0,06) .7 1 + * 1 + 0,06

aufzutragen. Der so erhaltene Punkt wird mit dem durch h gefundenen durch eine Kurve (s. Seite 13) verbunden, und ergiebt die schraffierte Fläche die Arbeitsfläche (FVfir. 2S).

D. Expansionsdiagramm mit Kondensation (mC).

Dasselbe Beispiel und für p₀ — 0,2 Atm. abs. ist in Fig. 29 dargestellt.

In Fig. 30 und 31 ist ferner noch der verfrühte Dampfaustritt v e und die Kompression o (s. auch Fig. 25) berücksichtigt.

Das Aufzeichnen des Diagramms für eine zu entwerfende Kompound- oder Tandemmaschine.*) Tabelle 6. Vorläufige Werte von p, V:v und pr.**)

5    6    7    8    9 I 10 J 11 12 Atm. abs.

Auspuff

V: v =

normal pr —

gesteigert pr —

oj tA CM CO

C0 to 'Ql 1c

CO l> oi co ^}T

2,4

4 Atm. abs. 4,9 „    „

Kondens.

V: v = 2,2

normal pr = 1,2

gesteigert pr = j! 1,8

yo y- yo

k i. «

ci

fco

tc

fcC

SC

QC

2,7

2,1

2,8

2,3 —Atm. abs.

3,2

Ferner kann man setzen:

Kompressionsenddruck C‘ = 0,7p; C“ = 0,6pr .    .    (2)

für Auspuff p₀ = 1,1 Atm., für Kondens. p₀ — 0,3 Atm. abs. (2 a) Die Grösse des schädlichen Raumes schwankt

beim Hochdruckcylinder zwischen s'= 6 bis 10 °/₀    (2 b)

„ Niederdruckoylinder

s" = 8 „    12%    (2 c)

Beispiel : Für die Normalleistung und p = 8 Atm. abs.'Dampfdruck soll das Diagramm gezeichnet werden.

Nach Tabelle 6 ist für Kondens. zu wählen: Cyl.-Volumen V:v = 2,5 Aufnehmerdruck pr = 1,8 Atm. abs. (s. Fig. 32) ;

nach Gleich. 2 wird C‘ — 0,7 ■ 8 = 5,6 ; C“ = 0,6 • 1,8    1,08 Atm. abs.

„    ,,    2 a wählt man p₀ = 0,3 Atm. abs.

als schädl. Raum sei als Mittelwert nach Gleich. 2 b und 2 c

s' =8%; s" = 10⁰/₈ gesetzt.

Man

l“ = 70 • V: v = 70-2,5

175 mm. 15 mm = 1 Atm. angenommen.

zeichne die Länge des Hochdruck - Diagramms V = 70 und Als Maassstab für den Dampfdrude sei

Reihenfolge für das Aufzeichnen.

1.    Absolute Nulllinie 1 ziehen {Fig, 32).

2.    Linie 2 vertikal ziehen ergiebt Polarpunkt O' für Hochdruck, p vertikal auftragen, also 8-15= 120 mm.

3.    Admissionslinie 3 ziehen.

4.    Schädlichen Eaum s' = 0,08- 70 — 5,6 mm und Länge 1‘ — 70 mm abtragen, Linien 4—4 ziehen.

5.    pr vertikal auftragen, also 1,8-15 — 27 mm, Linie 5 ziehen-

6.    Spannungsabfall a auftragen, also 0,2-15 — 3 mm.

7.    Expansionslinie 7 konstruieren von iv‘ aus (s. S. 13) ergiebt Füllung h‘.

*) Ausführlicher s. „Haeder, Indikator“, 3. Aufl.

**) Erklärung der Bezeichnungen s. Seite 31.

8.    C‘ — 5,6-15 = 84 mm auftragen, Kompressionslinie 8 zeichnen, ergiebt Punkt u' (s. Flg. 32 u. 34).

9.    po auftragen, also 0,3-15 = 4,5 mm, Gegendrucklinie 9 ziehen.

Jetzt ist eine Hülfskonstruktion {Flg. 33) zur Bestimmung der Entfernung des Punktes u“ von der senkrechten Linie 10 erforderlich.

10.    Ziehe 10—10 im Abstand von s“ = 0,08■ 175 = 14 mm.

11.    Kompressionsenddruck C" — 1,08-15 = 16,2 mm auftragen, Linie 11 ziehen.

12.    Konstruktion der Kompressionslinie 12 (s. Seite 13;.

13.    Verlängerung der Kompressionslinie 12 bis zur Eintritts-spannung pr ergiebt Punkt u".

indem

Jetzt ist für Flg. 32 der Polarpunkt 0“ bestimmt und kann inan nunmehr das Niederdruckdiagramm aufzeichnen, man Punkt u“ (Flg. 33) und u‘ (Flg. 32) zusammenlegt.

14.    Von 0“ aus l“ -f 0,08-1“ = 175 -f 0,08-175 = 189 mm abtragen, ergiebt Linie 14.

In der Verlängerung der Expansionslinie Hochdruck konstruiert man nun Expansionslinie Niederdruck und findet Endspannung w“.

Somit sind uns alle Werte gegeben, z. B.: h‘ nach Zeichnung 14 mm u. da V = 70 mm erg. h‘ li“

w“ „

66 „    „ „ Z" = 175 „

„ h“

12 „ „15mm=lAtm. „ w“

Il II

fe⁴ = ⁰’²

| = 0’³⁸

0,8At.abs

Hl-

ce'M'

! i- t\.....I

I, i\

4K! \

-yt

Hülfsconstriicticn.

ff" <fe/

c ■-■**

Fig. 33.

\r \ *\    _j---

¹ T T

CO, .................

Ar

—t-------€)—y~

&>"

i"

ilp₀

Fig. 32. Das vorstehende Beispiel im Maassstab 1 :3. Häderisiertes Diagramm, beste und richtigste Methode des Rankinisierens Ha e der, Dampfmaschinen.

S'C\

ÎV-!

ffr-

V Pr

IC'

Häufig ist der

Kompressionsweg o¹

und o" gegeben,man findet dann C‘ nach Fig. 34 und C“ nach Fig. 35, s. auch Fig.'25.

C o"

Fig. 34.

Kompression (Hochdruck).

Fig. 35.

Kompression (Niederdruck).

T—P*

0/5Jlhn.

Tt U

ow

iAQ'O" î

I--Pè--1

...

ih

Fig. 36.

Nur erreichbar bei sehr gut geheiztem Receiver, Mantel- und Deckelheizung.

Fig. 37.

Bei ungeheizt. Receiver u. Cylinderdedtel. L Expansionslinie theoretisch, q    „    in Wirklichkeit

(von Punkt b aus).

nur

Die Gegendrucklinie des Hochdruckdiagramms und die Admissionslinie des Niederdruckdiagramms decken sich theoretisch.

Bei üblichen Ausführungen tritt eine Druckverminderung ein. Diese kann man, wie in Fig. 37 gezeigt, mit 0,15 Atm. ansetzen. Ebenso liegt die wirkliche Expansionslinie des Niederdruck-cylinders unter der theoretischen.

dikator.

²⁷-y;/

s. Haeder In-

Der nutzbare Dampfverbrauch ist Sn =

Dieser Wert soll also möglichst klein ausfallen, s.

(pm)i

Seite 41.

Das Aufzeichnen des Diagramms

für eine zu entwerfende Dreifach-Expansionsmaschine.¹)

Tabelle 7. Vorläufige Werte von'p\ V: v und pr (für Kondensation).²)

p 9    10    11    12    13    14 15 Atm. abs.

Volum

verhältnis

II : I III : I = normal pr‘ = gesteigert pr‘ = normal pr“ = gesteigert pr“ =

2,2

5.2

3,5

3,8

1,3

1,45

Ot    Ü' K)

2.45

5,9

5,1

5,65

1,6 1,7 1,85 1,85 2 2,15

jo to Oi pi 05 to INS 05

Ferner kann man setzen :

C‘ = 0,75 p] C" = 0,75 pr“, C“ = 0,6 pr“ .    - (2 d)

(2e)

für p₀ = 0,3 Atm. abs.

s" = 8    „

s“‘ = 10 „

Die Grösse des schädlichen Raumes schwankt beim Hochdruckcylinder zwischen s‘ — 6 bis 1 „ Mitteldruckcylinder „ Niederdruckcylinder

Beispiel: Für die gesteigerte Leistung und p = 11 Atm. abs. Dampfdruck soll das Diagramm gezeichnet werden,

Nach Tabelle 7 ist für Kondensation zu wählen : II : I = 2,3 ; 111:1 = 5,5 ; pr‘= 4,4; pr“ = 1,7 Atm. abs.

nach Gleich. 2 d wird C‘ = 0,75 • 11 = 8,3 ; C“ = 0,75 • 4,4 = 3,3 ; C“‘ = 0,6 • 1,7 = 1,1 Atm. abs.

nach Gleich. 2e wählt man p₀ = 0,3 Atm. abs. als schädl. Raum sei als Mittelwert nach Gleich. 2f bis 2h s‘ = 8 %; s“ = 10% ; s“‘ = 12%.

Legen wir zu Grunde:

Länge des Hochdruckdiagramms V = 37 mm,

Maassstab für den Dampfdruck 15 mm = 1 Atm.,

so geschieht das Aufzeichnen in nachstehender Reihenfolge (die Linien sind der Reihe nach, wie sie gezeichnet werden, numeriert).

1.    Horizontale Linie (Fig. 38).

2.    Vertikale Linie (0‘ Polarpunkt).

3.    Admissionslinie (p = 11-15 — 165 mm).

4.    Trage s‘ + V auf (s‘ + V = 0,08-37 -f 37 = 40 mm).

5.    Ziehe Linie 5 und Höhe pr‘ (pr‘ ~ 4,4-15 — 66 mm).

2¹

6.    Trage von Linie 5 aus 0,2 Atm. auf Linie 4 nach oben ab, ergiebt 6

(0,2 Atm. = 0,2-15 = 3 mm).

7.    Konstruiere von Punkt 6 aus die Mariottsche Linie 7, ergiebt

¹

Ausführlicher s. „Haeder, Indikator“, 3. Aufl.

²

Erklärung der Bezeichnungen s. auch Seite 37.

s' + h‘.

8.    Trage auf 4 den Kompressionsenddruck C ab und konstruiere die Kompressionskurve 8 bis auf Linie 5, ergiebt Punkt u

(C‘ = 0,75-p = 0,75-11-15 = 123,75 mm).

Jetzt benötigen wir die in Flg. 39 dargestellte Hülfskon-

struktion.

9.    Trage pr “ von 1 aus ab, ergiebt Linie 9

(pr" — 1,7-15 = 25,5 mm).

10.    Trage vom Polarpunkt 0 s“ ab, ergiebt 10

(s" = 0,10-V“ = 0,10-37-j = 0,10-37-^f = 8,5 mm).

11.    Markiere auf 10 den Kompressionsenddruck C“, ergiebt Linie 11

(iC“ = 0,75-pr ' = 0,75-4,5-15 = 50,6 mm).

12.    Konstruiere von hier aus die Kompressionskurve 12.

13.    Verlängere diese Kurve bis zur Linie 5, ergiebt Punkt u‘, diesen Punkt u‘ lege man an den Punkt u in Flg. 38.

14.    Trage von 10 aus die Länge l“ ab, so bekommt man Linie 14

(Z" = l‘.^ = 37-²-^ = 85 mm).

15.    Konstruiere von Punkt 6 aus die Mariotte 15.

16.    Der Schnittpunkt der Mariotte 15 mit 14 ergiebt den Punkt 16, derselbe liegt etwa 0,3 Atm. über Linie 9

(0,3 Atm. = 0,3-15 — 4,5 mm).

17.    Von Linie 1 trage p₀ ab, ergiebt Linie 17

(p₀ = 0,3 Atm. — 0,3-15 = 4,5 mm).

18.    Darauf trage man den schädlichen Raum s'" von 0 aus unter Benutzung der Hülfskonstruktion (Flg. 39) ab, ergiebt Linie 18

(sM = 0,12 -r = 0,12-37 ■ -j es 0,12-37 ■ — = 24,4 mm).

19.    Vom Punkt 0 trage man s‘" -f- o“' auf Linie 17 ab und ei--richte in dem Punkte eine Senkrechte. Den Schnittpunkt dieser Linie 9 verbinde man mit dem Polarpunkt 0. Errichtet

man nun

im Schnittpunkt der letzteren mit Linie 17 eine Senkrechte, so hat man Linie 19

(V" -f o= 24,4 + V"-0,4 = 24,4 + 37-5,5-0,4 = 105,8 mm) unter Annahme von 40°/₀ Kompression.

20.    Nun konstruiere man nach Fig. 39 die Kompressionskurve 20 und

21.    Verlängere dieselbe bis zur Linie 9, so findet man Punkt n‘. Diesen Punkt n' lege man in Fig. 38 auf Punkt n.

22.    Darauf trage man von Punkt 0‘“ aus s‘" -j- V" auf 1 ab, so bekommt man Linie 22

(s'" + V“ = 24,4 + 37-5,5 = 228 mm).

23.    Verlängere Linie 15 bis zur Linie 9 und konstruiere von hier aus die Mariotte 23.

JL

r.'à

p>    -*»

rxPi

9-

H7-

,/

©•

rf—“f“

fjjÿï Hulfsecnsirukłicn.

■■    ' ¹¹¹ ;v-^

; t* _ . - " ^

P»

j-f-

(ÆT:

Pf

Fig. 39.

er

^r®-■

^ ......-.....►,

: \ J-

.1,

ązM.

cf

ER

WJ

y~

iS*?

-4

>t

Fig. 38. Häderisiertes Diagramm für p — 11 Atm.

Aus den Diagrammen ergiebt sich :

Füll un gsgrad

14

37

h,‘ = 14 mm, und da V = 37 mm h‘ = — — 0,38

h“ = 34

.. V = 85

5)

h“ = -f = 0,40

85

h“‘ = 83,5 „

„ V“ = 203,5 „

Ä‘" =    = 0,40

203,5    ’

Kompressionsweg

o' = 3 mm, und da — 37 mm o‘ =-_

37

„ V = 85    „

o" = 9

?î

o" =

-- = 0,08

85

0,11

81,4 203,5

Der nutzbare Dampfverbrauch bestimmt sich nach:

²⁷t^

(Pm)i

o"' = 81,4 ,,

S-n — ~

,,

„ V“ = 203,5 „

o“‘ =

= 0,40

; s. „Haeder, Indikator“, 3. Aufl.

Wir hatten dieses Diagramm theoretisch behandelt, während in Wirklichkeit Verluste eintreten, welche veranlassen, dass die Expansionslinie nicht auf die Mariotte fällt, sondern etwas tiefer zu liegen kommt; hierdurch ändern sich die Werte für h und o etwas.

von

Für gut durchgeführte Mantelheizung der Cylinder ergiebt »ich ein Verlust von 0,2 Atm., d. h. die Eintrittsspannung Mittel- und Niederdruckcylinder ist 0,2 Atm. geringer als der Gegendruck des vorher arbeitenden Cylinders. Wie man diese im Diagramm einträgt und den sich daraus ergebenden Verlust bestimmt, ist in Fig. 41 deutlich gezeigt.

z'A'

Î!!*“ "*!

----7

ß-%

hau

40-

9-

\1 ! \/

S-

Ai

.....uazM

:i

Fig. 41.

6-

L-

W¹

/P?

— i.ji

......p o,sM.

y\

\R\

•!

, y“

ą/OjJŁ

i Tr

-i"

T nr"'

3 A')

sZZLa. 1

Fig. 40. Häderisiertes Diagramm. p=13Atm.

Die schraffierten Flächen sind Verluste gegenüber dem rein theoretischen

Diagramm.

Durch Anwendung eines Receivers mit sehr grosser Heizfläche werden die genannten Verluste noch verringert und können unter Umständen ganz vermieden werden. Dem gegenüber steht aber der Verlust durch Niederschlag in der Receiverheizung. Zur Erläuterung sei noch erwähnt, dass bei Fig. 38 (p = 11 Atm.) der Deutlichkeit wegen diese Verluste nicht eingezeichnet, dagegen bei Fig. 40 (p = 13 Atm.) die erwähnten Verluste berücksichtigt sind.

Die in Fig. 38 mit fvf₂ und f₃ bezeichneten Flächen stellen die durch die Kompression zurückbleibende Dampfmenge dar.

Abschnitt IV.

EfFektberechnung.

Indizierte und effektive Pferdestärken.

Mit indizierten Pferdestärken bezeichnet man die Arbeit des Dampfes im Dampfcylinder, mit effektiven Pferdestärken die Arbeit, welche von der Hauptachse der Dampfmaschine an die Transmission abgegeben wird. Die effektive Leistung ist 10—20% kleiner als die indizierte Leistung (s. Tab. 11, Seite 28).

Berechnung der indizierten Leistung.

(Beispiel s. Seite 29.)

Es bezeichne:

Ni die indizierte Leistung in Pferdestärken.

Ne — rj •Ni die effektive oder Nutzleistung in Pferdestärken,

Q die wirksame Kolbenfläche in Quadratcentimeter,

H den Kolbenhub in Meter, n die Anzahl der Umdrehungen pro Minute, c die Kolbengeschwindigkeit in Meter pro Sekunde, h den FUllungsgrad bezogen auf H = 1, p die mittlere Eintrittsspannung in Atm. abs., k den Spannungskoelfizienten, abhängig von der Füllung h und der Grösse des schädlichen Raumes s, s die auf die Kolbenfläche reduzierte Länge des schädlichen Raumes auf einer Seite, bezogen auf H = 1, pm den mittleren für den Kolben wirksamen Dampfüberdruck auf einer Seite in Kilogramm pro Quadratcentimeter, p₀ den Gegendruck des abziehenden Dampfes in Kilogramm pro Quadratcentimeter,

ff die auf die Kolbenfläche reduzierte Summe der Arbeitsverluste durch Kompression, Drosselung des Eintrittsdampfes, verfrühten Austritt und Gegendruck des austretenden Dampfes bei Beginn des Austritts in Kilogramm pro Quadratcentimeter (Seite 26),

2-H-n H-n

so ist:

30 -c

60

30

(3)

Q-c-pm .

• • (4)

der mittlere Kolbenüberdruck :

Pm = k'P — ⁽Po +

(5)

Der Spannungskoeffizient bestimmt sich nach:

; Tabelle 8 .    .    (6)

k — h Ą- {h s) log. nat.

¹ + s.

h Ą- s

Der Spannungskoeffizient k

ist die Zahl, mit welcher die Eintrittsspannung multipliziert werden muss, um den mittleren theoretischen Kolbendruck aüf der Arbeitsseite des Kolbens zu erhalten. Vom Produkt k-p sind also der mittlere Gegendruck des Abdampfes und die Verluste durch Drosselung etc. noch abzuziehen (s. Gleich. 5).

Tabelle 8. Spannungskoeffizient._

Schädliche Räume *.

0%Tl°/o | 2°/o 1 3% ! 4°/o I 5°/o | 6°/₀ | 8Q/₀ | 10% | 12% | 14»/₀| 16%

Fül

lung

gqS «5 §5 c5 S S8 SS

O    Q

-®    -®    ? P P    P    P    P    P    o

e glc So So g g    gggfê®    sssssgssg's

® s§ s* æ'i si    sssäla    sass’l    ggssgssggfs    ggsggssssai    gsssssss'!⁰

lg 85 88 88    SSgąlg    SSSgg    8g888g88gj    ggfefeEfegSgS    SBSSggBSeSg

s 88 88 88 §c"ct    8g88ggS8S'l ggfeS&feiSgsf ggSSSSSSiEil

S 88 88 jg £8    gjgągS 88?gggggggg 83S88g6î;g§ g$gï3giîgS!5££

I 's% 58 88 ągg ggggg agaas gggggggsgf gggfes&sfefeS gggsssssss % 8% S8 8g 8B8g gggg-ą ssssi 988g8g8SSS asggfefegfeg'i £88888BESgg5g§ 8 88 S’8 8ls gg gggg'a    838g88gSS'§    gggggSfefcfe’g    gggSgSgjggs

8 88 88 82 8*8 SgeS'i 3Sg3§ gSgggggggä SggggfeSfetl gSggSgffi&gg 8 88 5*8 88 8~ss gggglB    8898Sg8Bg'l    ggggggfeiSfe'g    fcfeSggggSSSg

g 88 58 sgg 821    SSSSS    gggsgggggg    ggsglggsfefefe    gfj

888 58 58 85 gggjj-Tg S ~1 Sië S ^oggSggjggg; gggggiggg^S _S88 ®!S o8c    ggSSg g8^SgS®gggg ggggjggggggTfe 85&fcfefcg5gi£fg

Der schädliche Raum.

Schädlich wird er deshalb

Denken wir uns, wie in Fig. 42 bezeichnet, den Dampfkolben in der Totpunktlage, so stellt der in der Abbildung- punktierte Raum den schädlichen Raum dar. genannt, weil durch ihn der Dampfverbrauch der Maschine ungünstig beeinflusst wird. Der schädliche Raum wird in Prozenten des Cy-lindervolumens(alsodesvom ijL Kolben während eines ein- IV fachen Hubes durchlaufenen Raumes) ausgedrückt..    jFß

Die Grösse des schädlichen -M!

Raumes wird an Hand der

vorhandenen Cylinderzeich-nungen durch Rechnung bestimmt oder, bei vorhandenen Cylindern,mit Wasser gemessen, indem der Kolben auf den toten Punkt gestellt \und der Schieberspiegel abgeschlossen wird. Es muss jedoch die Luft durch eine Oeffnung an der höchsten Stelle entweichen können.

75420 ccm.

Beispiel. Dampfmaschine 40 cm Cylinderdurchmesser, 60 cm Hub Oylindervolumen = Koibenfläche X Hub = 40¹— X 6® =

Schädlicher Raum 3200 ccm, ergiebt

Tabelle 9. Grösse des schädlichen Raumes

in Prozenten des Cylindervolumens. (Aus Harders Zeichnungen •    bestimmt.)

3200 Xiqo ProzeDt.

75420    ’

Maschine

Touren Kolben-pro

Minute

ge-

schwin-

digkeit

Damptgeschw. im Auslass 28 Mtr.

Coriiss-

steue-

rung¹)

Schieber-

steuerung ²)

Schieber

geteilt [ungeteilt

Ventilsteuerung f)

300

90

500 (

105

180

400

700 |

80

150

I) = 550

H = 1000(

r . 50

¹    65

120

woi⁰ 5e CO

CO    GO ert 4^

so oo ^ wCd ^

iQt.^ ■AlA'L¹

o «©¹⁻¹

Die łettgedruckttn Werte entsprechen normalen Tourenzahlen, J[— Hochdruckcyh, N— Niederdruckcyl. bei demselben Kolbenhub.

Die Arbeitsverluste.

Das in Fig. 28—29 auf Seite 15 dargestellte Diagramm, bei welchem pm — k-p — p₀, lässt sich in Wirklichkeit nicht erreichen, wegen der in Nachstehendem angegebenen Verluste. Diese sind aber nur als Verluste in der Diagrammfläche, nicht auch direkt als Dampfverluste anzusehen.

i

”7fw

.....

IÆ

L#--

i O

W\r,<r₃

f*'

■■■m..........9

"IW¹

Fig. 44.

Fig. 43.

Es bezeichne (auf die Kolbenfläche resp. den ganzen Kolbenweg reduziert):

Gx Arbeitsverlust durch    Drosselung des Eintrittsdampfes,

„    „    verfrühten Austritt,

„    „    Gegendruck des abziehenden Dampfes,

„    „    Kompression,

„    „    Spannungsabfall bei Kompoundmasch.

a = ffj + (j₃ -j- ff₃ -j- ffi -f- ff₅ die Summe dieser Verluste.

Tabelle 10. Der Arbeitsverlust a und Gegendruck p₀

für normale Verhältnisse.

Werte von p₀ + ff.

Eincylindermaschine Kompound Dreifach

Leistung

Auspuff

mit

Kondensat. Kondensat. Kondensat.

mit

mit

Dampfhemd Dampfhemd Dampfhemd Dampfhemd

mit

Normal . p₀ + ff Maximal 'p₀ + ff

<p «

lo 05

o

QO <M O ^

Der mittlere Kolbenüberdruck pm.

Der Dampfdruck auf den Kolben ist sowohl an der Frischdampfseite als auf der Abdampfseite in den verschiedenen Kolbenstellungen verschieden gross.

Das pm (s. Gleich. 5) giebt uns nun für die Frischdampfseite den mittleren (Durchschnitts-)Druck an, abzüglich des mittleren Gegendruckes der Abdampfseite, pm ist also der mittlere wirksame Kolbenüberdruck in Atmosphären oder Kilogramm pro Quadratcentimeter Kolbenfläche.

Der schädliche Raum s

ist genügend erklärt auf Seite 25. Art der Steuerung, Grösse der Maschine, Kolbengeschwindigkeit haben Einfluss auf die Grösse des schädlichen Raumes.

Die der ökonomisch günstigsten Leistung einer Maschine bei mittleren Brennstoffpreisen entsprechende Endspannung w (also für N o r m a 1 leistung) ist nach Tabelle 12, 13, 17, 18 und 25 wählen.

zu

Füllung h

bezeichnet uns die Strecke Kolbenweg, bei welcher der Dampf mit voller Spannung in den Cylinder eintritt, also den Kolbenweg vom toten Punkt bis zum Abschluss der Dampfeinströmung. h bezieht sich auf den Kolbenhub H= 1, liegt also in den Grenzen von 0 — 1. Allgemein ist nach Fig. 45 :

• • (7)

(t + s)

w---—- — s

Die Endgpannnng iv

ist von grossem Einfluss auf das ökonomische Arbeiten der Dampfmaschine. Die Endspannung, d. h. diejenige Spannung, mit welcher am Huhende der ar-beitende^Dampf den Cylinder verlässt und ins Freie oder in den Kondensator tritt.

j- ■

Ist dieEndspannung bekannt, so hat man sofort ein Bild über das ökonomische Arbeiten der Dampfmaschine, während derFül-lungsgrad uns hierüber weniger Anhalt giebt.

— ft

U-

J-iA.

T>

j.

Fig. 45.

Handelt es sich deshalb um scharfe Dampfgarantieen, so beachte man besonders die Endspannung. Allgemein ist :

C8)

(h + s)p

W = —---- .

1 + s)

Die Kolbengeschwindigkeit c.

Die mittlere Kolbengeschwindigkeit c ergiebt sich aus Kolbenhub H in Mtr. und Umdrehungszahl. Während einer Umdrehung legt der Kolben einen Weg zurück von 2H, also haben wür als mittlere Kolbengeschwindigkeit

2-H-n

60    ~ ~3Ö

Mtr. pro Sek. ....    (9)

Hn

Die wirksame Kolbenfläche Q.

Vom Querschnitt des Dampfcylinders zieht man den Querschnitt der Kolbenstange ab, angenähert wird dann die wirksame Kolbenfläche

für Hochdruckcylinder : Q= 0,98 ~ 0² in qcm    . . . (10)

„ Niederdruckcylinder: Q — 0,99^/F in qcm . . . (10a)

Ne

Die Nutzleistung.

Der Wirkungsgrad g

ist das Verhältnis der effektiven zur indizierten Leistung, also jVe ; Ne = g-Ni]

■ ■ (11)

Ni = —-

¹³ Ni

Die Differenz der indizierten Leistung und der Nutzleistung, also Ni — Ne, ist die Arbeit, welche die Maschine in sich verbraucht. Früher war man der Meinung, dass diese Arbeit mit der Grösse der Belastung wächst, dass dieselbe also bei voller Belastung der Maschine viel grösser ist, als beim Leerlauf ; die neueren Versuche haben jedoch gezeigt, dass die Differenz Ni—Ne bei voller Belastung gar nicht oder sehr wenig grösser ist, als beim Leerlauf der Maschine.

Auch der Wirkungsgrad g hat sich bei den neuen Versuchen grösser ergeben, als man früher annahm, besonders auch zu Gunsten der Mehrfach-Expansionsmaschine.

Man geht deshalb nicht weit fehl, wenn man die Wirkungsgrade aller Maschinengattungen in gebräuchlichen Ausführungen gleich gross annimmt und nur die Grösse der Maschine berücksichtigt.

Wirkungsgrad g für alle Maschinengattungen.

Tabelle 11. Durchschnittswerte nach neueren Versuchen.

Leistung in PS =

2 20

bis

bis

20    50

50    ! 100

bis

bis

100 200

200    500

bis

bis

500    1000

Maxima 1 leistung Nor mal leistung . halbe Leistung . Leerlauf .

r- us o

GC_ GO <^>

o o o

00 CO T-t 00 GO 00 o ®~ O ©

000 ⁰ ho oo ho to »a cc

O » CI)

c®. o o © d

05 rf

OO 00 o ö' o d"

000

° ? 1 g

Beispiel. Eine Dampfmaschine soll normal 180 effektive Pferdestärken leisten, welche indizierte Leistung ist der Berechnung zu Grunde zu legen ?

180

Nach Tabelle 11 ist ^ = 0,88, also — Q — = 205. (Wird die Maschine nur halb Leiastet, so sinkt der Wirkungsgrad auf 0,83.)

Effektberechnung der Eincylindermaschine. ³)

Tabelle 12. Hülfswerte für p, w und pm (Auspuff).

9    10 Atm. abs.

normal

gesteigert \

normal

gesteigert /

Pm —

£ ^

«I M «I

r—i C\>    1 Ov|

Oj N) m de 0> hf OO

M 'S -jf CO cf cd cd

IM Ct) IM

cd cf cd ^

Tabelle 13.

p, w und

pm

für Kondensation.

9    10 Atm. abs.

normal

gesteigert

°o

œ

o" ^ 0Ó

normal

gesteigert I

pm

JND

Ol

ł—• Co of CN

Cö -¹⁰

CO

2,6 Atrn.

S,4 „

Beispiel: Die normale Leistung der Maschine ff = 0,4 m, ff = 0,7 m, n = 85, p — 7 Atm. abs. mit Ventilsteuerung ist zu bestimmen.

(Nach Gleich. 10) Wirksame Kolbenfläche = 0,98 ■ ~ -40² =    1232 qcm,

2-ff-w 2-0,7-85

„    9) Kolbengeschwindigkeit c =

60

a) Als Auspuffmaschine mit Dampfhemd.

60

= 1,98 m.

Aus Tab. 12 wird pm = 2,8 Atm., folglich indiz. Leistung: (nach Gleich. 4) Ni = 9

(Einfacher nach Seite 30: N( — 370Q-c = 370-0,1232-1,98

1232 1,98-2,8

75

- 91.

91 • Q in qm.)

Nach Tab. 11 Wirkungsgrad ^ = 0,87, folglich die effektive 1232-1,98-2,8

Leistung :

75

-0,87= ^ 79 PS.*)

b) Als Kondensationsmaschine.

Aus Tab. 13 wird pm = 2,1 Atm., mithin indiz. Leistung: (nach Gleich. 4) Ni =    ₌ ¹²³²^|8 2»¹

(Einfacher nach S. 30 : Vj ₌ 280 O-c — 280-0,1232 ■ 1,98-^69 • Q in qm.)

Nach Tab. 30 Wirkungsgrad rj = 0,87, folglich die effektive Leistung :

= -v. 68.

uz _„ Q'C-Pm

Ne ~    75

Ist für eine zu entwerfende Eincylindermaschine nur die Anzahl der Pferdestärken und der Dampfdruck gegeben, so nehme man pm nach Tab. 12 oder 13, c nach Tab. 14 an, dann wird der vorläufige Querschnitt des Cylinders :    ^    75 Ni

c-Pm

die sich ergebenden Werte sind abzurunden und dann eine genaue Berechnung mit einer als vorhanden gedachten Maschine durchzuführen ; man kann auch sofort Seite 30 benutzen.

Tabelle 14. Vorläufige Kolbengeschwindigkeiten (Eincylindermasch.).

■0,87

_ 1232 1,98-2,1

75

0,87 = -x, 59 PS. *)

(12)

für 10    25

c= 1,4 I 1,4

50

1,5

100    150 200    300    400    500 600    700 P S

1,6    1,7    1 ,S 2    2,1    2,2 | 2,3    2,5 m pr. Sek.

Kür Schnellläufer geht man bi.s 1,6c.

Die Maximalleistung**) der Eincylindermaschine.

Man unterscheide :

Betrieb normal (erste Spalte, Seite 30), gesteigert (Spalte a),

überlastet (Spalte b).

Mit der Leistung „gesteigert“ soll die Maschine dauernd arbeiten imstande sein, während „überlastet“ nur vorübergehend zulässig ist.

*) S. auch FussnoteJSeite 28 **j Man beachte auch Seite 30.

zu

03

Diagramme für p = 7 Atm. Leistung. Spalte a.

;z

?!•_

Li.

Spalte b. Spalte a.

IZ

LZ

BT V

n.

ITT

Spalte 6.

IrNas-ifs

i-———-

•|#35ifa

10 Ćł/rtt. . a&a.

Maximal

o *v*-< s ° ^ ^ nT S ^ ^

“SsîSs

ISs

Mittelwerte für Maschinen von 6 bis 9% schädlichem Raum.

i;

I*

il

m.

iü

11

83511=

«5-2 ils

8«S-i|ss

(J

LV

11. 8“& 11=2

Maximal

s«⁰» 15^

co ® S n co ^ ofoî $ i "'

Nor

mal

Mittelwerte für Maschinen von 6 bis 9% schädlichem Raum.

r!^f§§

il

■ c; überlastet N, = 540 Q ■ c.

If

Maximal

55$f§!

333§!s

131 œ §■£ I|s Sr

,1) rpss-iss

y/ Qs»3?|§

Maximal

I f>

Eincylindermaschine (Auspuff).

Stalls

4s^82 ²³

^ |1|a^§|5 5

Tabelle 15.

Bemerkung zur üfoxtwiaileistung.

Die Werte der Spalte a erreicht man mit Leichtigkeit, die der Spalte b (überlastet) sind nur vorübergehend zulässig.

.    . h in % =

Abs. Endspannung . . v> =

Mittlerer Kolbenüberdruck

Füllung . .

• Pm —

J Q = Kolbenfläche in qm, z. B. 7 Atm. abs. (Auspuff) Leistung: normal N = ayn o r-    , ,r

, Abger^dete üoberachlaawme m Elog™» p,„ * ^TiSn» W ÄtjUWiiSL« ~

Der Dampfverbrauch gilt für minderwertige Maschinen, für gute Ausführung

s. S. 40

il 2|2-i|ss

Eincylitldermaschine (Kondensation).

*•/

Maximal

il iss-sis s

Q-c~

Leistung *)

Dampfverbrauch **) . S, =

Ni

Tabelle 16.

Bemerkung zur Jl/axsimafleistung.

Die Werte der Spalte a erreicht man mit Leichtigkeit, die der Spalte b (überlastet) sind nur vorübergehend zulässig.

W = • Pm ⁼⁼

Ni Q • c

Dampfverbrauch **) . . g, ■=

..Am o/₀ = Abs. Endspannung

Mittlerer Kolbenüberdruck

Füllung . .

Leistung *) .

Effektberechnung der Kompoundmaschine.

Die Leistung der Kompoundmaschine ist gleich der einer Eincylindermaschine mit dem grossen Cylinder, bei welcher dieselbe Gesamtexpansion p : w stattfindet wie bei der Kompoundmasch. Es bezeichne wieder:

h, s, w, Füllung, schädlichen Raum, Endspannung, d, h‘ s' w\ Werte für den Hochdruckcylinder,

D, h‘‘, s", w" „

e = V:v das Verhältnis derCylindervolumen (Tab. 17 u. 18), hei gleichem Kolbenhub ist e = D²:d².

Q den Querschnitt des Ni ed e r d r uck cyl ind ers in qcm nach Gleich. 10 a,

hf die ideelle Füllung, reduziert auf den grossen Cylinder, entsprechend der Gesamtexpansion des Dampfes, s i den zur Bestimmung von (pm).

Wert für den schädlichen Raum,

(Pm)i den mittleren reduzierten Kolbenüberdruck in Atm.

w“ (1 -f si)

„ Niederdruckcylinder

einzuführenden ideellen

so ist:

— «»

.    .    (12a)

s"

V:v

.    (12b)

(Pm)i ~ k'P — (Po + ff) • • • Q‘C" (pm)i

.    .    (12 c)

Ni =

75

■ (12 d)

Tabelle 17. Hülfswerte für p, V.v, w“ und (pm)i (Auspuff).

w“ =

(12 e)

(12 f)

7    8    9    10    11    12 Atm. abs.

V:v =    1,9

2    2,1    2,2    2,3    2,4

normal

gesteigert j

w“

1,45

lß

To o«

1,8 Atm. ahs.

2,1

normal

gesteigert

CO

oT of

oo

of cvf

3 Atm.

3,4

Tabelle 18. p, V:v, w“ und (pm)i für Kondensation.

6    7    8    9    10    11 Atm. abs.

V:v =    2,2    2,3    2,4    2,5    2,6    2,7 2,8

normal

gesteigert

w“

0,7 0,75 0,8 0,85

1 1 1,1 1,1

0,95Atm. abs

1,2

normal

gesteigert /

CO

h »r

bo bo

'bi h-*-

CO QO

oT csT

2,4 Atm.

2,9

Die m Fig. 62 schraffierte Fläche stellt den Arbeitsverlust p₀ -j- ff für eine Kompoundmaschine mit Kondensation dar. Bestimmt man (pm)i aus Füllungsgrad und Dampfspannung nach Gleich. 12c, so kann gesetzt werden für Kompound-Kondensation :

[\

normal

Tabelle 20. Arbeitsverlust p₀ -f <x

po 6 — 0,6 Atm.

ohne Dampfmantel 30°/o mehr.

Fig. 62

gesteigert po -j- a = 0,95 Atm.

Beispiel : Die normale Leistung einer Kompoundmaschine mit Kondensation ist zu bestimmen ; gegeben sind :

Durchmesser des Hochdruckcylinders . . .

„    „ Niederdruckcylinders .    .

Gemeinschaftlicher Hub

.    . d = 400 mm

.    . D= 610 „

.    . H = 700 „

V : v = 2,35 „

. n = 75    „

Verhältnis der C y lin dervo lum e n Umdrehungen pro Minute . . .

Admissions druck ......

Schädlicher Raum des Niederdruckcylinders (Tab. 9)    . .5"='%^ 7%

p- 7 Atm. abs.

Bestimmung des Kolbenüberdruckes (pm)i *) Endspannung w = w“ nach Tabelle 18 .    .

Ideeller schädlicher Raum (nach Gleich. 12b)sj = Ideelle Füllung (nach Gl. 12 a) ht = °’⁷⁵    +°’⁰³)

0,07

2,35

w“ = 0,75 Atm. abs. Sj' = 0,03

- 0,03 . .    = 0,073

Spannungskoeffizient nach Tabelle 8 (S. 24)    . .

Gegendruck und Arbeitsverlust nach Tabelle 20 .    . . Po fff =0,6

also der mittlere K olb en üb er dru ck nach Gleich. 12 c:

(Pm)i = hP — (P₀ + ff) = 0,31 • 7 — 0,6 L6 kg pro qcm.

2-0,7-75

k = 0,31

Kolbengeschw. nach Gl. 9 c = wirks. Kolbenfläche nach Gleich. 10 a Q 0,99 -

*) Man kann auch (pm)i direkt aus Tab. 18 oder 22 (3. Zeile) nehmen.

60

= 1,75 m pro Sek.,

• 61² = 2880 qcm]

s h*

folglich die indizirrte Leistung nach Gleich. 12d: _ QcjPm)i ₌ 2880-1,75-1,6

75

75

= ^-108;

(Einfadier nadi S. 35 iVt- —220 • 0,288 • 1,75 ~ 108, Q in qm.) der Wirkungsgrad nach Tabelle 11 (Seite 28) ÿ = 0,88, folglich die effektive Leistung nach Gleich. 11 :

Ne = Ni-t] = 108-0,88 =

Für Ventilsteuerung ist (nach Tab. 9)    = 0,06, s“ = 0,07,

folglich nach Gleich. 12 e

Füllung Hochdruck h‘ =

95 PS.

2,35-1,07- °^

Hie Endspannung des Hochdruckcylinders nach Gleich. 13 :

_ (*' + s')-p _ (0,21 -f- 0,06) • 7 ⁼    1 + s‘ ~

0,06 = 0,21.

w‘

1,06

= 1,78

Eintrittsspannung Niederdruck nach Gleich. 12 g: p“ = w‘ — 0,35 = 1,78 — 0,35 = 1,43. Daraus folgt nach Gleich. 13a Seite 36: w" (1 + s")

h“

- s"

0,7-1,07

1,43

0,07 = 0,45,

wofür der Drosselung wegen 0,50 zu nehmen wäre.

Ist für eine zu entwerfende Maschine nur die Anzahl der Pferdestärken gegeben, so kann der vorläufige Querschnitt Q des Niederdruckcylinders auf folgende Weise ermittelt werden :

Man wähle (pm)j nach Tab. 17 bezw. 18 (Seite 31 und 32) nehme c an nach Tab. 19, so wird :

75 N{    «

(13)

c (Pm) i

¹

Für Hm& = 3 D.

²

Für die Expansionsperiode der Schiebersteuernligen ist der schädliche Raum etwas grösser, etwa das 1,2fache der obigen Werte.

t) Durch hohe Dampfgeschwindigkeit (40 Mtr.) und wenig Kolbenspiel kann s etwas kleiner ausfallen.

³

Bestimmung von pm nach Gleich. 5 Seite 33, wenn Füllung h und schädl. Raum s gegeben.

Spannungskoeffizient k nach Seite 34 ; p₀ -J- G nach Tab. 10 Seite 3G.

Tabelle 19. Vorläufige Kolbengeschwindigkeiten (Kompoundmaschine).

für

50 75 100 150 200 300 400 500 600 700 800 PS.

1,6 1,7 1,9    2    2,1 2,2 2,3    2,4 2,5 2,6 2,8 m pro Sek.

man

Für Schnellläufer geht man bis 1,4 c Zur Bestimmung der richtigen Werte ist dann eine genaue Rechnung mit einer als vorhanden gedachten Maschine (wobei sich gebräuchlichen Hauptdimensionen anzuschliessen hat, vergl. Abschnitt „Verschiedene Maschinengattungen“) durchzuführen (siehe voriges Beispiel).

Haeder, Dampfmaschinen.

schädl. Raum.

Mittelwerte für Maschinen mit 6 bis

Tabelle 2t- Zweifach-Expansionsmaschine (Auspuff).

Diagramme für p =9 Atm. (Normal).

irr7

yViîâitn.

r \ a C’ a

Ml

*■

• *tf!

M®

JssL

-7<

! | Spalte a

< ! (gesteigert).

im

yi

y,<

\F

•!

ri

Ml_____

(Spalte b überlastet)

Maximal

mal I a _J_b

1 $T2,1    2,5

13 i 16 I 19-

MJ*lś\Ł7

Nor- i

*0

le

11

•c

H"

*.

53

490

U,Ds)

5,8

O) CO est V tjT <sT

Hkg

co" ^ ^

«-S:SS

190 I 215

210 230

400 ! 445

(1) i (1,12) 4,0    4,9

fè 51 II

COt- H    O

co" cm" cd"    ^

CT⁰* en"

17

3,3

I> Ci

-T-<©f

00 ^ »D CQ⁰'* OS

«*3

54

480

(t.DS)

6‘S

4,2

6,6

11,5

0> CO *D *"i

co'^ ^ ^

T ^ CD r-t

co T—r co ^

»O

lO

ts. ic (NJ

co-T ^ ^

|1 ŚS5- S2-SS?

Maximal a I b

03 co co

SS⁰⁹

225

200

225

200

205

185

195

170

430

(UP)

385

ö)

470 O.DS)

420

(1.13)

370

(O

4,6

3,7

5,0

57

430

(lyS6)

:l"

176

(sert)

Q8S

*u «a ^

«DW *cl I ^

ss- s- Il

3,6

6‘S

19

oj

°l H

■* eSpD »o

3,5

2,3

5,3

*0

Oo CO K> O) CD co" *dT ^

•HS Si

fto

11 SSs-|°»sss § § i|=|g-|sg- S- j~

SS«

°o-,N

^ C ) d>

*»3

iO D 05 CD

ofrT ’CO ^

196

160

165

135

1*1155

îîte

ss g

«~S‘3S

ri

iftaw §

355

(1,15)

300

CSS

“oT

& as- 5!

2,9

S‘S

CD 00 T* Ccf i-T

2,6

2,6

e‘ü i

s äjslst» a

ï'siTfsT

w .<» - CQ    «-

Î90

12 j 12,5 \ 13    12

Bemerkung zur Maxim,al\m\\in§:

Die Werte der Spalte b (überlastet) lassen sich nur unter besonderen Umständen erreichen; for gewöhnlich benütze man Spalte a, welche ohne Änderung der Steuerung zu erreichen ist.

Endspannung Atm, ats. w" = Ideelle Füllung h, % . .

(Pm)i.........

Hochdruck

Niederdruck

Pm

( Hochdruck h' °l Niederdruck h“

Hochdruck

Füllung in °/

Q-c³⁼’

Niederdruck = Q-c

Sumsiei

•)

N<

Gesamt

_____ Q-c~

Druck in, Receiver •*)    ! T .

HocMr. f) Niederdr.j) Gesamt-_druck t)

Dampfverbrauch S,.    . . ca.

Coïnpeund

_3 kurblig

Tandem

1 kurblig

7. ? ^ abs- Diö FOÜung des Niedordruckcylindere der Leitung entsprechend    ^ ^    ^ = ³⁴°' Ç

-    -'aas«—— « a*. M

Der Dampfverbrauch (letzte

Zeile) gilt für minderwertige Maschinen, für gute Ausführung s. S. 41.

Druck

Ulf

toten

Punkt

2,8

Diagramme für p = 7 Atm. _ (Normal)

«elfe

Maximal a | b

1,45

12

f'S

p";

Spalte a

36

(gesteigert)

\/j-^

I r-4

455

(i,D

r-r

3,6Q 3,5 Q

V/

-4

-2:ba

Spalte b (überlastet)

6,3 Q

180

205

335

(1,2)

fc

Mittelwerte für Maschinen mit 6 bis 9⁰/„ schädl. Raum.

2,7

2,6

2,5

2,4

« 2-

©

*0

<0

Maximal Nor-b mal

Maximal N or-a | b mal

Nor

mal

Nor- j Maximal mal

iä

Nor- Maximal mal a | b

r

•i-

g'C' 2- M 2- § m

1,42

13

3,3

39

145

175

1 s S- %% S-

440

(1,5)

a con o co' co'cn' çrC

C^o °0 ^io O cg g

190

365

(1.2)

rs

2,8

5,4

S- S 22- s g) 2 | ils 2- 22- 2-

»i "H j

(9‘r)

co co“co⁻ io'

2-3 £    SS

0,85

7

AI

LZ

•1,05

20

38

135

170

2- S*|£r ‘*|

! âs - 2-2- 5-

Oj *0 °Q.    O)

0$    Ml

2-3 «r 2-2- s 2

165 i

145

310 880 (1,25) (1,5)

s- 2-£ 2-

®|».K ®|

C\> j <P> |0) ^ I

ë-”2-2-g-§2 § § l|s12-2-2-5-

03.t.is M '■M <M

<o

MH

^ 3 sf 2-’~l ®? 'S

c2 00 M °° O CO

f“H    OQ

Od CO °0 ^ Of

14

1.85

150

1 ln

135

oo

Mi

io te MO °s '*

130

120

11)2-2-2 2-

285

(1,3)

2,4

2,3

2,2

Ä50 316

(1,3) (1,6) 2,1    2,5

<X! to O

<sf «f v

~||<Â    ®|

«h- cd

2-® 3-2-2- s!S S ë? ||s 2--2- 2

.1

Csf

*15 T.

^ CJ c\j

H»

sClta

le

120

i oo

220 ! 280

(.m i a,«)

Mh oo 03

cvT ’-TcsT o$

S-22- 2o- £3

1,2 1,8

1.7    Q Ą75

IQ 1,6

2.7    Q SjO

eL

-s

.•s

(NI

CM

J&

<D

Bemerkung zur Maximalleislung:

Die Werte der Spalte b (überlastet)

lassen sich nur unter besonders gün-

stigen Umständen erreichen; für

gewöhnlich benütze man Spalte a;

diese Leistungen lassen sich ohne

Änderung der Steuerung erreichen.

Endspannung Atm. abs. w = Ideellerüllung kt %

Hochdruck

Hochdruck h .

Niederdruck h .

Füllung in % [

Hochdruck

Niederdruck

Gesamt

Leistung

Druck im Receiver **)    . .

Compound iHochdr. |)

Niederdr. t)

CM

Druck

• un

Gesamt

druckt)

toten ] Tandem Punkt |    1 kurbiig

_ ca. I 8,8 1 9,4 1 10 1 8,3 [ 5,5 [ 9,4 | 8,2 | 5,7 [ 9,3 | 8 | 8,5 [ 9 | 7,8 1 5,2 | 8,5 | 7,7 | 5 | 8,4 | 7,6 | 7,9 15,2 |

*) Q = Querschnitt des Niederdmokcylinders in Quadratmeter. Beispielsweise für 7 Atm. abs., normal N, — 220 - Q ■ c.

**) In Atm. abs. Die Füllung des Niederdruckcylinders der Leistung entsprechend eingestellt.

t) kg pro qcm, reduziert auf den Querschnitt des Niederdruckcylinders. Zur Bestimmung der Zapfendimensionen nehme man «. wenn Spalte b ist nur vorübergehend zulässig. Beispiel: Querschnitt des Niederdruckcylinders Q = 4000, Dampfdruck 8 Atm. abs. t als Lagerdruck 2,6 • Q = 2,6 ■ 4000 = 10400 kg ; für die Tandemmaschine (1 kurblig) wären 4,6 - Q = 4,6 • 4000= 18400 kg zu Grunde zu legen. Der Damptverbrauch (letzte Zeile) gilt für minderwertige Maschinen, für gute Ausführung s. S. 41.

Dampfverbrauch St

Die nachstehenden Fig. 82 u. 83 geben ein allgemeines Bild für Kompoundmaschinen mit um 90° versetzten Kurbeln.

Dampfdiagramn? der Normalleistung für Kompoundmaschinen.

Fig 82.

to

ü;

x&_

JC-

/?

S'

S"

w‘ —

(k‘ -f s‘) p

1 +V ’

w“ =

h‘ ==

w‘ (1 + *')

(/«" + *“) P" 1 + *" w" ( L + «")

•    •    (13)

— a" . (13a)

—

w‘ — p“ Spannungsunterschied.

Die Leistungen der beiden Cylinder sind annähernd gdeich.

h“ =

V“

Dampfdiagramm der Maximalleistung für Kompoundmaschinen.

-- r _

■V

' ~~y'l

y'

Ä'

Fig. 83.

K- -

fvIX

■ït

«T

S"

Tabeile 23. Leistung gesteigert und überlastet.

Wie aus Tab. 21 u. 22 Seite 34 und 35, Spalte a und b, ersichtlich, stellt sich (pmy bezw. die Leistung:

Bei Auspuff / gesteigert ~ 12% über Normalleistung.

Effektberechnung der Dreifach-Expansionsmaschine.

Auch hier gilt der Satz: „Die Leistung der Dreifach-Expansionsmaschine ist gleich der einer Eincylindermaschine mit dem grossen Cylinder, bei welcher dieselbe Gesamtexpansion stattfindet, wie bei der Dreifach-Expansionsmaschine,“

Die Gesamtexpansion ist:

Es bezeichne :

h, w, s Füllung, Endspannung, schädlichen Baum, d', h‘, s‘, w‘ Werte für den H o c h d r uc k cylinder, d“, h“, s", w"    „

D, h'“, s“‘, w“‘ „

II : I das Verhältnis der Cylindervolumen =

₌ P_

Admissionsdruck in Atm. abs. Endspannung in Atm abs.

,, Mittel druckcylinder,

,, Niederdruck cylinder,

HI: I „

Mitteldruck vol. Ilochdruckvol. ' Niedcrdruckvol. Hochdruckvol. ’

Q den Querschnitt des Niederdruckcylinders in qcm,

(pm)i den reduzierten mittleren Kolbenüberdruck in Atm. hl die ideelle Füllung, reduziert auf den grossen Cylinder, entsprechend der Gesamtexpansion des Dampfes,

$i der zur Bestimmung von (pm)i einzuführende ideelle schäd-liche Raum.

Es ist nun bei gleichem Hub aller drei Cylinder (vom Spannungsabfall abgesehen):

ohne Berücksichtigung

des schädlichen Raumes :

III _ p 1    1

BÄ⁷ “ w,T‘ ~ h‘ ' h⁷⁷⁷

mit Berücksichtigung des schädlichen Raumes

III-(1 + *"') _

I. (h‘ -f s') ~ w,u h‘ + *' ’ h“‘ -{- V" Bestimmung des mittlßren Kolbenüberdruckes (pmy Endspannung w“‘ nach Seite 38 Tab. 25.

si =

s“‘

III : I

(14)

(15)

hi = w“‘-

(Pm)i = k'P ~ (Po + <*)in kS Pro dem . . . (16) k aus Tabelle 8 Seite 24.

Die in Fiff. Si schraffierte Fläche stellt den Arbeitsverlust p₀ a iür eine Dreifach-Expansionsmaschine mit Kondensation dar. Bestimmt man (pm)i au9 Gleich. 16, so kann gesetzt werden:

Tabelle 24. Arbeitsverlust p₀ -f <r

Fig. 84.

für Dreifach-Expansion mit Kondensation.

Cylinder mit Dampfmantel

normal p₀ -f a = 0,8

gesteigert p₀ + a = 1,2

indizierte PS.....(16 a;

Die Leistung ergiebt sich dann zu:

Q ' (Pm)i ' c

=    75

worin Q Querschnitt des Niederdruckcyl. in qcm nach Gleich. 10 a, c mittl. Kolbengeschw. in Mtr. pro Sek. nach Gleich. 3-Bequemer wählt man (pm)i aus Tabelle 25.

Tabelle 25. p ; II : I ; III :l; w'“ und (pmy (Dreifach-Expansionsmaschinen mit Kondensation).

p= 10

11

12

13

14    15 Atm. abs.

11:1 = 111:1 =

lO lO CU CO

c4 uV

en K;

Ol 05

O lO CO CO OÎ lO

^ 00 04 iO

àO

normal

gesteigert

Qi O

^ o

Ot Cn

0,7 j 0,75 0,8 j 0,85

o

oo

iO io 00 Ci

o

normal

gesteigert

j (Pm)i

00 05

04

ÏN

of cvf

Ist nur die Leistung einer Maschine gegeben, so nimmt man die vorläufige Kolbengeschwindigkeit aus Tabelle 26.

Tabelle 26. Vorläufige Kolbengeschwindigkeiten.

100

200

300

400

2,2

2,4

i* § 00 o

700

1000

3.1

1500 PS. 3,2 Mtr.

Beispiel. Es ist eine Maschine für 600 Nutz-PS. mit Kondensation für günstigen Dampfverbrauch bei p = 11 Atm, zu konstruieren.

Nach Seite 28 ist der Wirkungsgrad r] = 0,9, also nach Gleich. 11

! 00

Nach Tabelle 25 wird (pmu = 1,8. Die Kolbengeschwindigkeit nach Tabelle 26 zu c= 2,9 angenommen ergiebt

„a££ _ ⁷⁵ * Ni ₌__

4 c • (Pm^i ' L®

1100 mm.

Noch einfacher rechnet man nach Seite 30, Spalte IV 687

Q ⁼ 240 . 2 9 = 0,9650 qm’ alS° V =

also I)

Nj

Q’c

240:

75 • 667    5C025

5,2

= 9650 qcm,

1,10 m.

>>

))

Tabelle 27. Gesteigerte Leistung und Maschine überlastet. Leistung gesteigert ist etwa 10 °/o höher als Normalleistung. Maschine überlastet „    ,, 23 °/₀    ,,

(Gesteigert entspricht Spalte a, überlastet Spalte b auf S. 39-)

Tabelle 28.

Oreiiach-Expansionsmaschine (Kondensation).

Mittelwerte für Maschinen mit 6 bis 9 °/₀ schädlichem Raum.

CyUn'derverhältnisse j

11:1= 2,3 III: 1= 5,5

11:1= 2,4 III: 1= 5,8

11:1 = 2,5 III: 1= 6

Bemerkung zur

ilfhx/rwatläistung.

Die Werte der'Spalte b (überlastet) lassen sich nur unter besonders günstigen Umständen erreichen; für gewöhnlich beRütze man Spalte a, diese Leistungen lassen sich ohne Änderung der Steuerung erreichen.

Beispiel: für 13 Atm. abs. Normal N{ =• 300 Q-c Maximal Nt = 335 Q c überlastet Ni — 370 Q c.

11

\ «at

Nor

mal

Maximal

Nor

mal

Maximal

Nor

mal

Maximal

Endspannuug abs. . . ro“‘- 0,7 Ideelle Füllung

hi °io- 5,8

!»«).

II

Pm

Hochdruck . Mitteldruck •

. -,

s« S

SSI

1 1,15 0,6    7,2

3 3,3

Niederdruck • •

4,3

1,6

0,8

III

Füllung

k‘

Hoobdruck Mitteldruck    h"

| Niederdruck    h‘r

32    36    41 7 34

40    40

m 39

38

38 .

03 CO CÛ rP? 05 O O O O

ç» Ce C« io O» ^ Ci ce II ho te O,

Hochdruck

100

100

15

110    125

IV

Leistung

Mitteidruck

85

90

100

110 120

Niederdruck

Ni

Gesamt

Q ■ c N _ <Tc~

90

110

120

140    155

275    310    300

(1,14)    (1,28)    (1)

335 370 362 400 440

(1,12) (1,25)    (1)    (1,1)    (1,22)

Receiverdruck ¹>

Atm. abs.

I-II II -III

3,9    4,4 4,9 4,6

1,5    1,7    1,9 1,7

5,1 5,6 5,6 0,2 0,7 2    2,2 2,0 2,3 2,5

VI

VII

Druck

im

toten Punkt t)

1,3

Hochdruck J 3kurbeiig Mitteldr.

Niederdr.    _

Har. u.Mdr~ 2^3Q~H,7i 2,3    2,6

Niederdr.

O² O² O² co^ o_ co

1,5

N 10

j Tandem [2kuibelig

Dampfverbrauch . S, ff) j 6,8

1,30    1,5    1,7    1,5

7    7,2    6,6

P >IP    > >

^ |    ^ ô»

S-S-S

Abschnitt V.

*)

Der Dampfverbrauch.

Der Dampfverbrauch wird in kg pro Ni und - Stunde ange

geben.

Es bezeichne allgemein:

„ Stunde.

In den nachstehenden Dampfverbrauchstabellen ist die

ökonomisch günstigste Leistung

der Maschine zu Grunde gelegt. Abweichungen von dieser nach grösserer oder kleinerer Leistung erhöhen den Dampfverbrauch.

Tab. 29. Gültig für alle Maschinengattungen.

Erhöhte Leistung.

Normale Leistung-Leistung- .    .    .    .N{,

Dampfverbrauch .    . Sj

1,1    1,2    1,3    1

1,02 1,04 1,06 1

TL

1.5 Ni 1,15 Si

Beispiel: Eine Eincylinder-Auspaffmaschine von 700 Hub leistet nach Seite 29 bei 7 Atm. abs. normal 91 indizierte PS., nach Tab. 30 ist der Dampfverbrauch S,- = 12,1 kg. Welcher Dampfverbrauch pro tritt ein, wenn ich die Leistung um 20%, also auf 91 ³1,2=109 indizierte PS. erhöhe ?

Nach Tabelle 29 wird St- = 1,04 12,1 =12,6 kg, also nur 4% mehr.

Dampfverbrailch S{ (kg pro N{ und Stunde).

800 900 1000 1500

77 IT 65    53

Kolbenüub II= 300 400 500 600 700 Tab. 30. Tourenzahl n= 150 120 106    95    85

2,6

P Pm sn Sv= ⁵’8    5’3    4>6    4’3    3’8    3-6    3’2    3,1

Ein-

Cylinder-

Auspuff.

Ji=l,7-2D

co co œ jo jo jo M- h-

05WO³dCOO³4CÜ

21,4

17,8

15,8

14,8

14,1

13,6

13,2

13,0

20,8

17,2

20,2

16,6

15,2

14,2

13,5

13,0

12,6

12,4

14 6

13,6

12,9

12,4

12,0

J- J® vî⁰ Jh & & ÿisiKjsCücoœo

19,4

15,8

13,8

12,8

12,1

11,6

11,2

11,0

19,2

19,0

13,6

12,6

11,9

11,4

11,0

18,8

18,2

18,6

13,2 12 2

11,5

11,0

10,6

10,4

18,0

12,6

11,6

10,9

10,4

10,0

9,8

Tab. 31.

Tourenzahl H= 300 400 500 600 700 800 900 1000 1500 Kolbenhub n= 150 häÖ” 106 95 DÎT 77 ~70 65~ ~53~

Ein-

Cylinder-Konden-sation. ZT—1,7—2D

R,

Vm

1,5

1,8

2,1

2,3

2,5

2,7

2,9

SZwei-

Cylinder.

(Kom

pound)

Auspuff.

6,8

6,4

6,1

5,9

5,6

5,3

3,0    5,1

Kolbenhub fl= 500 COQ J00 jiOO 900 1100 1200 D300 Tourenzahl w= 90 80    75    70    67    60    56    50

(Pm)i

^v=

2,9    2,8    2,7    2,6    2,5    2,3    2,2    2,0

2,3

2,5

2,7

2,9

3,1

3,3

7,8

7,4

6,6

6,2

si=

10,9

10,7

10,3

9,9

9,5

9,1

9,4

(9,3

LB,9

Tab. 33. Kolbenhub 500 600 700 800 900 1100 1200 1500 Tourenzahl n— 90    80    75    70    67    60    56    50

Z wei-

Cylinder (Kompound) mit Kondensation.

c<T

00

bO

Ob

ec

OcT

-s

^ »O CO N CO C5 2

to to to

co i> (M 05 t> cd irr

CO iO io ^ r# TjT

=* * ä?

00 O I>N cc C 0 A A A *1 °. ®. *

GO GO t> i'* I> CO CD

00.SP:« w -tq

00 CO t> £• I> I> i>

® A '4 A A -.

00 00 l> j> t> I> t>

- q -, * ■*....

05 CO GO l> O t>

05 GO CO fc» t> l> L'-

Drei-

Cylinder

(Dreifach-

Expans.-

maschin«;

mit

Konden

sation.

Kolbenhub H= 51)0 (500 700 »00 900 1100 1200 1500 Tourenzahl n= 90    88 85    82    80    76    73    65

St ©

1,6

1,8

2,0

2,2

2.7

4,9

4,8

4,7

4,6

4.4

I 4,2

6.2    6,1 I 6,0 I 5,9

Beispielt'Eine Eincylindermaschine, 700 mm Kolbenhub mit Kondensation arbeitend, benötigt nach Tabelle 3L bei 6 Atm. Betriebsdampfdruck, also 7 Atm. abs. =9,7 kg Dampf pro IVj und Stunde.!

Im grossen ganzen wird der Dampfverbrauch bei gebräuchlichen Ausführungen auch vom Kolbenhub beeinflusst. Vertikal m a sc hi n e n (also Maschinen mit sehr kurzem Hub) haben naturgemäss (bei derselben Kolbengeschwindigkeit) grössere schädliche Räume, demzufolge auch etwas höheren Dampfverbrauch. Man kann aber obige Dampfverbrauchstabellen auch für v e r t i k a’^e Maschinen zu Grunde legen.

Abschnitt VI,

Gestängedruck.

¹

Die Füllungen der Leistung entsprechend eingestellt. • f) kg pro qcm, reduziert auf den Querschnitt Q des Niederdnickcylinders.

Zur Bestimmung der Zapfendimensionen ist Spalte a (die fettgedruckten Werte) zu Grunde zu legen, da die Leistung nach Spalte b (überlastetenur vorübergehend zulässig ist. tt) kg pro N und Stunde,Überschlagswerte.

Der Dampfverbrauch gilt für minderwertige Maschinen, für gute Ausführung s. S. 41.

²

Q = Querschnitt des Niederdruckeylinders in Quadratmeter.

³

Eingehend bearbeitet in „Haeder, Indikator“, III. Aufl.

Hauptlager, Kurbelzapfen und Kreuzkopfbolzen.

Die in Dampfmaschinen auftretenden Drücke sind mannigfacher Art. Sie hängen nicht nur ab von Abmessungen und Dampfdruck, sondern auch vom Spiel in Zapfen und Lagern, Lockerwerden von Schwungrad, Kurbel oder dergl., nicht ganz fest auf dem Fundament befestigten Kähmen, momentane Druckerhöhung durch Wasser im Cylinder, Keibung durch Heisslaufen von Kolbenstange und Lagern u. s. w. ¹)

gezwungen, entsprechende Prüfung der einzelnen Teile auf Festigkeit nur mit den theoretischen Drücken nehmen; als solche kommen besonders in Betracht:

Diese Drücke rechnungsmässig zu bestimmen ist unmöglich, und sind wir

vorzu-

1.    der Druck im Hauptgestänge (Druck in der Cylinderachse, also in der Kolbenstange),

2.    der Druck im Hauptlager,

3.    „    „    „ Steuergestänge.

Viele Teile, z. B. der Rahmen, lassen sich auf Festigkeit überhaupt nur an einzelnen Stellen prüfen, so z. B. kann man die Scherbean-spruchung der Fundamentanker kaum ermitteln, da die in Betracht kommenden Drücke sehr verwickelter Art sind. Man begnügt sich mit Dimensionen, welche sich in der Praxis im Lauf derZeit ergeben haben. Jede weitgehende Abweichung von diesen, welche etwa eine Berechnung ergeben sollte, muss man vermeiden.

a) Der Druck im Hauptgestänge.

Der grösste auftretende Druck (in der Totpunktlage) bestimmt sich zu:

Eincylinder

(17)

p‘ — Q (P—Po) Kompound (2kurblig)

p‘ = Qi (p— pr) bezw- Q(Pr — Po) • • • • (17 a)

Tandem (lkurblig)

. . (17b)

p¹ = Q₁(p — pr) 4- Q (pr — p₀) .    .

worin

Qi Querschnitt des Hochdruckeylinders, Q Querschnitt des Nieder-druckcylinders in qcm, p Eintrittsspannung, p Receiverspannung, p₀ GegendruckspannunginAtm. abs (s. Gleich/ia,2a, 2e S.14,16,19).

zu

Je nachdem die Maschine schwach oder stärker belastet ist, schwankt der Betrag p — pr und pr _ pQ_ Wir müssen aber für unsere Berechnung den grössten auftretenden Druck Grunde legen, letzterer ist in der vorletzten Kubrik (Druck im toten Punkt) der Tabellen 21, 22 u. 28 unterstrichen.

b) Der Druck im Hauptlager.²)

Das Hauptlager ist mit der wichtigste Teil einer Dampfmaschine, und. muss der Konstrukteur über die im Lager auftretenden Druckverhältnisse vollständig im Klaren sein.

Diese Klarheit erreicht er nur durch selbständiges Durcharbeiten eines Beispieles.

Es sei zu untersuchen, wie sich bei einer Eincylinder-maschine die Lagerdrücke in den verschiedenen Kurbelstellungen verhalten, in welcher Kurbelstellung der grösste Lagerdruck sich einstellt und welche Richtung dieser Druck haL

Sodann ist zu untersuchen, ob die Maschine auch bei abgenom-nienem Hauptlager decket arbeiten kann.

Man zeichnet zuerst den allgemeinen Kräfteplan (Fig. 85 und 86) ohne Berücksichtigung der Länge der Kurbelachse und des Schwungradgewichtes.

■M

W-

Fig. 85. Kräfteplan.

7>

-r

Fig. 86. Zerlegung der Schubkraft.

Es sei:

P' der Kolbendruck,

P die in der Treibstange auftretende Schubkraft,

V der auf die Geradführung wirkende Vertikaldruck.

Die Scliubstangenkraft Pist annähernd gleich dem jeweiligen Kolbendruck, also

P = P‘ .    .

(18)

und zerlegt sich in T die Tangentialkraft (Umfangskraft) und C die Centripetalkraft (Fig, 86).

Die Grössen dieser Kräfte lassen sich ohne weiteres bestimmen^ wenn der Kolbendruck P‘ der betreffenden Kurbelstellung bekannt ist. Denken wir uns also das Hauptlager in derselben Ebene wie die des Kurbelzapfens, so ist der Druck im Hauptlager in Richtung Und Grösse gleich dem am Kurbelzapfen. -Das

III. Aull.

von

U-

f \

;a-v

iii: i \

3®§

iif

\m

Fig. 87. Bestimmung des Druckes im Hauptlager.

Wenn X der mit dem Treibstangendruck gleichgerichtete Lagerdruck, so ist

P Schubkraft der Treibstange,

Gi S'chwungradgewicht,

G Lagerdruck durch das Schwungrad,

B Grösse und Richtung des Lagerdruckes mit Berücksichtigung des Schwungrades.

Moment rechts Mr = P-L Moment links Mi =» X-(b -f- c), PL 5 + c

Gebräuchliche Ausführungen ergeben v~r halten also als

also Druck im Hauptlager X =

• • (10)

b-{- c

= 1,2 ; wir er-

Lagerdruck X = 1,2 P. . .

. . (20)

wie in Fig. 87 eingezeichnet.

Der Druck und die Druckrichtung im Hauptlager ändern sich mit jeder Kolbenstellung; er ist am grössten während der Admissionsperiode und nimmt ab während der Expansionsperiode.

Der Einfluss des Schwungrades auf den Lagerdruck.

Das Gewicht Gi des Schwungrades wirkt senkrecht nach unten, sucht also die Achse auf die Lagerschalen zu drücken. Wir haben hier nach Fig, 87 (für das Schwungrad) :

Moment links Mi = Gx ■ c Moment rechts Mr = G ■ (b -f- c) also senkrechter Druck auf das Lager Gi • c

> (Mittelwert G = 0,5 GJ ...    (21)

also :

? 0!..

Fig. 88.

ohne Schwungrad.

-tP

m

„u’M

Fig. 89. mit Schwungrad.

P ist die Kraftrichtung der Treibstange,

1,2 P zeigt Richtung und Grösse des Druckes im Hauptlager, (ohne Schwungrad Fig SS);

a wäre der theoretische Berührungspunkt des Lagers mit der Schale (ohne Schwungrad Fig. SS);

R die Grösse und Richtung des resultierenden Druckes; b den theoretischen Berührungspunkt von Lagerlauf mit Schale (mit Schwungrad Fig. 89);

Durch die Einwirkung des Schwungrades verrückt also die jeweilige Berührungsfläche etwas nach unten, weil eben das Schwungradgewicht stets nach unten drückt.

Wir wollen nun ein Beispiel durchzeichnen für eine Maschine ohne Kondensation von:

Cylinderdurchmesser D = 570 mm, wirksame Kolbenfläche Q = 2500 qcm, Kolbenhub 1000 mm; Dampfdruck p — 6 Atm. Gewicht des Schwungrades 10 000 kg.

Die Massenwirkung sei ausser acht gelassen, der Einfachheit

wegen.*)

Entwerfe das Diagramm für Normalleistung Fig 90.

Trage die Drücke nach Fig. 91.

Zeichne Fig. 92 Kurbelkreis und Treibstangenlänge mass-stäblich die Kurbel für 1, 5, y (Druckwechsel), und 10 Kolben-steilung.

Berechne die wirkliche n Drücke für 1, 5 und 10 Kolbenstellung, so ergiebt sich :

im Kurbelzapfen

im Hauptlager \für Kurbelstellung

1,2 P = 17800 kg 6500 „ 1,2 P = 7800 „

P = Q .p₁₀ = 2500 ■ 1,8 =    4500 „ 1,2 P = 5400 „

Fig. 91 gemessen und in Atm. eingesetzt.

P=Q.Pl = 2500 ■ 5,9 = 14800 kg P=Q.p₅ = 2500-2,9 =

aus

Vi Pb Pio

Q Querschnitt des Dampfcylinders in qcm.

10

^35. *) Nur bei schnelllaufenden Maschinen hat die Massenwirkung auf das Gesamtbild merklichen Einfluss.

Trage nun der besseren Uebersieht wegen die Werte für P und 1,2 P nach Fig. 95 auf, als Maassstab sei gewählt 1 = 1000 kg, also für Kurbelstellung 1 wird und 1,2 P— 17 8 mm.

14800

1000

mm

= 14,8 mm

t~\

/-

o-

Fig. 90. Dampfdiagramm.

Fig. 92.

Kurbelstellungen und resultierende Druckkurve für Hingang.

tt

\.

ftl

O / Z 3 i S 6 7 8 9; 70

21

5 Er

pé\

rr

G ⁹ ~5

Hingang'

_r _j

: fr

i 1 ! J

C / Z 3 iS 6~7 8 9 JO

Rü^Acrang

Fig. 91.

Druckdiagramm.

Fig. 93.

Bestimmung von R für die Kolbenstellung 5.

Fig. 94.

Resultierende Druckkurve für Rückgang,

ft

1000 kg.

Fig. 95.

Aufträgen der Werte für P und 1,9 P.

Ca

«N

Ci

V)

'S

1 mm

Trage nun den Druck im Hauptlager (also 1,2 P) in'-der

Schubrichtung nach Fig. 93 auf, ferner G vertikal ab (G nach

Gleichung 21) ca. 0,5 Gl =

0,5-10000    ,    .    ,

1000

Kraftparallelogramm den resultierenden Lagerdruck P nach

— = 5 mm und bestimme durch

Grösse und Dichtung.

Auf diese Weise zeichnen wir nun in Fig. 92 die G-rösse 1,2 P ein und bestimmen P.

Für Kurbelstellung 5 ergiebt sich z. B. P — 8 mm, demnach Lagerdruck 8-1000 = 8000 kg.

In Fig. 92 sind für 10 Kurbel Stellungen des Hinganges die Resultanten R eingezeichnet und für die Kurbelstellungen 1, 0, 5, 9, 10 mit den entsprechenden Buchstaben bezeichnet.

Wir erkennen daraus, dass bei gewöhnlichen Maschinen die Richtung aller Drücke im unteren Halbkreis liegt, der Lagerdeckel erhält also keinen Druck.

Der grösste Lagerdruck äussert sich im toten Punkt, zu Beginn des Anhubes, also Kurbel horizontal. Grösse und Richtung dieses Druckes ist in Fig. 92 mit 0 bezeichnet.

Den kleinsten Lagerdruck haben wir in der Kurbelstellung y {Fig. 92). Hier drückt das Schwungradgewicht den Lagerlauf mit G = 5 • 1000 = 5000 kg vertikal auf die Lagerscbalen.

Die Maschine könnte also

mit abgenommenem Lagerdeckel

arbeiten.

Zusammenstellung der ermittelten Regeln.

P‘ Schubkraft in der Kolbenstange (also Kolbendruck),

P Schubkraft in der Treibstange und im Kurbelzapfen.

Wir setzen als zulässig Gestängedruck P‘ = P .    .    .    (22)

X= P-

nach Fig. 87

Schwungradgewichtes j X —1,2 P (Annäherungswert) ^23 )

Druck im Hauptlager

ohne Berücksichtigung des t

Einfluss des Schwungradgewichtes Gv

Senkrechter Druck im Hauptlager durch Schwungrad

g = £cî . .

b -j-c

angenähert: G ^ 0,5 Gl .    .

Aus 1.2 P und 0,5 Gl wird R bestimmt durch das Kräfteparallelogramm nach Fig. 93, dann haben wir:

R Grösse und Richtung des Lagerdruckes.³)

. . (.24)

(24a)

Man ermittelt also nach dem entworfenen Dampfdiagramm den Dampfdruck für die Kolbenstellung 1 —10 {Fig. 90 und 91), bestimmt nach Fig. 92 und 93 für die verschiedenen Kurbelstellungen die Schubkräfte P, 1,2-P, 0,.5-Gl und hieraus den resultierenden Lagerdruck R. Man erhält dann, wie auf Seite 46 gezeigt, die Grösse und die Richtung des Druckes im Hauptlager für jede Kurbelstellung.

Einfluss des Kiemenzuges auf den Lagerdruck.

Wie sich aus Nachstehendem ergiebt, ist der Einfluss des Riemenzuges unerheblich. Legen wir eine normale Maschine zu Grunde, bei welcher Schwungraddurchmesser gleich 5 X Kolbenhub ist und bezeichnen wir mit: Q die wirksame Kolbenfläche in qcm,

Yj — 0,85 den Wirkungsgrad der Maschine,

K den Riemenzug in kg,

H den Kolbenhub in Mtr., n die Tourenzahl der Maschine, pm den mittleren Kolbendruck in Atm., so rechnet sich die effektive Leistung

am Schwungrad 5 • H • 71 • n

K-

60

N‘ ='    75

Nach gehöriger Reduktion:

im Dampfeylinder

0,85 • Q •pm

2 Hm

60

75

■ (25)

0,85 • — • Q • pm .    .

demnach die vom Riemen zu übertragende Kraft (Umfangskraft des Schwungrades) in kg

K • 71 =

• (26)

K— 0,1t • Q . pnl

d. h. bei einer normalen Eincylindermaschine kann man die Umfangskraft des Schwungrades = 0,11 mal mittleren Kolbendruck ansetzen (pro qcm Kolbenfläche).

Man rechnet nun allgemein JFïgr. 96 :

Riemenspannung im ziehenden Trum = 2 K

(27)

„ gezogenen

Gesamtriemenzug = 3 K

(28)

Mt

mm

■sg)

Hilf)

Fig. 96. Uebliche Anordnung.

Bezeichnen wir nun nach Fig. 9'?’ mit b die Entfernung vom Riemenscheibenschwungrad bis zum Hauptlager,

hinteren

Lager, so erhalten wir als Druck im Hauptlager

«•ÎTÏ

t ar übliche Ausführung ist ungefähr b = c, demnach

.L

.................jgÉ,

^/// '■'//AW7/y/‘//////////////Ą///////////y} . \. \| || yZy*

mW

Z//////////

Fig. 97. Bestimmung des Drudtes im Hauptlager.

3

Lagerdruck = — K — 1,5 K, den Wert in Gleichung 27 eingesetzt ergiebt

Lagerdruck durch Riemenzug:

Z-= 1,5-0,11 Qpm ^ 0,16 QPm . . .

Mittelwerte für pm und Z P “6 Pm —

Lagerdruck durch Riemenzug Z =0,4 Q 0,48*0

Diese Werte eingesetzt ergiebt:

Lagerdruck hinten......

„    vorn .......

Der horizontale Riemenzug bewirkt also

hinten (Deckelseite) Verminderung des Lagerdrucks um 6°/₀, (Kurbelseite) Erhöhung des Lagerdrucks um 6%.

Unter Zugrundelegung eines mittleren Flächendrucks im Hauptlager 20 kg pro qcm hätten wir also

Flächendruck hinten 19 kg pro qcm 21 „ „ „

Dieser Unterschied ist sehr gering, dass man bei Berechnung der Lagerdimensionen den Riemenzug ausser acht lassen kann.

Dampfdruck

8 Atm.

7,52

8,48

Oi Oi

(29)

vorn

von

vorn

H a e d e r, Dampfmaschinen.

Abschnitt VII.

Hauptlager, Kurbelzapfen, Kreuzkopfbolzen.

Bei Feststellung der Regeln für die Dimensionen des Hauptlagers müssen wir auf den Geldbeutel der Fabrikanten Rücksicht nehmen. Wir müssen deshalb untersuchen (mit Bezug auf wohlfeile Herstel 1 un g der Maschinen), ob man das Rahmenmodell der Eincylindermaschinen auch für Mehrcylindermaschinen benutzen kann.

Es bezeichne: b = don Durchmesser, I die Länge des betr. Lagerlaufes in cm ; D den Durchmesser des Dampfcylinders in cm ;

z-D'²den Kolbendruck bezw. Kurbelzapfen und Kreuzkopfbolzendruck in kg;

1,2zD²    den Hauptlagerdruck in kg; denn es ist nach Fig. 97

(Seite 49):

Lagerdruck =

1.2“'

q den zulässigen Flächendruck in kg pro qcm.

Hauptlager.

Kurbelzapfen.

Kreuzkopf bolzen.

1,6 b

1= 1.3 b

1,3 b

21

9.

73

<1

95

21 • 1,6 b³ = 1,2 s b²

■Ha

73. l,3b³ = sb³^

95 • 1,3 b³ = s D³—

Jî

V 1,6 ■ *21 b = 0,165 • ./T“. D

■ 1,2

z- D

b=

71

1,3-73 b = 0,09 • y/s • D

z-D

b=

T . \f z-D 1,3 05 V

b = 0,08 • v/®~. D

71

Wir sehen, der Zapfen dur chmesser ist abhängig von der y/sT Dieses 0 ist aber der Kolbenüberdruck in Atmosphären im toten Punkt.

Für Eincylindermaschinen ist z = p — 0,3 Atm. Für Mehrfach-Expansionsmaschinen setzt man z — den unterstrichenen Zahlen der Tabellen Seite 34, 35 und 39 Rubrik: Druck im toten Punkt.

Bezeichnen wir noch mit:

d = den Ho c hdr u c k cylinderdurchmesser, dm den M i tte 1 d ru ckcylinderdurchmesser,

D den Ni e d er druckcylinderdurchmesser und setzen die Werte für z ein, so erhalten wir folgendes:

Hauptlager.

Tabelle 35 (s. auch Tab. 38). Bestimmung des Durchmessers des Hauptlagers.

also p = I 5    6    7

8    9    10    11    13    15

Eincylinder . b = 0,37 0,40 0,43 O é(> 0,49 0,52 0,54 0,57 0,59 ■ d

Kompound

maschine

(2-kurblig)

0,24 0,26 0,27 0,28 0,29 0,30-/7 — 0,36 0,39 0,42 \0,45 0,47! 0,50-rf -

Tandemmaschine b (1-kurblig) b

4^ CO

H-*-

C5 CO àO

05 CO OZ> CO

0,40/7

0,67 • d

Dreifach-

Expansionsmaschine b = (2-knrblig) b =

0,25 0,27 0,29 - Z7

0,38 0,42 0,46dm

0,58 0,65 0,71. • d

Man legt (das ist allgemein üblich und vorteilhaft) bei der Konstruktion einer neuen Maschine schon einen entsprechenden hohen Dampfdruck zu Grunde und zwar:

bei Eincylindermaschinen ....    7 Atm. Ueberdr. (p = 8)

„ Kompoundmaschinen ....    8^ „

„ Dreifach-Expansionsmaschiren 14    „

Wollen wir hierbei nun auf die Benützung eines und desselben Eahmenmodells Rücksicht nehmen, so erhalten wir

als Durchmesser des Hauptlagers (wenn Lagerlänge I = 1,6 b):

Ein cylindermasch. Kompoundmasch, E r eif ach-Exp.-Masch.

(2-kurblig) b ⁼ 0,46 dm ■

Wir könuen also für die 3 Gattungen dasselbe Rahmenmodell benutzen.

Die Tandem-Maschine (1-kurblig) muss einen extra schweren Rahmen haben. Der Durchmesser des Hauptlagers wird bei 9 Atm. abs. nach Tabelle 35 b = 0,59 d.

(2-kurblig)

(p = 9 V₂) (P = 15)

b = 0,46 d,

b = 0,46 d,

Kurbelzapfen und Kreuzkopfbolzen, (s. auch Tab. 38).

Eincylindermaschinen, Kompoundmaschinen (2-kurblig)

und Dreifach-Expansionsmaschinen (2-kurblig) haben gleiche

Rahmenmodelle und gleiche Kolbendrücke, also können wir auch Treibstange und Kurbel für die drei erwähnten Maschinengattungen gleich machen. Es ergiebt sieh hier:

Tabelle 36. K U rb e I Za P f e n. (f=l,3b.)

Bestimmung des Durchmessers des Kurbelzapfens.

also p =    5

6    7    8    9    10    11    13

15

Eincylinder . b = 0,20 0,22 0,24 0,25 0,27 0,28 0,30 0,31 0,32-d

Kompoundmaschine b (2-kurblig) b

Ol QO

o o

0,13 0,14 0,145 0,15 0,20 0,22 0,23 0,24

O O

gs

0,17-0 -0.28 -d —

Tandem-

maschine

(1-kurblig)

er er

® O

g's

0,17

0,26

_ o

Së 55

jo CC H-*•

o co

o o

c» ic rc o

o o

gis

0,22 -D —

0,37-d -

Dreifach- b =

Expansionsmaschine b = (2-kurblig) b =

0,135 0,14 0,16-0

0,20 0,22 0,25 dm

0,32 0,34 0,39 • d

Tabelle 37. Kreuzkopf bolzen, (t = 1,3 b-)

Bestimmung des Durchmessers des Ki euzkopf bolzens.

10

11

13

15

Eincylinder. b = |o, 17 0,19 0,21 0,22\ 0,23 0,24

0,25

0,27

0,28 ■ d

Kompoundmaschine b (2-kurblig) b

Tandem-

maschine b (1-kurblig) b

co —

o o

Ovl 05

o o

o o

O IO

T-H

O O

0,135 0,14 0,145 0 -0,22 0,23 0,24-d -

2 £

o o

O CO

~ n

o o ^ —-

0,175

0,28

0,19-0 — 0,32 -d -

Dreifach-

Expansionsmaschine b = (2-kurblig) b —

0,12

0,18

0,28

0,13 0,14-0

0,20 0,22 dmI 0,31 0,34 - d |

Gegabelte Treibstangen haben längere Lager (1 ^ 2 b) und genügt als Durchm. 0,7 b-

Wir haben demnach zu setzen :

Tabelle 38. Zusammenstellung der Resultate.

Ein-

cylinder P = 8

Kompound Tandem Dreifach-Exp.

2 kurbl. 1 kurbl. p = 9‘/₂ p = 9]/a | p = 15 Atm.

2 kurbl.

Haupt lager Kurbelzapfen b = Kreuzkopfbolzen b =

0,46 d 0,25 d 0.22 d

0,46 d 0,25 d 0,22 d

0,60 r/ 0,33 d 0,29 r/

0,46 dm 0,25 dm

0,22 dm

Beispiel. Kompoundmaschine 525 mm Hochdruckcylinderdurchmesser erhält Hauptlagerdurchmesser b = 0,46 • 525 oo 240 mm.

Abschnitt VIII.

Festigkeitsrechnen.

Wenn man auch die Dimensionen der einzelnen Teile der Dampfmaschinen nicht durch Rechnung bestimmen, sondern immer praktischen Ausführungen anpassen soll, so darf man doch nie unterlassen, die Beanspruchung des Materials durch Nachrechnen festzustellen. Es seien deshalb kurz hier einige Regeln der Festigkeitslehre wieder gegeben.

Die genaue Bestimmung der Beanspruchung in den einzelnen Teilen ist nicht durchführbar, da zuweilen Kräfte auftreten können, welche sich vorher nicht bestimmen lassen, z. B. durch Wasserschlag, Spiel in den Lagern, schlechte Montage oder dergl. Man wähle deshalb die entspr. Abmessungen nach den Erfahrungswerten, welche sich durch die Praxis ergeben und ermittele die daraus sich ergehenden Beanspruchungen.

Mit Rücksicht auf die Herstellung erhalten die Gussteile häufig viel grössere Wandstärken, als die übliche Berechnung auf Festigkeit ergehen würde. Die in der Tabelle 41 enthaltenen Werte für die zulässigen Beanspruchungen sind deshalb nicht maassgebend. Bei Berechnung der Details werden wir die zulässigen Beanspruchungen stets noch besonders angeben.

Tabelle 39. Festigkeitsmodul (Bruchgrenze) kg pro qcm und Tragmodul [Elasticitätsgrenze) kg pro qcm.

Guss

Stahl

Schmiede

eisen

Stahlguss

Holz II zur Faser

Zug .    .

1250

(750)

Druck .    .

7500

(1500)

Schub

3500

(1400)

3000

(1400)

3000

(1000)

7500

(3000)

7500

(3000)

4000

5000

(2000)

7000

(2200)

3000

850

300

(150)

50

Die oberen Werte geben an, bei welcher Beanspruchung Bruch

eintritt.

Die unteren Werte geben an, bei welcher Beanspruchung die Elasticitäts-grenze überschritten wird, also der Stab, bezw. Gegenstand nadi Beseitigung der Belastung seine frühere Form nicht wieder einnimmt ; durch die Belastung wird die Form des Körpers verändert.

Für

Guss

Schmie

deeisen

Stahl

Stahl

guss

Hol 5

Zug u. Druck K —

. . 8 =

Schub

1000000

2000000

2200000

2150000

100000

400000

770000 850000

830000

Tab. 41. Zulässige Beanspruchung in kg pro qcm.

Material

Zug kz

a \ T) \ c

Druck ka Biegung && j|Drehung &<« a j 6 | c

Gusseisen

Schmiedeeisen

Stahl

Stahlguss

Holz

300

200

900

600

1300

750

90

900

500

50

100 900 300    900

450 1300 250 1050 30    80

600

600

900

750

50

900 600 1300 900 900 600

o o o co Tr ro

720 480 950 700 650 450

240

350

220

(Die Werte für Schmiedeeisen gelten sowohl für Fluss- als auch für Sdiweisseisen, doch nehme man bei letzterem für kt die Hälfte der angegebenen Werte.)

Es gelten die zulässigen Beanspruchungen (nach Bach)

unter :

a für ruhende Belastung,

b für den Fall wiederholter Dehnung, Biegung, Drehung nach einer Richtung von Null bis zu einem maximalen Werte, c für beliebig wechselnde Belastung zwischen einem grössten positiven und einem gleich grossen negativen Wert, also für wiederholte Biegung, Dehnung und Drehung nach entgegengesetzten Richtungen.

Zug und Druck.

P sei die Zug- resp. Druckkraft in kg,

F die Querschnittsfläche in qcm, dann ist die Beanspruchung in kg pro qcm (Tab. 41)

. . (30)

P    P

Zug kz x= — resp. Druck k(l = —    .    .

Abscherung (Schub).

(31)

Die zulässige Beanspruchung ist ⁴/₈ derjenigen der Zugfestigkeit, also :

Tabelle 42.

CL,

---'I

l~——-—

2,5 J E

10 JE m-l²

20 J E m-l¹

40 J E

m-1²

~~d

messer,

Druck zu berechnen.

Giebt beim runden Querschnitt l:d, also Länge dividiert durch Durch -k leine re Werte als in der untersten Zeile, so ist der Stab auf

TorSIOn (Drehung)

p sei die auf Torsion wii’kende Kraft in kg, r der Hebelarm, an welchem P wirkt, intern, kt die zulässige Belastung in kg pro qcm,

Jp das polare Trägheitsmoment, a der Abstand der äussersten Faser in cm,

so ist:

Jp

Mt = P-r= kt= Wp-kr, kt =

(32)

Beim kreisrun- / polares Trägheitsmoment Jp = — 0,1 dł • den Querschnitt ^ polares Widerstandsm.    Wp —    0,2 d³

(33)

(34)

Biegung.

P sei die biegende Kraft in kg,

/|f₆ das Biegungsmoment in emkg,

IV das Widerstandsmoment pro qcmr kb die Beanspruchung in kg pm qcm,

Mb

dann ist

Mb W- kh ] kb — ^    .    .

.. • (35).

Tabelle 43. Werte der Biegungsmomente.

Belastung

BmogS' Belastung    Belastung

Biegun gs-moment

ćr

»1.«

«!<-! T

-1 f-J

«sf

ł ! O.

P-Z

l-i

nrP

l-⁴-!

P-m n

i«-;

or

12

3-PZ

16

1-1

r-l-

cojr-⁴

'Pi

Q⁴

/M

U-x—i

•IIP

<?TI I A>

n •H' il lag

or

Ijts

CO

I—¹

im

PTP

P-m

p-i

,o|c—

,p

Tabelle 44. Widerstandsmoment W und Trägheitsmoment J

einiger häufiger vorkommender Querschnitte.⁴)

Querschnitt

Trägheits moment

Widerstands moment

rb-

Äl'f

b-h³

*üu

12

jy =

b-h⁴

's

tel

S»]®

ai

0,05 d⁴

jy-w 0,1 f/³

0,05 (D⁴ — d⁴)

(Æ⁴-</⁴)

jy^o.i D

u- b

dT

W_i

J 0,05 b-h³

jy-^0,1 6-A²

rüi

K SB

i- B

HT

B-H'—b-h⁴

•- B -

hrpH

12

iy =

B H³ — 6 • A³

n-d⁴

Trägheitsmoment j= ^ und Widerstandsmoment w =

n-d³

32

des kreisförmigen Querschnittes bezogen auf den Durchmesser d.

Tabelle 45.

\v

d I,

XV d

0,0491

0,7854

3,976

12,57

30,68

63,62

117.9 201,1 322,1

490.9 718,7

1018

1402

1886

2485

3217

4100

5153

6397

7854

9547

11499

13737

16286

19175

22432

26087

30172

34719

39761

^45333

*51472

58214

65597

0,0982

0,7854

2,651

6,283

12.27 21,21 33,67

50.27 71,57 98,17 180,7

169.6

215.7 269,4

331.3

402.1

482.3 572,6

673.4

785.4

909.2

1045

1194

1357

1534

1726

1932

2155

2394

2651

2925

3217

3528

3859

73662

62418

91998

102354

113561

125664

138709

152745

167820

183984

201289

219787

239531

260576

282979

306796

332086

358908

387323

417393

449180

482750

518166

555497

594810

636172

679651

725332

773272

823550

876240

931420

989166

1049556

4209

4580

4973

5387

5824

6283

6766

7274

7806

8363

8946

9556

10193

10857

11550

12272

13023

13804

14616

15159

16334

17241

18181

19155

20163

21206

22284

23398

24548

25736

26961

28225

29527

30869

69

70

71

72

73

74

75

76

77

78

79

80

81

82

83

84

85

86

87

88

89

90

91

92

93

94

95

96

97

98

99

100

1112660 32251 1178588 33674 1247393 35138 1319167 36644 1393995 38192 1471963 39783 1553156 41417 1637662 43096 1725571 1816972 46589 1911967 2010619 2113051 2219347 2329605 2443920 2562392 2685120 62445 2812205 64648 2943748 66903 3079853 69210 32.0623 71569 3366165 73982 3516586 3671992 78968 3832492 81542 3998198 84173 4169220 86859 4345671 4527664 4715315 95259 4908738 98175

44820

48404 50265 52174 54130 56135 58 ! 89 60292

76448

89601

92401

¹

Eine Maschine soll in allen ihren Teilen auch noch genug Festigkeit besitzen, wenn dieselbe längere Zeit gebraucht ist und sich etwas Spiel in den Lagern u. s. w. einstellt.

²

Ausführlich behandelt in Haeder’s Zeitschrift 1897 und Indikator

³

In der Praxis bestimmt man R nur bei grossen Maschinen mit schweren Schwungrädern, für gewöhnlich rechnet man mit 1,2 P nach Gleich. 23.

⁴

Kraft wirkt senkrecht auf b bezw. £.

Zusammengesetzte Biegungs- und Torsionsfestigkeit.

Sehr häufig wird ein Maschinenteil auf Biegung und Torsion (Drehung) zu gleicher Zeit beansprucht. In solchen Fällen ermittelt man am besten ein sog. ideelles Biegungsmoment (Mb)i un<4 bestimmt nach letzterem die Beanspruchung kj.

Für die Vereinigung der beiden Momente gilt die Gleichung:

( M h)i = % Mb + s/₈ v/A?5² +M? ■ • • ■ (36)

angenähert nach Poncelet wenn

Mh > Mt

wenn Mb < M; ferner

(Mb); = °i97 Mfj + 0,3 Mt    . . . (37)

(Mb); — 0,62 Mb +0,6 M;    ... (38)

(Mb)i = VV-kb • •

Betreffs IV für rechteckigen Querschnitt beachte Seite 108.

. .    . (38 a)

Auflagerdruck

Moment

freitragende Länge

z. B.

L----et--- •+*-

b -J

P-b

A‘—L

139)

A₄

a₅

Pa

A*--r

(40)

Pie Auflagerdrücke A{ -f-A₂ = P, ist also u=‘6; dann wird Ai = A₂ = —.

Durchbiegung.

----a --

P h ' y- o ~»i

Die Durchbiegung im Angriffspunkte der Last beträgt in cm :

SC =3

(' +

Z.² + a-6

8 a -b

•®)

a²- 6²

£ÄÄ3l

(41)

roi l'

und wenn angenähert a = b —

.    •    (42)

x = (p-\-    .q) -• L*

\ ^    ) J 48

worin

JP die Belastung in kg,

Q das Eigengewicht des Tragkörpers in kg,

E der Elasticitätsmodul bez. auf cm nach Tab. 40,

J das Trägheitsmoment bez. auf cm nach Tab. 44 u. 45,, L, a u. b in cm.

Abschnitt IX.

Hauptanordnungen, Bauarten, Drehrichtung.

Es seien hier nur die Hauptanordnungen erwähnt, welche mehr oder weniger häufig in Anwendung kommen.

Liegende Maschine oder Horizontalmaschine älterer Konstruktion mit ganz auf dem Fundament aufliegenden Kähmen von U-förmigem Querschnitt.

Fig. 98—99. Rahmenmaschine.

Liegende Maschine mit

Bajonettrahmen (auch Cor-liss-Rahmen genannt), eignet sich besonders zur bequemen Anbringung für Corliss- und Ventilsteuerungen, indem der Dampfcylinder hinten freitrag. befestigt werden kann.

""“T

Fig. 100—101. Bajonettmaschine.

Stehende Maschinen (Vertikalmaschinen) erfordern weniger Raum zur Aufstellung und werden für kleine wie für grosse Maschinen, z. B. Walzenzugmaschinen , mit und ohne Kondensation nach Fig. 102 häufig ausgeführt.

Fig. 102.

nn

IPn

□in

*rWr

Fig. 103. Parallel-Zweicyl.-Maschine, Fig. ioi-i05.Parallel-Dreicyl.-Maschine,

einf.wirk.,Kurbeln 180°versetzt, einf. wirk., Kurbeln 120° versetzt.

i’

Fig. 106.

Tmńrf¹

Fig. 108.

Radial-Dreicylindermaschine. Radial-Viercylindermaschine.

Fig. 107.

lit

-E>

Jl

WoolfSChe Maschine m. entgegen-g e s e tzt gerichtetem Kolbenlauf, Kurbeln unter 180° versetzt.

■>

Fig. 110. Tandemmaschine.

Tanoemmaschine,

Kompoundmaschine mit 2 hintereinander liegenden, ungleich grossen Cylindern. Beide Cylinder haben Expansion.

L>

,r

Fig. in. Kompoundmaschine.

Die 2 Kurbeln sind unter 90 ⁰ versetzt.

je-------|>

r;    7~‘A-*r7Z7,V77VMVV/'V/r

8-fc

rÿW)/

Fig. 112. Kompoundmaschine

mit schräg übereinander liegenden Cylindern. Die Kolben treten nicht gleichzeitig in den toten Punkt.

Schrägliegende Maschine,

Antrieb der Schaufelräder für Dampfer viel angewandt, meist als Kompoundmaschine mit nebeneinander liegenden Cylindern.

zum

Fig. 113. Schiffsmaschine.

Jfc;

■1

Fig, 114. Schiffsmaschine.

Schrägliegende Zweicylinder-

maschine

dampfer in Verwendung als Zwilling oder Kompound.

ebenfalls für Bad-

Fig. 115. Kompoundmaschine. Hoch-druckcylinder H liegend, Nieder-druckcylinder N stehend angeordnet, auf eine Kurbel arbeitend.

ü“

Fig. 116. Dreifach-Expansions-

maschine. 3 Kurbeln unter 120° versetzt. Sehr gleichmässiger Gang.

■=>

JT

Fig. 117. Dreifach-Expansions-Tandommaschine. 2 Kurbeln unter 90° versetzt. Für liegende Maschinen viel angewandt.

—fer-y

Dreifach-Expansions-

Fig. 118.

maschine mit 4 Cylindern. 2 Kurbeln unter 90° versetzt. Für grosse liegende Maschinen öfters angewandt (1 Hochdruck-,    1

Mitteldiuck-cylinder).

2 Niederdruck-

mm-

M N

Fig. 119. Dreifach - Expan-    N

sionSmaschine. Hochdruck- u.    ——■

■t-t

I J*

Mitteldruckcylinder liegend, Niederdruckcylinder stehend angeordnet, auf eine Kurbel arbeitend.

Gebräuchliche Bauarten der Horizontalmaschinen.

Fig. 120. Maschine mit Gabelrahmen bis zu 450 Hub; die Kurbelwelle ist gekröpft; das Schwungrad silzt auf Kopf ausserhalb eines Lagers.

Fig 121. Bauart bis zu 600 Hub, Cylinder frei hängend Bajonettrahmen zweimal unterstützt.

'' ""    v-----

Haas

Nww'wvmv

Fig. 122. Maschinen mit Bajonettrahmen bis FOO Hub und hinten geführter Kolbenstange.

Fig. 123. Maschinen von 700 Hub aufwärts, der Bajonettrahmen ist in der Mitte nochmals unterstützt.

IlBMs

mm

: ____'

Fig. 124.

Für Maschinen bis 2000 Hub ; der Fuss des Dampfcylinders kann sich in der mit einer Schlittenführung

ver-

w,»    : V/Æ-,    - ■ -    . « .. .•

sehenen Sohlplatte bewegen, zur Ausgleichung der Ausdehnung des Cylinders.

t*

Î-

limmmmmsgäsmasg*

Fig. 125. Maschinen mit Kondensation, Rahmen ganz aufliegend.

Rechts- und Unksbauend

Stellt man sich zwischen die Cylinder einer Zweicylinder-Maschine und sieht nach dem Schwungrad zu, so gilt die Maschine rechts als Rechtsmaschine und die Maschine links als Linksmaschine. Man wird deshalb auch den Rahmen der Rechtsmaschine mit rechtsbauend und den andern mit linksbauend bezeichnen. (Man kann jedoch auch anderer Meinung sein, vergl. „Haeders Zeitschrift“ Jahrg. 1900 S. 215 u. f.)

Fig. 126.

links-

bauend.

-j

l

=E

V-

1

Fig. 127.

rechts

bauend.

Diese Ausführung findet man am häufigsten.

Drehrichtung der Dampfmaschinen.

Die Anwendung links umlaufender Maschinen (Fig. 129) ist nach Möglichkeit zu vermeiden, da die obere Fläche der Geradführung (welche in diesem Falle den Druck aufnimmt) besonders

Mm

Fig. 129. Links umlaufend. Druck in der Geradführung nach oben.

Fig. 128. Rechts umlaufend.

Druck in der Geradführung nach unten.

gute und regelmässige Schmierung verlangt, während bei rechts umlaufenden Maschinen (Fig. 128, Druck nach unten) der Kreuzkopf an beiden Hubenden in den Oelsammler eintaucht.

Ausserdem ist es erwünscht, dass sich das ziehende Trum auf der unteren Seite der Scheibe, das geführte (also das sich mehr durchsenkende) oben befindet.

Hauptmaasse.

Als Anhalt zur Beurteilung der Grösse einer Dampfmaschine gelte uns der Durchmess6i> des Dampfcylinders und der Kolbenhub. In Bezug auf die Güte resp. den Wert der Maschine kommen unter anderem hauptsächlich in Betracht:

die Dimensionen und Konstruktion des Kurbelzapfenlagers, die Dimensionen und Konstruktion des Kurbelwellenlagers, Grösse und Gewicht des Schwungrades, die Art der Steuerung.

Das Verhältnis des Kolbenhubes zum Cylinderdurchmesser variiert bei Transmissionsdampfmaschinen von 1,5 bis 2, bei sogenannten Scbnelliäufern von 0,75 bis 1,25.

Der Fabrikant¹) der Dampfmaschinen muss darauf bedacht sein, mit möglichst wenig Modellen recht viele Maschinen in gleichmässig steigenden Leistungen hersteilen zu können, er wird also bei der Konstruktion einer neuen Maschine auf die bereits vorhandenen Modelle achten und sich von vornherein für eine bestimmte Reihenfolge in den Hauptdimensionen entscheiden.

messers

Verhältnis H : D nicht immer dasselbe ist.

Am bequemsten ist es, die Maasse des Cylinderdurch-und des Kolbenhubes abzurunden, wenn auch das

Abschnitt X.

Details der Dampfmaschinen.

Für das Konstruieren der Details** sind folgende Hauptgesichtspunkte zu berücksichtigen:

Genügende Festigkeit, jedoch verlasse man sich nicht auf blosse Berechnung, sondern vergleiche das Resultat der letzteren mit ausgeführten Konstruktionen. Das Rechnen nach empirischen Formeln ist nach Möglichkeit zu vermeiden.

Geeignetes Material; arbeitende Teile, als Kolbenstangen, Schieberstangen etc., sowie Bolzen und Zapfen, Schwungradwellen sind aus Stahl, Lagersehalen aus bestem Rotguss oder Weissguss herzustellen.

Für Dampfcylindereinsätze z, B. ist eine besondere Gusseisenmischung vorzuschreiben.

Gute Formen; hauptsächlich der Teile, von welchen ein Modell angefertigt wird. Die eventuellen Mehrkosten derselben machen sich bei häufiger Benutzung nicht bemerkbar.

Genügend grosse Berührungsflächen auch für den Rahmenfuss und das Fundament.

Wohlfeile Herstellung. Nicht immer ist das Teuerste das Beste. Besondere Sorgfalt ist der Herstellung der Lagerschalen, Schlitten etc. vorzuschreiben (was allein das Heisslaufen eines Excenters dem Fabrikanten an Geld und Ruf kosten kann, ist ja bekannt). Ebenso wichtig ist es, für gute Schmierung Sorge zu tragen , und überlasse man dieses nicht etwa, wie meistens üblich, der Werkstatt. Durch ungenügendes Zuführen der Schmiermittel kann die beste Gleitfläche ruiniert werden.

Verwerflich ist auch eine übertriebene Sucht nach Verbesserungen und Originalität.

Man behalte Gutes und Bewährtes bei; für eventuelle Neuerungen empfiehlt sich eine Besprechung mit Fachgenossen (vier Augen sehen immer mehr als zwei).

Ausser den eigenen Erfahrungen mache man sich diejenigen anderer zu nutze , verlasse sich dabei aber nieht auf das Gedächtnis, sondern lege alles durch Skizzen und übersichtliche Notizen fest.

Hfa e cTe r Dampfmaschinen.

Benennungen

der einzelnen Dampfmaschinenteile.

Fig. 130 u. 131.

A.    Dampfcylinder, Cylinder.

B.    Rahmen, Gestell, Grundplatte, Geradführung, Bett.

C.    Kreuzkopf, Gleitstück, Schlitten, Querhaupt.

0. Treibstange, Pleuelstange, Schubstange, Flügelstange.

E. Kurbel.

F.    Kurbelzapfen, Kurbelfinger.

G.    Kurbelachse, Schwungradwelle, Hauptachse.

H.    Schwungrad.

/. Hinteres Kurbelwellenlager.

K.    Dampfkolben, Kolben.

L.    Kolbenstange.

a.    Kurbelwellenlager, Kurbellager, Hauptlager.

b.    Kreuzkopfbolzen, Kreuzkopfzapfen.

c.    Schutzstange, Geländer.

d.    Vorderer Cylinderdeckel, Stopfbüchsgehäuse.

e.    Hinterer

99

Cylinderboden.

f.    Schieberkastendeckel.

g.    Grundschieber. Verteilschieber, Hauptschieber.

h.    Expansionsschieber.

/. Grundschieberstange.

k. Expansionsschieberstange.

/. Schieberstangenführungsbock.

m.    GelenkstUck.

n.    Excenterstange zum Expansionsschieber.

o.

99

„ Grundschieber.

p.    Expansionsschieberexcenter.

q.    Grundschieberexcenter.

r.    Stellvorrichtung zur Steuerung.

s.    Indikatornocken.

t.    Schutzmantel, Umkleidung.

u.    Schaltwerk, Drehvorrichtung, Anstellvorrichtung.

Fig. 130.

Maschine mit Gabelrahmen, gekröpfter Kurbelwelle und einfacher Schiebersteuerung, Ausführung nach S. 70 ist besser.

j§l

:>

f .9

my

V jf*

-H

/n

i:

Tri

J—b.

i,

T

rn

u.

Àf.

'Æ

iy»

O Z. IBrf

.....

A j 4fj

üé

r^z

ZJ

Fig. 13).

Maschine mit Bajonettrahmen und Meyer’scher Expansionssteuerung.

5*

Bemerkung

den Tabellen in Abschnitt X.

ZU

Die Maasse sind in Millimeter angegeben und bedeutet in den Tabellenköpfen:

D den Durchmesser des Damjjfcylinders,

H den Kolbenhub.

Um den zu behandelnden Stoff übersichtlich zu gestalten, wollen wir jetzt bei den Details besonders die

Eincylinder-Dampfmaschinen

ins Auge fassen. Die Abweichungen bei Konstruktion der anderen Maschinengattungen werden wir dann im Abschnitt

„Verschiedene Maschinengattungen“ noch besonders hervorheben.

Gebräuchliche Hauptdimensionen von Eincylinder-Dampf-maschinen.

Tabelle 46. Kleinere und mittlere Maschinen.

Kolbenhub ...//= Cylinderdurchm. D = Umdrehungen . n ==

Leistung effekt Ne²) =

120 160200

250 300

350

400(450

500 mm

75 90 120 160

230

200

180

165

190

150

225

135

250

275

300    „

120

112

106

V.

15

19

22

25

30 PS.

Tabelle 47. Mittlere und grössere Maschinen.

Kolbenhub . . H Cylinderdrchm. D Umdrehungen n

Leistung effekt. Ne²)

il

400500

600 700

800

900

1000

11001200 mm

250

120

25

300

350

400

450

500

550

600 700    „

106

95

85

77

^:i

65

60

. 57

30

45

60 | 80

120

150

210 PS.

Es werden auch häufig andere Abmessungen zu Grunde gelegt, so findet man z. B.

langbauende

normal „ kurz „

1,5 X

Corliss-Maschine Kolbenhub

3 X Cylinderdurchmesser

•V 1,7 X

Der Rahmen.

Material: Gusseisen.

Mit Festigkeitsrechnung ist zur

Bestimmung der Stärken des Rahmens nicht weit zu kommen, letztere haben sich durch Erfahrungen von belbst ergeben.

an

Bei der Konstruktion ist auf gleichmässige Material-verteilung zu achten, ferner sind Vorkehrungen zu treffen, dass das Schmieröl nicht ins Fundament gelangt, sondern leicht zugänglichen Stellen angesammelt und von dort entfernt werden kann.

Das Fenster für den Kreuzkopfsoll nicht nacha, sondern nach b ausgeführt werden, damit das Schmieröl sich bei o ansammeln kann und nicht über den Rand hinweg läuft.

"I

<g> JA 4)

ct

Fig. 132.

Fenster für den Kreuzkopf.

Den Rumpf derJEtundfüh-mache man des besseren

rang

Aussehens wegen nach dem Dampfcylinder zu ter und zwar e' = 1,05-e.

etwas wei-

é'

■f

Die Bohrung der Rundführung

richtet sich nach dem Ausschlag der Treibstange, man nehme für die ungünstige Stellung ' der Treibstange (65°) bei a = 20 mm Spielraum. Oelfänger bei a ist vorzusehen bei Maschinen über n

Fig. 133.

Rumpf der Rundführung.

<a

/'H

/ 65°

tNÎ

= 70 (s. Seite 148).

a) Rahmen für kleinere Maschinen (nach Tab. 46).

Für Maschinen mit ge* kröpfter Kurbelachse. Das

Fig. 133. Rahmen.

Schwungrad, gewöhnlich ^ zugleich Riemenscheibe, sitzt ausserhalb eines Kur-belwellenlagers. Letztere sind meist zweiteilig, ohne Vorrichtung zum Nachstellen.

si

il

Die Abbildung zeigt den Rahmen für 400 Hub im Maassstab 1 : 26.

—'T

-1

H*

r!K

tri

4-

Schnitt C-E

<X>

af¹

|j§ itfgFfs y.

r»---^---

CJ

o'î'/SïS

r~

ZfM

Schnitt A~B

- <d

■r\ i

<&&(']¹ |i

hSMjU

Jj

R- -

Ph

H-

-|

gaj

Ö"

-    OO

-    *o

:3 ë

U

---- «o

«I

<D g

■° s

pW

■S.2

«

■3*

p 1-3

, cl j    * J

II

II

n

o₍4.a

&s

■g

£3 <U

! tCÎ

Öl

CO

*ł 5?

*3

8-3

Rahmen zu Tab. 46.

- CdJ---1

||ii

-    -ff-ss

Ä f”**

^ b£ S 3 •

|1WE

!!«|

l5sl

w+i cc ö 0) <D P o <LI ,rH b/3<j

,S'S

T~

r-vMt

ni i

a⁻ -

it,

31. ï

P SS5

-Ë3

te

A f- -    «

-ö

6u

-i■ —•

-fff

■¥**

¹ fO

1 o-

■<;

tui

~6a

il

eäl-S

„.s4

iS CD <D O W rQ^D

T3

Dieser Rahmen ist

ö

HH

bfl

g o

•S >

Æ 0) ü co WÄ cj ü

sc

Fiff. 136 bis 140.

[Rahmen bis 500 Hub.

Z fl

85

100

140

165

'220

240

260

280

300

58

75

06

105

140

160

180

200

220

40

55

65

80

105

115

130

140

155

Rahmen für kleinere Maschinen (/=>>. i36—uo Seite 70).

40

35

230

45

40

65

09

75

70

100

110

031

130

140

06

100

110

120

130

cc io 00 o co >0    00 o

C'lCMOJCOCOCOCO-'*

260

310

i355

385

440

480

510

535

xO    ■ xO    CO    O    O    »O    xO    O

Dl Dl    Dl    CO    CO    CO    CO    ^

120

[240

0GII 083

061

350

140 130

180 1170

230 220

220

420

280 260

250

[460

320 300

280

500

350 320

1300

[530

360 330

340

560

370 340

XO

360

600

380 350

xO

GO

Dl

Dl

CD    O    Dl    xO    00    ©

Dl    .CO    CO    CO    CO

Tabelle 48.

e \f**\ h i k* l

360 160

280

240

85

150

061

480

330

290

105

180

230

009

125 !370 400

230

,270

300

340

380

|400

410

740

'440 '460

145

270

Dl    CO    ^

T-H    T“I    T“l

880

1000

1130

1240

1850

520

165 500

300!

xO

330 180 550 560

370 200 590 630

390 215 620 ,700

750

410 225 660

CO

00    o

t-i    (M

83

a jb c\d

105

135

165

200

230

260

280

305

325

iO    i-O

LO    cd

o    o

CO    co

xO

L°

»o

o

115

135

150

170

xß    o

xO    CD

xO xO xO

co a>

75    90

90 120

120 150

160 [180

190 210

225 [240

260

280

300

250

275

300

*) Bei Festlegung- der Maasse fc hat man den Cylinder mit Kolbenstangenstopfbüchse und die Kreuzkopfnabe zu berücksichtigen* **) Ausschlag der Treibstange berücksichtigen, damit der Kopf nirgends anstösst.

120

160

200

250

300

850

400

450

500

Bemerkung zum Rahmen (Seite 70).

Das Hauptlager, durch welches die Kraftabgabe, nach dem Schwungrad zu erfolgt, hat stärkere Abmessungen als das gegenüberliegende Nebenlager. Das Fundament ist durch die eigenartige Form dieses Rahmens gegen Eindringen von Oel geschützt.

Fig. 141.

Ueber 400 mm Hub empfiehlt es sich, den Cylinder durch eine besondere Sohlplatte zu unterstützen, welche den an den Cylinder angegossenen Fuss trägt nach Fig. 141.

b) Rahmen für mittlere und grössere Maschinen.

Der in Fig. 142—144 dargestellte Rahmen älterer Konstruktion wird noch heute (jedoch seltener) für grosse und kleine Maschinen und für Pumpen ausgeführt, er hat den Vorteil, eine grosse Auflagefläche zu bieten und mit seinen Ankern viel Fundament zu fassen, er ist deshalb bei Fördermaschinen und Pumpen beliebt.

Fundament-Rahmen mit U-förmigem Querschnitt. Tabelle 49 und Fig. 142—144.

---

,9

-r

.-i

BEsai

ft

.1.

’rt-

l'è--------------c~

Ma8chine

2000 1100 550

125

160

200

235

270

300

380

420

450

290

320

350

325

370

400

to IO ^ ^ H K h* OOV'O’COOGOO'

i 1111

LN,

01

\P'

>0'

\x

Wctri:

Iß a

W\

^ ’ljf

Fig. 145-147. Rahmen für Maschinen bis 450 Hub (Oylinder freitragend). Besser ist der Rahmen auf Seite 70.

Ęjj'4

ui

Fig. 148. Rahmen für Maschinen bis 600 Hub.

Fig. 149 600-1000 Hub (s. S. 74).

(p

fiir

01

fo

O)

\{r

0,

Figi 150. Rahmen für Maschinen mit Ventilsteuerung (s. S.83).

Der Dampfoylinder erhält in der Mitte einen Fuss, so dass die Ventile der vordern^nd hintern Cylinderseite gut zugänglich sind.

lei

!i

\rl

i LJ>

Fundamentrahmen mit Rundführung.

Zur Zeit gebräuchliche Rahmenkonstruktionen.

Fig. 151. Rahmen für besonders schwere Maschinen (s. unter Tandemmaschinen).

74'

Rahmen.

-BE

pi \0-

der

*03

tek«

f ~r~.k

n

M & 0) £ * S

r~r

~r

«2

X

Pi

_p

©■

fMl

P.

’ä

sil

1 1

i-f-ó* -+*)

I-JaN

ł-*--

TT

p.

■*

!«-H

V*

■*0*1

!> J

Pi r t>\ Łflnd!

!-*H

•

ii!

*3|

d J®

« g g

Fl

rd Ö

O <x> H (72 rj 03

CÖ » r^j

d ®

H 0 ^

■8-Ï

Jdh

lii

'*£=--=tf=*= V__JJ

"Ei :ol

z um

__TV; X 0)

---    ^ &c

.**>3

O ö += O Ü »

•s-îg I

à <d

$TS

I-

■*j

•J

Ö

8>S.§5

-d

. -j

gila__?_ _ i

. * I«’« I «Lm !

g lÆfeÿapat

§ o'®

'S °

^ co

i ,S⁰⁰ 3

I O) OJ ^

3 -g n

od œ «(-i

fp4

p.

Ö • Ö

■351

?-< o

Ęgm

1

fit;

«2 a l²⁵

S«5

Urn

ą 3t

VP I ri "35 .N

1!!

f¹

IN i

ir ^ ll! 3 g

03

.1 3

-j œ

W!

Sj

Normalien.

î>

Fig. 152—155. (Abbild. S. 74 zeigt Eahmen 500 mm Hub im Maassstab 1:21.)

130

1235

385

155

180

200

225

250|

275

300

330

,275

310

350

1395

1440

485

545

615

445

500

560

620

680

735

790

850

OiOOtHOO^OOOJCO

Słcoco^^^ioococo

^ i O Tf< 00 CM 00 Cd CO o o

?5 -^^fTtliOOCOCOI>-I>-

645|

1130

55

695

1350

62

795

0QQI

70

895

1780

80

1000'

2000'

88

1110

2250

96

0S3T

105 25001

1350

2750

112

1500

13000

1201

CM CO HC> CO GO Ô Cd ^ CO Ol CNO1O1O3C0C0C0C0

OOC^OrHOl^COOOO ^ I ^HthOIOIOIOIOICMCO

iC'O^QOOICOOOO ₀ CO^^^>OiO<X5CDt'-

210

110

195

140

75

105

Q1T

225

125

238

165!

85

1201

130

240

1401

280

190

95

140'

0QT

260

160

325

215

105

155

165!

275

175

270

240

115

175

185

295

190

410

265

125

195;

205

310

205

450|

290

135

215

225

325

500 220

315

240!145

250

340

340! 540 235

2601155

270

Tabelle 50. Der Rahmen.

275

320

370

420

470

525

575

130 15

90

260

250

400

17

145

100;

300

300

500

19

165'

115'

3501

600 I 350

21

185

400 130

400

700

22

215!

450 145|

450

800

160 240 24

180 260 .26

200 280 28 625

220 310 30 I680

500

500

006

5501

009

650

550

009

700

1000

1100

1200

Betreffs Rahmenflansch für Maschinen über 800 Hub s. Fig. 164. Form des Fensters nach B, Fig. 162. Anschluss Lichter Durchmesser der Kundführung hinten 1,05-e (vergl. Fig. 133). Zu berücksichtigen ist: für Maass b und c der Kreuzkopfschlitten S. 151, für x Hauptlager und Kurbel S. 94 und 110, für t Kreuzkopfnahe und Stopfbüchsen am Cylinder.

/ nach Fig. 168.

¹

Selbstverständlich auch der Konstrukteur.

²

Ueberschlagswert, man ist in der Praxis gewohnt, Maschinen nach ihrer ungefähren Leistung zu kennzeichnen.

Formgebung des Rahmens, (s. auch Seite 98.)

Man vermeide nach Möglichkeit alle steifilinigen Begrenzungen, überall, wo angängig, soll die Parabelkonstruktion (nicht Kreisbogen) zur Geltung kommen.

Fig. 156 (geschmacklose Form).

ijp

fj..

Fig. 167f (nach den Kormalien).^

Dem (leider sehr häufig aüsgeführten) Kähmen Fig. 156 ist deshalb der in Fig. 157 dargestellte vorzuziehen.

-Ô-

4— ■

Fig. 168.

la

Der Rahmenbalken (Verbindung von Kundführung mit Hauptlager) erhält meist fischbauchartige Form (Seite 74), doch auch die geradlinige Begrenzung ist hier zulässig {Fig. 158). Die punktierten Kreise auf der unteren Seite deuten die OefFnungen zum Herausholen des Lehmkernes nach dem Giessen an.

Fig. 169.

Vielfach wird auch die seit-1 i ch e Begrenzung des Balkens (Fig. 159) bei a etwas parabolisch durchgebildet, um auch hier die geraden Flächen zu vermeiden. Die obere Fläche des Balkens erscheint dann nicht so breit.

Das Fenster für den Kreuzkopf ist mit einer Parabel von 1 : 3 Achsenverhältnis zu begrenzen (Fig. 160)] die äussere Umfassung der Oeffnung wird nach A, besser nach B mit Si = 1,5 s ausgeführt.

Die Ausführung nach C Bearbeitung der 15 bis 30 mm breiten Leiste.

10

-_n—

10°

fS I

--------I

erfordert

Fig. 160.

Damit am Rahmenflansch Mate-rialansammlungen wie in Fig. 161 vermieden werden, empfiehlt sich für Maschinen über 650 Hub Ausführung nach Fig.162 bis 163 mit Aussparungen 6.

Noch besser dürfte Fig. 164 sein. Das Centrieren des Flansches mit dem Cylinder geschieht durch z; bei Anwendung eines schmiedeeisernen fein polierten Ringes nach Fig. 166 durchArbeitsleiste a.

Fig. 161 falsch.

Fig. 162

richtig.

163

VßL L

Hi

2,5-S

llfr m

mf:Æ

Fig. 164. (Für 1033 Hub 1 : 10'gez.)

Fi ff. 16'?’. Der mit a bezeichnete Riss am Rahmen einer Walzenzugmaschine von 1500 Hub entstand nach dreimonatlichem Betriebeinfolge Gussspannungen, weil der Rahmenflansch zu massiv konstruiert und der Uebergang zur schwächeren Wand'tärke ein fast plötzlicher war (vergl. Fig. 161).

Fig. 165—166.

Fig. 167. x

Am Uebergang der Rundführung; an den Balken sollen auch Materialansammlungen vermieden werden, hei grösseren Maschinen nach Fig. 168 ausführen.

TÄl

m §

Fig. 168.

Zum bequemen Herausschlagen ^ des Kreuzkopfkeiles und des Kreuzkopfbolzens ist eine Oeffnung A s (S. 74) anzubringen. Letztere wird entweder eingebohrt, 30 Durchmesser, oder besser (grösser) eingegossen, nach Fig. 169, auch wohl mit Blech durch Schräubchen verdeckt nach Fig. 170.

Fig. 169.

Fig. 170.

mm

Freitragende Bajonettrahmen (Fig. 152—155) erhalten für Ma schinen von 700 Kolbenhub aufwärts den punktiert angedeuteten

mittleren Rahmenfuss.

,1-»;

ynr -    .

feSeöösfn

X[

Fig. 1*71. Eine Fördermaschine von etwa 1600 Kolbenhub zeigte am freitragenden Rahmen den mit bezeichneten Riss , und

JFig. 171.

konnte man [eine Durchbiegung der Führung in der |Mitte des Balkens beobachten. Der Riss wurde bei b abgebohrt und der Rahmen durch den gusseisernen Schuh c unterstützt, somit die Gefahr beseitigt.

*

Fig 172. Mittlerer Rahmenfuss.

Den mittleren Rahmenfuss ordnet man auch häufig seitlich nach Fig 172 an .

Rahmenflisse zu Tabelle 51.

Mittlerer Rahmenfuss.

Rahmenfuss für Maschinen mit freitragendem Cylinder. Bauart Fig. 121.

ijf

_ uńmĄ:.

. r^i    kW°-⁸P

b lï/JÏÏM---4----

5²⁵hir "d---

Fig. 173—174.

yÿ/ÿ/,

« mi

-«WH*

h 9T h

Fig. 175.

Tab. 51. Rahmenfüsse, hierzu Fig. 173—175.

Maschine

Mittlerer Rahmenfuss Hinterer Rahmenfuss

B ci b \ c d e f cj h i k m\m‘ n

il    i _¹    _ i __

400

500

600

250

SOÔ

350

140

700

éOO

800

é50

900

500

1000

550

1100

000

1200

700

_ _ I _ 250 60 |210|l40jl20'200 380 150 170 440 270 120 230 155 145,2401430

290 305 315 335 335 360 350 380

16    190,480

17    205520 185 220 560

180 360 400 200 230;590 190 370 420 210 240 630 2001380 440 220 250 665 21013901460123012601700

150

160

170

Die Maasse /, o und p nehme man aus Tabelle 53.

Kleinere Maschinen, etwa bis 500 Hub, werden häufig mit freitragendem Dampfcylinder ausgeführt (Fig. 121), in diesem Falle erhält der Rahmen den in Fig. 17 5 dargestellten hinteren Fuss.

Von 650 Hub aufwärts empfiehlt es sich, den Rahmen in der Mitte zu unterstützen (Fig. 123), die seitliche Begrenzung ist mit Parabel {Fig. 176) durchzuführen.

Ankernocken.

fr

Fig. m.

Bei Lag erb alken werden die Ankernocken zweckmässig bis auf das Fundament reichend verlängert, beim scharfen Anziehen der Anker-

um

schrauben, die sonst leicht auftretenden Biegungsbeanspruchungen der Decken= wandung zu verhüten. Das obere Ende des Durchmessers kann etwas eingezogen werden, damit die Unterlegscheiben nicht viel frei liegen. Dieses Anziehen er= folgt ja sehr oft durch 2—3 Mann, die auf den Schraubenschlüssel noch ein lV2 bis 2 m langes Gasrohr aufgesteckt haben, und darauf loswürgen, was nur das Zeug hält.

zu

Ankernocken nicht zu schräge gestalten. Das obere Ende senkrecht zur Fläche , unten Hohlkehle mit P a -

grosse

ra bei form nach Fig. 176 d.

Fig. 176 c.

u mH

SU

f IL

Fig. 176a—176 b.

rm

Fig. 176 d.

Verschiedenes.

—=1

Tabelle 51 a.

. rqÜip]

Ez3

V-

IMÖ

Anker und Ankerlöcher.

Fig. 176 e—176 f.

Kolbenhub 400 500 600 700 800| 1000 1200 1400 1600 1800mml

Maschinen

leichterer

Bauart

co

M

ïo

CO

j — " engl-— mm

schwere

Maschinen

(Tandem-

Bauart)

*^3 CO

OS

2³/i    3 3V2Mengl.

90    100 115 mm

Tab. 52.

Verschiedenes. Fig.

oo

ço

du

p UM

SH---

r <5>

*Ti

EEWk

J.

.y.

Fig. 178—181.*)

<§b

©'

Fig. 182-183. Fig. 184—185.

Fig. 186—189.**)

Schmiergefäss

der Rundführunt: (Fig. 178—181.)

Nocken

der Fundamentanker (Fig. 182—183.)

Anschluss Schmierfänger '

nge des Kurbellagers 15) (Fig. 186—1870

der Schutzsfa (Fig. 184—18

Zahl a b c d e

5s-

200

300

400

500

600

700

800

900

1000

1100

1200

§ß

s?3gjggig&£3;g§>K

gTèp

I to N) <\0 INS to    M.

I I Oi Ot łfe,    Oo jjs

<s>.

O-J

SS

I- § Si 2 8 § §! £ I

CO CO O t> QQ 00 00

CO CO

*) In neuerer Zeit zieht man Tropfölschmierung vor, sieht hierfür an Stelle der Schmiergefässe Nocken mit Gewinde vor. (Seite ’74.)

**) Bei angegossenen Schmierfängern nach Fig. 198 sind diese nicht

nötig.

Der Rahmenfuss und der Oelfang.

Fig. 192.

£V#

Der Kahmenfuss bedarf genügend grosser Berührungsfläche mit dem Fundament, also q gross in Fig. 192 nicht etwa nach der punktierten Linie. Diese Figur zeigt gleichzeitig eine gute und beliebte Konstruktion, das Fundament gegen Schmieröl zu schützen.

£•6-12

fZ

e-

fe

f,

V///7/////7777,

Fig. 191.

Fig. 190.

A gusseiserner Trog als Oelfang für Kurbelseite.

„ Excenterseite.

Z Zinkblech mit angelöteter Messingwulst. y Nase am Rahmen zum Abtropfen des Oeles

Fig. 193. Oelfang

am Rahmen angegossen.

-t—

Oelfang (Fig. 190) für die Kurbel ist (für n .> 70) niedrig, da das vom Kurbelzapfen weggeschleuderte Oel über den Oelfang j hinwegfliegt.

zu

i Fig. 194.

Konstruktion Fig.194 dürfte für nicht allzu schnell lau-

fende Maschinen ausreichen.

Fig, 195 zeigt eine für alle Fälle ausreichende Anord-Das Oel bleibt hier-

II

///

h //

nung.

bei im Oelfang und sammelt

CA

-1L

-k*

sich unten an.

Beistehende Maasse sollen Anhaltspunkte für die Grösse des Oelfangs geben, unterlasse jedoch nicht, die Bahn der Treibstange zeichnerisch zu ermitteln, um An-stossen oder dergl. zu verhüten.

Man

Fig. 195.

(für 700 Hub 1 : 30 gez.) a =0,6 r ; 6 = l,6-r; c = 2,3 r; <3 = 8 bis 12 mm.

6-

Haeder. Dampfmaschinen,

ri

r '■]r==?=r

r 7-nr-j-rr-g i ' ¹ : i

p - -r- r 'h-jl - i -.j.

Fig. 196.

Ablauf des Oeles |aus dem Schmierfänger.

Den FUSS des Rahmens um-giebt man vorteilhaft mit einer Erhöhung (FJg.192 und Fig. 198) um das Eindringen von Oel in das Fundament zu verhüten. Zum selben Zweck wendet man auch bei Maschinen über 500 Hub einen gusseisernen Trog als Oelfang an (vergl. Flg. 190 .S. 81). Der Schmierfang unter der Kurbel (S. 80) lässt sich während des Betriebes schwer entleeren, vorteilhaft ist deshalb das Einschrauben eines Rohres nach Flg. 196 zum Ablauf des Schmieröles.

Tabelle 53. Vorderer Rahmenfuss. Flg 197—198.

(Fuss des Kurbelwellenlagers Seite 94.)

-----c —

bo

II

kp

*-*» nr L*--

---J- T

Pi

_4/////////////W////7Z'y/^/y///////y//^//

b    i    *7

Maschine

bog

400

250

70

330

68

60

80

12

500

300

75

380

86

75

90

13

600

350

85

425

103

85

100

14

700

400

90

475

116

95

110

15

800

450

100

515

134

105

110

16

900

500

105

550

153

120

120

17

1000

550

110

585 167

130

120

18

1100

600

120

615

186

140

130

19

1200

700

125

660 204

155

130

20 I

Tabelle 54. Haibaufliegender Rahmen, für Ventilsteuerung gebräuchlich.

Schnitt A-B

a i n -Mr-l

"V

0,55’H

....... ^

Schnitt C-E

4.

-t H

-Aar

■m : w £

—¹ i '

ItJ ?

-4-

a:

Fig. 199-203.

600

350

250

360

70

440    400

190

340

45

310

700

400

275

420

80

510

480

200

360

50

350

800

450

300

480

90

580

540

210

380

55

395

900

500

325

540

95

640

600

220

400

60

440

1000

550

350

600

100

700

670

230

420

65

485

1100

600

375

650

105

780

740

240

440

70

545

1200

700

400 700

110 870 800    250 460    75

615

Die Leisten L dienen zum Befestigen der Lagerböcke für die Steuerwelle.

Stärke der Fundamentanker 0,85 -k oder nach Tab. 51a Seite 80.

Alle hier nicht angegebenen Maasse nehme man aus Tab. 50 Seite 75.

Der Kähmen Tab. 54 soll besonders für Ventilsteuerung Anwendung finden, doch eignet er sich auch für Schiebersteuerung.

Fig. 209.

Fig. 210.

Fig. 208.

Das Kurbelwellenlager (Hauptlager).

Schalen material: Rotguss, meist Gusseisen oder Stahlguss mit Weissgussfutter.

Besondere Sorgfalt verdient die Konstruktion des Kurbelwellenlagers.

Man findet zwei-und vier teilige, auch dreiteilige Lager.

Æw//.

mmmmmm.

•-t-

i- -i

'////X/////A

Fig. 204.

Fig. 206.

Fig. 207.

Fig. 205.

Zweiteilige Lager, nach Fig. 204—200, haben den Vorzug der Billigkeit, leiden jedoch an dem Uebelstand, nicht nachstellbar zu sein.

kleinere Maschinen aus.

Die äussere Form der Lagerschalen wird 4 eckig {Fig. 207), 8eckig (Fig. 209) oder rund (Fig. 210) ausgeführt. Die runde

Man führt derartige Lager in der Hegel nur für

Ijppyip igyffgB

JPi m

mMÈÊÊM

II

il

II

I'

mw

Form dürfte bezüglich bequemer Bearbeitung die vorteilhafteste sein (vergl. auch Seite 88).

Oie Verstellbarkeit der 4 teiiigen Lager.

Direkte Schraubenstellung wird von einigen Fabrikanten angewandt (s. Fig. 213). Bei sorgfältigster Ausführung dürften dieselben ihren Zweck gut erfüllen, zudem baut der Lagerkörper enger.

Fig 211.

p ipi

Hfl

'W///ź/A

y///.

Fig. 212.

Fig. 213

Bewährte Ausführungen ergeben für gewöhnliche Betriebsmaschinen :

q = 17 —22;    25 — 32, im Mittel 28    .    .    (45)

Die Zahlen bilden jedoch nicht die Grenze, bis zu welcher man gehen kann, sofern man für gutes Material, zweckmässige Konstruktion und aufmerksame Wartung sorgt, wie nachstehende Tabelle 55 ausgeführter Maschinen, welche sämtlich längere Jahre im Betrieb sind, zeigt.

Fig. 215.

Zu hoher Flächend ruck

Seitliche Keilstellung. Gebräuchliche Ausführungen zeigen Fig. 211 u. 212. Bei der Anordnung der losen, also nicht fest mit dem Keil verbundenen Druckschrauben D D in Fig. 2/2"muss zum Halten des Keiles eine besondere Hakenschraube K vorgesehen werden. Man beachte auch Seite 94 und 93 unten.

Fig. 214 zeigt ein dreiteiliges Lager (System Siegel). Die Nachstellung erfolgt durch Andrücken des Lagerdeckels.

''4/ÆÊÊmÊ

Fig. 214.

Sä.

Das Warmlaufen der Lager

kann seine Ursache haben in der Konstruktion, der Ausführung, der Montage oder der Wartung und zwar:

1.    zu hoher Flächendruck q,

2.    zu hohe Umfangsgeschwindigkeit des Zapfens hoi gegebenem Ftächendruck (q-v zu gross),

3.    zu hohe Pressung durch Kräfte, die infolge mangelhafter Konstruktion auftreten, z. B. federnde Welle,

4.    ungeeignetes Lagermaterial,

5.    unzweckmässige Zuführung der Schmiermittel,

6.    Stösse.

Es bezeichne :

d Durchm. des Lagers in cm, n Umdrehungszahl pro Min. I Länge

so wird

1,2 P Lagerdruck in kg (nach Gleich. 17 Seite 42),

Flächendruck für das Hauptlager q —

d- Ti

TÔ0 60

Umfangsgeschw. d. Zapfens v =

1.2 -P

in kg pro qcm (43) • ¹¹ in Mtr. pro Sek. (44)

d-l

Beim Vorhandensein zu hohen Flächendrucks wird das Material der Lagerschalen an der Lauffläche zerdrückt. Es lösen sich von der Oberfläche des Lagerlaufes ganz dünne Metall-plättchen ab (Fig, 215). Diese erhöhen die Lagerreibung und führen zum Festbrennen.

In weiten Technikerkreisen findet man die Ansicht verbreitet, dass die Reibungsgrösse in kgm den Wert 0,5 nicht überschreiten soll, also:

R — q-v-0,05 O 0,5 ¹)

Bestimmt man jedoch die Wrerte von R aus Tabelle 55, so finden sich ganz beträchtliche Unterschiede (R = 0,5 bis 2,8) und bedeutende Abweichungen von 0,5.

Bei Neukonstruktionen berücksichtige man jedoch die "Werte der Gleich. 45.

Tabelle 55. Kurbellager in Betrieb befindlicher Maschinen.²)

Cyl.-

Dchm.

Hub

cm

kg mkg Lager. q qv metali

Art I Zweck

des Betriebes

450 700 600 1100

66

75

17

32

600

900

1050 60

22

12800 27,416,2 mif^ 17000 8 10,1

20900 25,1 17,3 Wg

Seilbetrieb

Rg

Elekt. Licht Walzenzug

Müllerei

600

1000

1000 120 25

SS

14000 15,123,6

Walzenzug

650

650

150

180

24,5

700

1000

100 26

800

1200

80

31

900

1350)

80

36

1250

1250

80

90

43,5

O CM O GO O ^ ^ O O O

15800

16,1

24,8

22500 20,6 23700 15,3 35500 17,0

37,2

Wg

dir.gekupp.

28

19,9

25,6

27,2

49,5

|55,7

Rg

Wg

Seilbetrieb

dir.gekupp.

In den meisten Fällen (bei grösseren Maschinen wohl immer) nimmt man Weissnietalllager. (Man vermeide jedoch fensterförmige Ausgiessungen, da der Lagerhals nur mit ein und demselben Material in Berührung kommen soll,)³) Wird ein Weissmetalllager durch Unachtsamkeit des Maschinisten oder durch irgend einen anderen Umstand zu warm, so läuft das Weissmetall aus, die Maschine schlägt und macht den Maschinisten auf die Gefahr aufmerksam. Anders beim Rotguss² lager. Beim Heisslaufen dringen kleine Abblätterungen in den Lagerhals und brennen fest, wodurch unter Umständen die Welle ruiniert werden kann. Zudem ist ein Weissmetalllager in vielen Fällen durch Ausgiessen schneller wieder betriebsfähig herzurichten.

Die Mischung für Weissguss

wird nach Kirchweger zweckmässig :

Zuerst geschmolzen 9V2 Teile Kupfer; in das flüssige Kupfer kommen 13 Teile Antimon, darauf 59 Teile reinstes Zinn. Gut gemischt, ausgegossen und zerkleinert. Von dieser Mischung werden 27 Teile geschmolzen, dann 29’/2 Teile reinstes Zinn zugesetzt, gut gemischt und in Barren gegossen.

Als Form des Lagerrumpfes empfiehlt sich Ausführung Fig.218, da Fig. 216—217 weniger günstig in Bezug auf Festigkeit des Querschnittes a ist.

Ausführung des Hauptlagerrumpfes. (S. auch Seite 99.)

Fig. 216.

Berechnung des Querschnittes».

Der Sicherheit wegen denkt man sich die Kraft P etwas über Mitte Lager angreifend, etwa in der oberen Teilsteile der seitlichen Schale.

-MV*

Der Querschnitt bei a wird auf Biegung durch die auf das Hauptlager übertragene Kolbenkraft 1,2-P beansprucht (P nach Gleich. 17 Seite 42).

Es ist:

Fig. 218.

(47)

Mb = 1,2-P-l

. . Mb

kb = —

w

kb = 150 bis 200 kg pro qcm.....(49)

Das Widerstandsmoment W ist abhängig von der Querschnittsform und wird nach Seite 56 bestimmt.

k Das Einpassen der Stellkeile ist in Konstruktion Fig. 221—222 schwieriger als in Fig. 219—220. Letztere hat jedoch den Nach-

zulässig :

_/

L- I-Al

(48)

TH

rx:

4t

fl

Fig. 219-220.

Fig. 221-222.

teil, dass die Kragen der Schalen sehr gross sein müssen, wenn die Keilöffnungen verdeckt werden sollen.

In neuerer Zeit findet man vielfach eine nur einseitige Lagerstellung, in Fig. 275—281, Seite 94 dargestellt, und zwar auf der dem Kiemen- bezw. Seilzug entgegengesetzten, also meist inneren Seite. Da das Anziehen der Stellkeile meistens nach dem Gefühl und während des Betriebes gemacht werden muss, und das Lager infolge der Kiemenspannung immer an der einen Seite anliegt, so müsste, um eine exakte Einstellung zu ermöglichen, diese Kiemenspannung aufgehoben werden. Dieses könnte ja allerdings dadurch geschehen, dass man auf den Kolben bei abgespreiztem Schwungrad (um das Angehen der Maschine zu verhüten) Dampf wirken lässt. In den meisten Fällen wird man der Umständlichkeit wegen dieses nicht ausführen, sodass auch bei zweiseitiger Stellung die hintere Stellung so wie so wirkungslos wird. Da nun ausserdem durch Fortlassung des vorderen Stellkeiles der gefährliche Querschnitt des Lagerfusses wesentlich stärker ausfällt, Fig. 218, so begnügt man sich mit einseitiger Lagerstellung.

Die Befestigung der Lagerdeckelschrauben kann geschehen durch Einschneiden von Gewinde (Fig. 223), durch Anordnung von Schrauben mit Hammerköpfen (Fig. 224) oder durch Keilschrauben (Fig. 226).

I#

|]

m,

SS.

ln

wm

SK

ij

AI

4«

Fig. 223

224—225

226.

Aeussere Form der Lagerschalen und Arretierung.

Pi

Fig, 227. Richtig.

Fig. 228. Falsch.

Fig. 229.

Die Schalen sollen an der dem Lagerkörper zugedrehten Seite möglichst ganz anliegen nach Fig. 227 oder 229 und nach Fig. 228, besser nach Fig. 229, gegen Drehen geschützt sein.

JB eistehen de F?g. 230 bis 231 zeigen, wie sich das Material durchdrücken und zugleich in Ł. dieLänge strecken kann.*)

Die Lagerdeckel werden des leichteren Gewichtes wegen hei Maschinen über 500Hub in Hohlguss ausgeführt (Seite94).

Der Deckel soll nur an einer Fläche

Aufnahme einer Kurbelwellenlagerschale im neuen Zustande.

»-•

s'«2

1.......r

•►-.a-

Aufnahme derselben Schale nach mehrjährigem Betriebe.

z. B. bei 66, anliegen, da sonst das Lösen bezw. Abheben des Deckels schwierig ist.

ia

a<

bl

Die Schmierung des Lagers.

Das Schmieren der Hauptlager geschieht entweder durch

Docht-, Tropföl- oder Pressschmierung. In neuerer Zeit wendet man

IM

yen cUf (k/ftarngt

'ÆA-

Wm

Fig. 236.

Median. Schmierung.

Fig. 234.

Tropföl-

die Dochtschmierung bei Hauptlagern selten und ungern dagegen haben die Tropföler {Fig. 234) grosse Verbreitung gefunden, da man sieh zu jeder Zeit vom richtigen Funktionieren der Oelzufuhr überzeugen kann.

Eine in der Neuzeit eingefühlte Methode, die Rotations-Schmierpumpe {Fig. 237 bis 239), hat sich sehr gut bewährt und sollte an mittleren und sehr grossen Maschinen unbedingt angewendet werden.

Der Bedarf an Schmieröl ist sehr gering. Die Kosten der Einrichtung betragen je nach Grösse der Maschine 300—600 Mk. für ein Lager, welche sich in kurzer Zeit durch Ersparung an Schmieröl und Verminderung der Lagerreibung bezahlt machen dürften. Der Antrieb der Pumpe geschieht vorteilhaft von der Steuerwelle aus, wie in Fig. 237 bis 239 angedeutet.

Die Konstruktion der Pumpe selbst ist ausführlich beschrieben in Haeders Zeitschrift 1897 Seite 171 u. 186.

Fig. 233. Dodit-

Fig. 235. Fett-

an

*) S. Zeitschr. d. Ver. deutsch. Ing. 1890 S. 931.

~u

-B

jttlf

El M

-r

il

Po

Fig 237-239.

B Oelbehälter. F Schauglas, P Rotationspumpe, S Riemenscheiben, M Steuerwelle, »• eingedrehte Nute in der Kurbel, b Abstreichbürsten für den auf Seite 109 erwähnten Spritzring.

Schmiernuten und Schmierlöcher.

Die Anordnung und Grösse der Schmiernuten und Schmierlöcher überlasse man nicht der Werkstatt, sondern gebe dieselben von vornherein in der Zeichnung an. Anhaltspunkte giebt^Tabelle 56.

f]

Fig-, 240—242. Schmiernuten und Sdimierlöcher.

Tabelle 56. Schmiernuten und Schmierlöcher. (Fig. 240—242.)

Lagerdurchmesser mm

100 150 2001250 3001350 400 450 (500

co co °

Schmier-/ Anzahl . löcher /

Durchm. s

<o

00 O g CM ⁰⁵

CO

co

IO

CO

CO

CO

IO

oo

co

o^o oo £

Der Betrieb erfordert beim Heisslaufen des Lagers häufig die Zuführung grösserer Partien Schmieröl oder Wasser zur Kühlung. Die Ausführung des Lagerdeckels nach Fig. 244—245 mit der mittleren quadratischen oder runden Oefifnung erleichtert uns dieses sehr, ebenso beim Zuführen von Schwefelblüte.

Tabelle 57. Grösse des mittleren Loches im Deckel.

Hub in .    .

mm

600 ! 800

1000 I 1200

1400

Lochdurchmesser .    . a

65    80

100

T \ZZ

J

“*i—?” —

I---: -ji-    _ i------V

I /    a

rl

r~i

h---t—

IL_

•h

il -a

\- ’wmm

S|\

11

Fig. 243. Unrichtig.

Fig. 244. Besser.

Fig. 245. Besser.

Gute Schmiervorrichtungen sowie ausreichende Schmiernuten

sind sehr wichtig, und verdient das in Fig. 246—247 dargestellte Lager einer Walzenzugmaschine*) besondere Beachtung.

Î-3S0 -j.....

f

_j_ihMlfhÜüM

■r

1    i so

~-JZ

H-i

■M

is

/ 20.

V;

‘20 '■

\S

[ffl

70

PP

US

xi V

so!

Vs j

iS?.

ii

j.

Lxd

■ 9M)......

.MH

•• i* r

:\

♦ 780

; r~\

>£

; i : W:

i-m

vTÎLt.

I#

rni

IM

Fig. 246 -247.

Hauptlager einer Walzenzugmaschine von I) = 1000, H= 1400. *) S. Z. d. V. d. Ing., 1890. S. 933.

Die Schmierung geschieht hier für gewöhnlich mit steifem Fett, das durch sechs Kolben von Gasrohr, die dem Bedürfnis entsprechend beschwert werden können, in grosse Kammern gedrückt wird.

Diese vier Kammern sind an den

Teilstellen der Schalen gebildet durch Aussparungen.

Durch die mittlere grosse Oeffnung kann Speck (das bevorzugte Schmiermittel für alle Hüttenmaschinen) eingebracht werden. Seitliche Löcher dienen beim Einlaufen neuer Schalen der Ölzufuhr. Der Stellkeil für die stellbaren Lager hat die Form wie in Flg. 287.

•Pa

Wasserkühlung des Lagers.

r:

Fig. 248.

Fig. 248 zeigt die (selten ausgeführte) Kühleinrich-rff&ssrr/eii. t u ng für dasHauptlager einer stehenden Maschine, indem der hohle Lager deckel an die Wasserleitung angeschlossen, und durch einen zweiten Hahn das Wasser die Hauptachse befeuchtet.

Durch eine Cementiinne im Flur wird das Wasser abgeführt.

¹

worin 0,05 der Reibungskoeffizient.

²

S. Zeitsdir. d. V. deutsch. Ing., 1890, Seite 933 (Kiesselbadi).

³

Für Eisenbahnwagen wenden auch jetzt manche Fabriken noch fensterförmige Ausmessungen (Rotguss mit teilweise Weissmetallfutter) an, dieselben sollen sich als Achslager gut bewährt haben.

Das Ausbohren der Lager.

Da besonders Bronzeschalen nach dem Warmwerden sich

man

schärfer krümmen und dann an den Teilstellen kneifen, lässt letztere überhaupt nicht anlieg en, und bohrt deshalb zweiteilige Lager um 0,4°/₀, vierteilige um 0,7% weiter als den ’Wellendurchmesser.

Tabelle 58.

Zapfeniurchmesser . mm

100    150    200 ! 300    400

Lager- [zweiteilig bobrung [vierteilig

100

100

s sr

150,6

151

LO tO ° °

£ ä?

301,2    401

302    402

» s,

Die Bearbeitung der Lagerschalen.

Fig. 249.

Fig. 250.

Nachdem die einzelnen Schalenteile gehobelt und zusammengelötet oder mit Stiften fixiert sind, werden dieselben aus gebohrt, der Kragen abgedreht (Fig. 249), auseinandergenommen (Fig. 250), zusammengelötet, aussen gedreht und in den Lagerrumpf eingepasst.

fa

§!

£■

Lagerteile gebräuchlicher Ausführung.

ff

ei

si

y^

iV/

Fig. 251—253. Ilauptlager für Maschinen bis 400 Hub.

ffij f^LsJLw# dEfr

T '15

r%\

»u Ti~rTii4

rf jr'M

■/

m lt?

śj

®yâ§

ft

-4

Jjsa

Fig. 254—26*2. Hauptlager für Maschinen bis 9C0 Hub (Seite) 94.

AL

//

ül

4L:

«I

EM

iiÜ

iij

Lü

=E§K?!BJ

"bl

WC '

r-3^

ijr

ü!

LA

JTÏ

I. • I \V

ÖS

lW

.ii

ILJ

Sj

a:

>1

-Ä

y/s/yyZtffßy

'V/ELL'.ELyE.

**\t

Mi

Mjt,

Bl

EL

\ß \ 1 *

Y0

Fig. 263—274. Hauptlager für Maschinen über 900 Hub (Seite 96).

tiC

rs -*4

Form C

“ns

V-

• U -LJ--^ K

-- - W -l u. . M°

^HI?_J___

¹ 1

h* -¹- —

U-,xS

&""////

=* =

'zmzmï,

'7/7/Z//,

VA

v*-r

-1 Tx

t*

->---*(

T 10

z:

P-JW j

' rT~'

tTS I

- è- “H

t°^

r⁻'*

-i

— •J

I*--A —

l-j*

rjl

~f

UJ

"T

,:fi

r T r T--

M(

rn~)

/>

ul

v///Ÿ„

i\m_j

jmc-j

i*i

■a

‘1

OQ

JJ

iô)

— T-M

<5)

JL '

82, Tabelle 53 und Hg. 296 Seite 99.

fc/

x -V/TZ/ÏZ

r r — ~

Â»

¥Mk

vë-

- —

M'ÆW :

_.i

1 nülfc

c*

T~~----4-

Fig. 275—281. Beachte auch Seite 96 und

gL

l-U

/>.

r-i

•s

80

95

•s

ce

V)

63

75

175

190

CM

CM

o

lO

100

110

Ol

CM

CM

co

co

55

co

rj

N

bJD

c3

Deekel-

schrauben

k Zahl

CM

co

CM

%)

•Ç-2»

Ci

110

-2

•fH

©

♦H

154 i 150

110

<0

CI

rO

co

co

0)

mm

0)

Lagersehalen

190

120

05

LO

Maschine

250

400

Kurbelwellenlager.

10

11

12

110

125

140

160

180

200

90

205

Ol

120

CO

CM

100

220

-O

CM

135

110

124

138

152

165 I 230

235

150

250

265

280

320

165

180

195

210

00    O    CM    CO    O

CM CO CO CO CO ^

O    O

CM    CM

CO

CM

CO

CM

CO

CM

CO

CM

CO

CM

co    co    co    co

■r—i    t—i    tH    t—i

co

co

CM

Ol

rf

Tł<

CM

CO

CM

co

o

co

kO

CO

Ci

co

Ol

co

lO    o

co    ^

125

140

155

170

185

200

170

190

205

230

250

270

180

125

CO

o

Ol

o

OJ

220

140

300

500

202

140

234

155

CM    GO

CO    co

00

Ol

250

160

180 S 290

350

400

009

700

264

175

co

co

330

210

450

800

300

190

CM

00

370

230

00S | 006

326

205

00

co

CM

400

250

550

1000

65

s 70

215

290

370

220

450

280

009

1100

235 ! 420 310 230

510

320

700

1200

CO

Kähmen hierzu s. Seite 74—75. Die Abmessungen A, B und F nehme man aus Tabelle 53 Seite 82.

Höhe der Ankernocken etwa nach Tab. 52, dabei ist zu berücksichtigen, dass die Unterlegscheibe der Ankermutter eben noch Platz hat.

ta

CD

A'

rt sifeit^

vh/S////Â    jajjl °‘~l

'LA

ilIP :<§|S|§

V3

:r^

&à

\\

W7?7777/

’ O

fi £'

il

%&vZ

AwswsIwvw^n

iŁfep^l

•~ç5 ï"

- ś-rt

-%zß

CD A

4£j

//à'

gj

V,

<d

Kurbelwellenlager.

gg

vfW. o>#^

ip j||lsp£

—!;—1—

T3

Fig. 287—290.

Lager mit einseitiger Kehstellung.

sSS

II

»

ËH

- -MWM R

îâjifL -tói-

_L_

Ti

«i-

s;

l"³    4i<-|

ICâ

1,25b

■ÜÉHg

mK i s-Afp

net

ii

L''

2%

a? Vf

W'I \*3Ę$r

v<k?l jgf

-Ł

^1

jL

IHP

1PT

mil

Fig. 282—286.

Lager mit einseitiger Schraubenstellung.

■3

a>

Keilstellung Fig. 387- 390.

S I t I U I V

1 r-ooos'Oi-ic^oo^io

t—1    H t-H    t—f    H t*H

06

95

100

110

115

120

125

130

135

I ^OCOC-COC^Ot-HCM OJCNICNOIOIOJCOCOCO

100

110

120

130

140

152

165

180

195

OOOOOCOOOiOO

oaocor-r-oocaoio

T—-

I COCOG^OlinOSCvIiOOO CvlC^CMCOCOCO^^^r

75

80

85

06

95

100

110

120

130

105

110

120

130

140

150

160

175

190

oo

OJ

2C

cS

"Sd

Schraubenscel lung Fig. 883-386.

a,

SS

130

120

136

130

142

140

148

150

155

160

165

175

185

195

170

180

190

200

œoaooooaoooo^'^

CO^f^^iOiOiOCOîD i

O^OOtMiOQOfMCDO    I

iO>OiOCOCOCOI>-l>-00    I

•3

a>

CO

Tj

■es

Lagerdeckel

25

150

90

26

155

98

27

160

102

28

165

108

30

31

32

34

36

38

40

42

175

180

185

195

205

215

225

235

250 ! 45

120

136

154

162

170

185

205

235

270

<3__

und

218

234

245

256

282

315

350

370

395

420

465

535

610

S)

fl

15

<4i

rMC>lć>jS^oĆoĆOCOrorOC§CO^

rg

a;

ÖJ3

eS

K)

rO

JS

CO

_QJ

Lager

J1J

170    \270

180    290

i !!

190    305

200    320

220    350

240    385

260    415

280    450

480

510

300

320

350    560

640

720

400

450

Haeder, Dampfmaschinen.

Kurbellager mit direkter Schraubennachstellung.

Fig. 291 (s. auch Seite 96).

Die in Betracht kommenden Ausführungen zeigt Fig. 291—293. Bei Ausführung nach Fig. 292 (Gewinde nicht direkt in den Lager-fuss geschnitten) muss der Kragen . der Kotgussbüchse hei x genügend stark gehalten sein.

V/,

Die Druckschraube erhält schar -fes oder flaches Gewinde. Ist :

1,2 P der Lagerdruck in kg nach Gleich. 20,

e die Ganghöhe in cm,

„ Anzahl der Gänge,

= z • n • ii • e die Druckfläche des Gewindes in qcm,

1 = ~ 3 • n die Gewindelänge, so wird :

'4m

4 J----J

N N*.

1,2 • P

Flächendruck q — —y

W7/.

Fig. 293.

in kg pro qcm .    .

• • (50)

Zulässig ist hier q =100—250, im Mittel 180 kg pro qcm (51) Für den Kerndurchm. der Schraube kann man etwa setzen :

n 2

4*V =

1,2 P

600

(vergl. Tabelle 60) .    (52)

Formgebung (S. auch Seite 87).

Beim Zeichnen des Lager-fusses muss man auf gute Formen

achten. Etwas angenehmer für das Auge ist die Ausführung nach B, bei welcher für die Strecke c auch eine gestreckte Parabel zu Grunde gelegt ist. Bei Ausführung nach A wirkt die lange gerade Fläche b nicht vorteilhaft.

A Vb

<a

Z3

Fig. 294.

rC

Fig. 295.

Die Seitenansicht des Rahmens zeichne man auf beiden Seiten nach oben verjüngt, wie Fig. 296 zeigt.

Die Lagerdeckel zeichne man entweder nach

Die letztere

Fig. 297 oder nach Fig. 298 —299.

Form sieht infolge der spitzbogenähnlichen Form kräftiger und hübscher aus, als nach Fig. 298 die einfache runde Begrenzung.

E_

In manchen Fällen sieht man den ganzen Deckel in seiner oberen Begrenzung als Parabel * durchgeführt. Es macht einen vorteilhaften Eindruck, wenn die Lager-decket in der Mitte möglichst hoch gehalten werden, wie in Fig. 275 bis 281.

t*

Fig. 296.

Î3

Fig. 297. Fig. 298-

299.

Die Eindrehung an der Lagerschale für das Weissmetall besser nach b, (Fig. 301), damit sich das Metall nicht seitlich herausdrücken kann. In neuerer Zeit lässt man die Nuten e (Fig. 300) ganz weg, weil die Eindrehungen E (Fig. 301) genügen sollen.

Der seitliche Anlauf ist bei

Fig. 301.

Fig. 300.

um;-

besseren Ausführungen nur am Weissmetall zu finden (Fig. 303), um das Arbeiten an zweierlei Metall zu verhindern. Wird der Schwalbenschwanz nicht zu klein in der Stärke genommen, so ist eine Eindrückung, da die seitlichen Drücke nur klein sind, nicht zu befürchten.

Vorsprung s

2—4 mm.

Fig. 302.

Fig. 303.

7*

Material: meist Stahl, weich.

Die Kurbeiachse.

A. Die gekröpfte Kurbelwelle. *)

P sei der Druck auf den Kurbelzapfen in kg nach Gleich. 17, G das Schwungradgewicht in kg.

Fig. 304.

a) einfach gekröpfte Welle.

fï s

EÖEU+lj§eEfi-b-~£^EF

I    • i I ¹    *V _7^r /S

r* - y- *t* a-i

Fig. 306.

-cu. jo yfffl

z Ls, !

'r*~h    ~

or B ^    !$

J —■»-! e i-»— i

t«— -L

»■Cr*

Af] File' |Ä2

Fig. 305.

Fig. 307.

Man suche zuerst die überhaupt eintretenden Maximal-Auf-lagerdrilcke und führe der Sicherheit wegen diese in die Rechnung ein, ob-wohl dieselben zu gleicher Zeit (resp. in ein und derselben Kurbelstellung) nicht auftreten.

Es ist :

nach Fig. 304—305 Aj =

P-ct+G-l

. (53)

nach Fig. 306-307 A₂ = P-⁹ + G ’ ⁽'L + /}

, . (54)

Für die Berechnung des Schenkels S denke man sich die rechte Seite von S aus festgeklemmt, so ist:

Zur Querschnittsberechnung ist derjenige Wert einzuführen, welcher nach I oder II das grösste (Mb)/ ergiebt und hält dann :

nach Fig. 304—305 I

für 90⁰ verdreht II

kb =

Wb)i

(56)

(57)

man er-

worin IV =

bh² b²h 24 ⁺ 8

IV

. (59)

das ideelle Widerstandsmoment .    . (59a)

Zulässige Beanspruchung = 450 kg pro qcm für Stahl .    (60)

Zuläss. Beanspruch. Jcb —250 kg pro qcm für Schmiedeeisen (60a)

• • (61) • ■ (62)

Für den Zapfen Z nehme man

\Mh=Ax.g**)    .

Null **    .

l Mt

Mb

(63)

kb =

. ⁰ w

IV für den kreisrunden Querschnitt nach Tabelle 45.

*) Berechnung mehrfach gekröpfter Wellen s. „Stehende Maschinen“.

**) Mf, und Mf werden vereinigt zu einem ideellen Biegungsmoment. (1/&P nach Gleich. 36 bis 38, Seite 58.

Zulässige Beanspruchung- kb nach Gleich. 60 u. 60 a.

CO CO

Das Lager bei A.₂ ist zu bestimmen nach

j Mb=G-l¹).    .

| Mt = P-r¹).    .

kb

(Mb)i

(67)

W für den kreisrunden Querschnitt nach Tabelle 45. Zulässige Beanspruchung kb nach Gleich. 60 u. 60 a.

Beispiel: Die Welle der Maschine 250 Cylinderdurchm., 400 Hub (Seite 102> Fi g. 3L4—315) ist für p-pa = 6,2 Atm. und einem Sdiwungradgewicht G = 1000 kg zu berechnen.

Wirks. Kolbenfl. nach Gleich. 10 : Q= 0,98-^ • 25« = 481 qcm, Gestänged'ruck nach Gleich. 17 : P = Q (p — Po) = 481 • 6,2 ^ 2970 kg.

2970 • 30 + 1000 • 25

von

mithin (nach Gleich. 53) A% =

83

~ 1375 kg,

( ..

54) Aa

_ 2970 • 53 + 1000 (83 + 25)

83

~ 3200 kg.

Für den Schenkel n. Gleich. 57 u. 58 Mb = 2970 • 20 = 59400 kgcin,

Mt = 1375 • (53 + 10,5) - 2970 • 10,5 = 56 127 kgcm,

— 53- -es+»-⁵⁰-»L²⁵J

i rj^rT ¹

mithin nach Gleich. 37 :

Fig. 309. Maasse in cm. 76 456 kgcm.

( Mb)i = 0,97 • 59 400 + 0,3 • 56127 Schenkelquerschnitt h = 15 cm, 5 = 9 cm, mithin nach Gleich. 59 a :

9 • 15«    , 9² • 15

24

236, f olglidi :

(nach Gleidi. 59) kb = —325 kg pro qcm.

Für Zapfen Z nadi Gleich. 61 : nach Tabelle 45 wird für 12 cm Durchm. W = 169,6, mithin (nadi Gleidi. 63)

72875 169,6

Mh = 1375 • 53 ~ 72875 kgcm,

hb =

430 kg pro qcm.

Für das Lager bei A8 nadi Gleich. 65 :

66 :

mithin nach Gleich. 38 nach Tabelle 45 wird für 12 cm Durchm. W

Mb = 1000 • 25 = 25 000 kgcm,

Mt = 2970 • 20 = 59 400    „

<Mb)i = 0,62 • 25000 + 0,6 • 59400    51 140 kgcm,

169,6, folglidi nadi Gleich. 67

300 kg pro qcm.

kb =

51140 169,6

Die Beanspruchungen bleiben unterhalb der zulässigen Grenze (Gleidi. 60).

Herstellung der gekröpften Achsen.

Fig. 310.

Bei den ans einem Stück geschmiedeten Wellen ist es fast eine Unmöglichkeit ohne specielle Vorrichtung den Kurbelzapfen genau rund zu drehen; das Einnieten des vorher gehärteten und geschliffenen Kurbelzapfens nach Fig. 310 soll genauere Arbeit geben. Die Hauptlagerstellen werden erst nach dem Einnieten

gedreht.

Die Schenkelhöhe h halte man

ih

H0-

-J?f

Fig. 311-313.

breiter als den Wellendurchm. d, weil bei der Kraftübertragung sonst nur der obere Kreisabschnitt zur Ausnutzung herangezogen wird, und infolge dessen leicht ein Bruch herbeigefülirt werden kann.

Tabelle 61. Gekröpfte Kurbelwelle (Hg. 314—315). (Abbildung zeigt Welle 500 Hub, Maassstab 1 : 21.)

WÊ

E E^H

id- -

-f

iiiiiiiiniiiiiiiiiiif ■

VU'

ii

i-nr

; ł

-I— n

■!-

fpsfjlp*

nmmmr i

i* - 1 — -*i

_ c - -*U-----g*---*t<- - - a — -»+*■ - f

--1 j--i ►)

120

75

160

90

200

120

250

160

300

190

350

225

400

250

450

275

500

300

120 240 90 40 40 250 30 55 35 40 85 58 45 150 280 110 50 50 275 40 60 40 45 100 75 50 190 350    0    65    65    300    50    85    60 65 140 90 75

220 420    0    80    80    325    60    95    70 75 165 105 85

250 460 190 95 95 350 70 120 90 100 220 140 105 280 500 220 105 105 375 80 140 100 110 240 160 120 300 530 250 120 120 400 90 150 110 120 260 180 125 340 560 280 130 130 425 95 160 1*0 130 280 200 135 360 600 320 140 140 450 100 170 13o|l40 300 220 140

02 CO

Rahmen hierzu s. Seite 71.

Die Schmierung der Kurbelzapfen gekröpfter Wellen.

Fig. 316 - 317 zeigt eine Schmierung, wie sie bei gekröpften Achsen zur

Verwendung gelangt. An dem einen Kurbelschenkel befestigt, also zwischen diesem und dem Lagerhals, befindet sich eineC-förmige Kinne, in die das Schmieröl geleitet und von hier durch Knie stück

Schmierbohrung infolge der Schleuderkraft in den

qs=k-~ ~ —

Lii

aus

Fig. 316-317-

Schmierung gekröpfter Achsen.

und

Kurbelzapfen getrieben wird.

Die Schmierung-

der Kurbelzapfen mehrfach natürlich mit aller Vorsicht dureh-

gekröpfter Weilen muss gebildet werden. Die Einrichtung muss so sein, dass einem jeden Zapfen für sich eine beliebige Menge Oel zugeführt werden kann. Es muss also für jeden Zapfen ein besonderes Schmier-gefäss vorhanden sein, wie das auch später auf Seite 116 für den gewöhnlichen Kurbelfinger angedeutet wird. Eine gute Schmier-dieser Art ist in nachstehender Fig. 320 abgebildet

Vorrichtung und die Wirkungsweise leicht verständlich.*)

■/

—X—

-vd

a,

£0

Sdimierung doppelt gekröpfter Wellen (2 Sdimlergefässe S).

Fig. 320.

Man muss die Entfernung der da dieses die Beanspruchung der Welle ungünstig beeinflusst. In Fig. 321-322 ist die Kurbelwelle von zwei gleichen Pumpmaschinen dargestellt, welche nach kurzer Betriebszeit beide an

bei gekröpften Kurbelwellen darauf achten, dass beiden Aussenlager nicht zu kurz ausfällt,

*) Z. d. V. d. Ing. 1886, Tafel 30.

der mit a bezeichneten Stelle einen Hiss erhielten. Man fertigte eine neue Kurbelwelle nach Fig. 323 — 324 an, die Lagerentfernung um 225 mm vergrössert. Die Maschinen arbeiten seit

SB

Eli..

bf]>

i'29---

- - _ SJJ_____

-Ü9 .

..

Fig. 321—322. Riss in der Kurbelachse a. Reparatur durch Schrumpfband S.

der Zeit zufriedenstellend. Trotzdem entspricht die Lagerentfernung noch nicht den praktischen Erfahrungen.

95-

I«

~±

• :jłr-

j- cli.'.. ::    |

mm

. I y

W .1^-260..

fer

^fł£|^h--1~

— — --

4-

JHn

v-rj

----5M

-J+-

SSû

Fig. 323 324. Neue Kurbelachse (verstärkt) und Lagerentfernung vergrössert.

In neuerer Zeit findet man für die Achse Seite 102 vielfach' noch ein drittes Lager ausserhalb des Schwungrades angewandt.

den Haupt -

an

Die Schwungräder sollen so nahe wie möglich lagern sitzen.

Die gerade Kurbelachse.

Der Lagerhals der Kurbelwelle. *)

Der Lagerhals wird auf Drehung und gleichzeitig auf Biegung beansprucht. Damit man nun bei Beur- | teilung der Beanspruchung nur eine Zahl in Betracht zu ziehen braucht, werden Drehungs- und Biegungsmoment zu einem ideellen Biegungsmoment vereinigt.

kJ

ł_____L.

plU

u-- r — »■

Fig. 325.

Es bezeichne (s. auch Fig. 325):

P= den G estäng ed r u c k in kg nach Gleich. 17, Seite 42 Mi, = P-l das Biegungsmoment in cmkg . .

Mi = P-r das Drehungsmoment in cmkg , .

Mb)i das ideelle B i egun g smom ent in cmkg nach Gleich. 36 bis 38, Seite 58,

W das Widerstandsmoment bezogen auf cm, für den kreisrunden Querschnitt nach Tab. 45, kn die Beanspruchung des Materials in kg pro qcm,

. . (68)

.    .    (69)

so wird

(Mi)i

(Mb)i

.    • (70)

,    ,    (500 kg für Schmiedeeisen!

Zulässige Beanspruchung kh =    gtahl    j • (71)

IV

kb

; kb

IV

Uebersdiläglidi kann man auch redinen ^M^ — P-L (s. Fig. 335) . (72)

Beispiel: Für Masdrine 450 mm Cyl.-Durchm., 800 mm Hub, ist beip-ju₀ = 7 Atm. und l — 395 mm der Lagerhals zu berechnen.

Wirk«. Kolbenfl. nach Gleidi. 10: Q — 0,98- ^ • 45² ^ 1560 qcm, Gestängedruck nach Gleich. 17 : P—Q (p — p₀) = 1560 • 7 r-o 10900 kg. mithin nach Gleich. 68 : Mj, = 10 900 • 39,5 <v> 430 550 cmkg,

69 : Mt = 10 900 • 40    436 000 cmkg,

38 : ( Mh\i = 0,62 • 430 550 -f 0,6 • 436 000    528 540 cmkg.

Nach Tabelle 62 ist d = 210 mm, mithin (nach Tabelle 45) W = 909,2 und ,    528 540

§09,2 ~ 580 kg pr° qCm Die zulässige Beanspruchung wird also nidit überschritten (nach Gleich.71 für Stahl).

ferner

nach Gleich. 70

*) In Bezug auf Heisslaufen beachte man Seite 85.

¹

s. Fussnote Seite 100.

Der Schaft der Kurbelachse.

Material: meist Stahl, weich.

-i

WW

t^-2 r

î_L_

■■44-

r L<

U*

U»

Fig. 326.

Ausser den bereits erwähnten Bezeichnungen bedeute noch (s. auch Fig. 326):

G das Gewicht des Schwungrades in kg,

L, a und b Längen in cm, und wir erhalten für Welle in Mitte SeliAvnngrad

(73)

-mm G-a-b

Mb — —£— cmkg

(74)

ił

Mt — P-r

Zulässige Beanspruchung kb = 200 bis 300 kg pro qcm . (75)

Man Avählt hier die Beanspruchung so gering, um die Durchbiegung möglichst gering zu halten.

Beispiel : Die Kurbelwelle (Fig- SST’l der Masdiine, 450 mm Durchm., 800 mm Hub, hat in der Mitte 280 mm Durchm. Der Dampfdrude betrage 7 Atm. Ueberdrudc, das Gewicht des Schwungrades G = 4700 kg.

-ÖöSM—¹

Um- - 110---

U-------

ißJfpLi

28 —

iyi

200 ---

Fig. 327. Maasse in cm.

Der Gestängedruck beträgt (s. audi Beispiel unter Kurbel) :

P = 0,98 •    • 45² • 7    10 900 kg,

4700 • 110 • 90

«"-j 233 000 emkg,

„    74 Mt = 10 900 • 40 ^ 436 000 emkg,

= 0,62 • 233 000 + 0,6 • 436 000 ~ 406 000 emkg. Für 28 cm Durdim. ist nadi Tabelle 45 W = 2155, folglich nach Gleich. 70 kj} =    ISOJcg^ pro qcm, nach Gl. 75 zulässig.

mithin nach Gleich. 73 M& =

ferner nach Gleidi. 38

200

Die Durchbiegung der Welle.

Für vorstehendes Beispiel beträgt die Durchbiegung nach Gleich. 41 Seite 58:

x =^4700+

200² + 110 90

8-110-90

•75oj•

110²-90²

^ 0,014cm,

3-200 30172-2200000 worin, ausser den bereits bekannten Werten : 750 Gewicht der Welle von Mitte Lager bis Mitte Lager, 30172 Trägheitsmoment von 28 cm Durchmesser nach Tab. 45, 2 200 000 Elasticitäts-modul für Stahl nach Tab. 40.

Tabelle 62. Kurbelwelle. Fig. 328—330.

It—lid-^-B    ,

-»C Wo— g -H

pŁJ—i    —r~

-\    —j-—

i    i

£rrr> —d ₅—

___«•

ij

TT

-k —

-- a- -

------b------4    i

_j_lL

Fig. 328—329 für Ventilsteuerung (Maseh. 700 Hub, 1 : 30 gezeichnet).

'mV,

-ä₅ -

—h--------J

Fig. 330 für Schiebersteuerung (für Masch. 700 Hub, 1 : 30 gezeichnet).

Maschine Lager

Ct>

J»-

a-

=s-

H? ⁰

400 250

120

^00

300

140

600

350

160

700

400

180

800

450

210

900

500

230

1000

550

250

1100

600

280

1200

700

320

190 700 600 220 800 650 250 880 720 290 970 780 330 1100 900 370 1200 1050 400 1350 1150 450 1490 1260 510 1610 1340

100

120

130

145

165

185

140

160

185

205

235

260

210

280

240

810

265 350

140

175 400 210 500 240 600 280 700 310 800 350 900 380 1000 450 1100

1300 1670 38 1450 1880 42 1600 2100 50 1750 2300 60 2000 2650 70 2250 2950 75 2500 3280 86 2750 3600 92 2950 3950 100

16

16

18

18

20

20

22

24

26

100

105

110

120

140

160

180

200

220

Die Uebergangsstellen von kleinerem zu grösserem Durchmesser bilde man als Parabel mit Aehsenlängen q — 2 s Fig. 329.

Die Kurbel.

Material : Schweisseisen, Flusseisen oder Stahl, weich.

(Kurbeln von Gusseisen findet man, abgesehen von Kurbelscheiben (s. Seite 119) jetzt selten angewandt )

Berechnung des Schenkels

(Kurbelarm).

Der Schenkel wird auf Biegung und auf Drehung beansprucht, es ist empfehlenswert, die Beanspruchungen für den oberen und unteren Querschnitt des Schenkels zu ermitteln.

Es bezeichne (s. auch Fig. 331 — 332):

Ht h

P Li

hx

rx

oft

-d -

1"

—Gh*~!

Fig. 331-332.

P den Gestängedruck in kg nach Gleichung 17, Seite 42.

•    •    (78)

W ==

kb die Beanspruchung des Materials in kg pro qcm, so wird:

(Mb)i

w kg pro qcm Zulässige Beanspruchung kb — 500 kg pro qcm .    .    .    (81)

Für einen beliebigen Querschnitt des Schenkels wird

kb =

(80)

Mi, = P-rx, Mt = Pa, W =

b-h\v , b²-hx

12

12

• • (82)

Ueberschläglich kann man auch rechnen (s. Fig. 331) (Mb)₍ = P L (83) Beispiel : Für Maschine 450 Dur chm., 800 Hub, ist bei p - p₀= 7Atm. die Kurbel zu berechnen. Nach Tab. 63 wird b= 75, h = 400 und a ^ 110 mm.

Wirks. Kolbenfl. nach Gleich. 10 : Q = 0,98 •    • 45²

4

Gestängedruck nadi Gleich. 17: P=Q (p-p₀) = 1560 - 7^ 10 900kg

1560 qcm,

mithin nach Gleichung 77 9//, = 10900 • 40 ~ 436 000 cmkg,

119900    „

ferner

78 Mt = 10 900 • 11 37 {Mb)i = 0,97 - 436000+ 0,3 -119 900 7,5 • 40²

79 W =

7,5² • 40

458 890 cmkg,

12

12

1185,

mithin

80 kb =

458 890 1185

390 kg pro qcm.

Um das bei langen Kurbeln häufig auftretende Federn vermeiden, ist der Schenkel stets kräftig' zu konstruieren. (Ausführung Fig. 345 dürfte auch aus diesem Grunde zuziehen sein.)

zu

vor-

Die Nabe der Kurbel.

Nabenlänge l Nabendicke w

II

0,9 bis 1,3 d im Mittel l = d .    (84)

0,4 , 0,5 d „

w = 0,45 d (85)

Die Befestigung der Nabe auf der Achse geschieht entweder durch rechteckige Keile oder runde Bolzen. Bei den ersteren

Fig. 333-336.

muss vor dem Warmaufziehen der Kurbel die Keilnute in Kurbel und Achse eingebracht sein , wodurch das Warmaufziehen der Kurbel und das Einpassen der Keile eine mühsame Arbeit ist. Das Loch für den runden Bolzen wird nach dem Warmaufziehen eingebohrt und das Einpassen des Keiles ist viel bequemer. Man findet auch wohl 2 Keile angeordnet, runden oder rechteckigen Querschnitts.

Die Nabe wird für den Schrumpf von ¹/mo bis V2000 gebohrt und warm aufgezogen.

Durch Aufziehen mittelst hydraulischen Druck auf das (in diesem Falle ein wenig kegelförmig, etwa im Verhältnis 1 : 100, gedrehte) Wellenende lässt sich ebenfalls eine betriebssichere Verbindung erzielen.

Bei schnell gehenden Maschinen darf die Eindrehung S des Spritzringes nicht unterlassen werden, weil die Kurbel sonst Oel fortschleudert.

Fig. 337.

Am besten ordnet man den Spritzring direkt am Lager, etwa 1—2 mm vorstehend (Fig. 303 Seite 99) an, weil dann beim Transport und Montage gegen Beschädigung geschützt.

/JT

■V

Wi

c\~'—

•—H

I

Fig. 345.

eingezogenem Kurbelarm (Fig. 343) sind schlechter zu bearbeiten als solche mit an den Naben tangierenden Flächen (Fig. 344). Die Hohlkehlen bei y (Fig. 343) sind schwer sauber herzustellen und Schlosser meistens vermurkst. Betreffs Spritzring für die Kurbel s. Seite 109.

In neuerer Zeit macht man den Kurbelarm so dick als die Nabe für den Kurbelzapfen (s. Fig. 345), also Maasse / und q gleich, da .die geringe Gewichtsersparnis durch die höheren Bearbeitungskosten aufgehoben wird.

Fig. 344.

Fig. 343.

Kurbeln mit

werden vom

ii

/*hI

Fig. 340.

^^-j:C=V24,l

342.

ffTf¹''

be -j -»-j- -cî*=-^<- F>

«d -*■ l

•-i

©—

IgFięl

_t__i.___

< — tJ -|—

m *4^

— >< —

Fig. 339.

ta.

Fig. 341.

Kurbel.

Tabelle 63. Kurbel und Kurbelzapfen. Fig. 339-340. (Abbild. Fig. 339-340 zeigt Kurbel 700 Hub im Maassstab 1:10.)

p qV x

e f g h i*) k

170    80 | 235

195    95    275

220    105 I 310

250    120    350

290 i 140    395

320    155 i 440

345    165    485

380 I 180 i 545

420    200    615

tO O iO O »O O O O O oJcoco^TfOkOcor-

o

Ol

o    o    o-o

co    CO    Tf

OCOCOOCM^COOOO

OICMCMCOCOCOCOCO^

O Ol Ol * Ol

O    00    O    Ol    o    o    o

Ol    Ol    CO    CO    CO    Tt*

O O 00 ^ o co co

O    CO    O    00    co

i>    oo    05    05

Maschine

4 |    45

5    50

5    55

8    65

10    75

13    85

15    100

18 110

18    130

co

T—I    t-H

165    95

185    100

210 110

240    115

265    120

o    in    o    io

co    CO    Tf    tH

o    m    O    iC    o

io    io    co    co    r-

85    75

o

co

120

200

400    250

95    85

115    100

130    115

145    130

160    145

175    155

190    175

220 200

o \ o

!>■ Q- -    00

O    O

O    rH

125

135

150

175

140

Mn

160

180

210

230

250

280

320

250

500    300

ę/j

300

600 | 350

0Q8

700    400

400

450

500

550

009

800    450

500

550

600

700

006

1000

1100

1200

Für Maschinen über 1000 Hub nehme man Zapfenbefestigung nach Fig. 354. *) In neuerer Zeit wird i=q gesetzt, s. Bemerkung Seite 110.

Material: Stahl hart; Lager: Rotguss oder Weissguss.

Der Kurbelzapfen.

Berechnung des Zapfens.

Es bezeichne (s. auch Fig. 346.) r*-b

P den Gestängedruck nach Gleich. 17, d ,, Durchm. des Kurbelzapfens in cm, b die Länge des Kurbelzapfens in cm, Mb das Biegungsmoment in cmkg,

IV ,, Widerstandsmoment bezogen auf cm nach Tabelle 45,

2 r*~

Fig. 346.

kj) die zulässige Beansqruchung des Materials in kg pro qcm,

so wird

Mb = p.

; <M

Mb

; kb =    ;

w

Mb

. . (86)

W = .    . .

kb

Zulässige Materialbeanspruch. kb = 500 bis 700 kg pro qcm. (87)

Beispiel: Der Kurbelzapfen der Maschine 450 mm Cyl., Durchm. 800mm Hub, welcher nach Tabelle 63 d = 110 mm Durchm; 6 = 145 mm Länge hat sei für p—p₀ =7 Atm. zu berechnen.

Es wird wirks. Kolbenfl. nach Gleich. 10: Q = 0,98 • ~ • 45²<^> 1560 qcm, Gestängedruck nach Gleich. 17 : P= Q Cp - p₀) = 1560 • 7 ^ 10900 kg, mithin nach Gleich. 86 : Mb = 10900 . ~⁵= 79000 cmkg.

Für 11 cm Durchmesser wird nach Tabelle 45 W= 130,7,

79000

mithin nach Gleich. 86:    130 7    ^8 pro ücm-

Das Warmlaufen der Kurbelzapfen.

Um das Warmlaufen zu vermeiden, macht man den Kurbel-zapfon grösser, als es die Rechnung auf Festigkeit ergiebt.

Unter Beibehaltung der vorstehenden Bezeichnungen ergiebt

p

sich Flächendr. für den Kurbelzapfen p = —— in kg pro qcm (88)

Umfangsgeschw. des Zapfens v —    in Mtr. pro Sek. (89)

100 60

,7= 70 — 75; qv = 45 - 65    ....    (90)

Die Zahlen bilden jedoch nicht die Grenze, bis zu welcher

Bewährte Ausführungen ergeben für gewöhnliche Betriebsmaschinen :

man gehen kann, sofern man für gutes Material, zweckmässige Konstruktion und aufmerksame Wartung sorgt, wie nachstehende Tabelle 64 ausgefilhrter Maschinen, welche sämtlich längere Jahre in Betrieb sind, zeigt.

Wie sich das Lagermaterial bei zu hohem Flächendruck, verhält ist in Fig. 215. dargestellt.

Tabelle 64. Kurbeizapfen im Betrieb befindlicher Maschinen.

(Zeitschr. d. V. deutsch. Ing. 1890.)

Cyl.-

Dchm.

Hub

cm

kg

_Lager-

ü Q V metali

Art

Zweck

des Betriebes

450 700 600 1100

66 11 12 10200 75 21,5 33,0 14000

29,6

16,5

Wg mit

Ktg-Raiid

Rtg

Seilbetrieb

Elekt.Licht

Walzenzug

600

900

1050

60 15,5 15,517300    35,3

Wg

Müllerei

600

1000

120 13    13 11200 66 54,1

Rtg

Walzenzug

650 650 700 1000 800 1200 900 1350

150

180

50,1

15    16 1280053,375^

Wg dir. gekupp

100 16    17    18300 67,3 56,5

80 18    22    19000 48 36

80 20 25 2960059,249,7

Seilbetrieb

Rtg dir. gekupp

1250 1250

80

90

25    28 58000

82.8

86,1

|96,8

Wg

Die Befestigung des Kurbelzapfens.

Die Befestigung des Kurbelzapfens geschieht durch Schraube (Fig. 347), Keil (Fig. 349—351), Keilsplint (Fig. 339), Druckplatte (Fig. 354) oder durch Vernieten (Fig. 352—353).

WĄ IÏ-— ■

:m©;

Fig. 347

Fig. 349-351.

Fig. 352—353.

Wir haben als bewährten Konus 1 : 24 gewählt und zum Verhindern des event. Herausfallens einen runden Keil (Fig. 339 -340) angeordnet.

Haeder, Dampfmaschinen,

~-no-4

. !4fl _

Die in Fig. 354 gewählte Lage des Kegels bietet mehr Sicherheit gegen Lösen, als die gebräuchliche umgekehrte. Neigung des Kegels (nach Kiesselbach) 1 : 30, in das warme Auge mit einem |    Schrumpf von 1/2000 des Durch-

I;/    messers eingesetzt. Ausgeführt

für eine Walzenzugmaschine, 1000 Durchm., 1400 Hub (s. Zeitschr. d. V. d. Ing. 1890 S. 936).

Die in Fig. 356 dargestellte Befestigung ist konstruktiv richtig, da es nicht möglich ist, den Bund und auch den Konus zusammen zum Anliegen zu bringen. Es treten dann »

j-«- 280-

- 240 -fcf

'S? !i!

-b-S-t?—

II Cd N

⁴“1ai

Fig. 354.

un -

95

t jä's

%

JJL

i-----

Fig. 357.

Fig. 366.

beträchtliche Spannungen auf, weil der gefährliche Querschnitt im Konus liegt und der, für die Berechnung in Betracht zu ziehende Hebelarm (s. Fig. 346) wesentlich grösser ausfällt als bei Konstruktion Fig. 357.

Oie Bearbeitung des Kurbelzapfens.

Von amerikanischen und einigen deutschen Fabrikanten wird der Kurbelzapfen gehärtet und auf der Poliermaschine sauber geglättet, es wird dadurch ein Kalt gehen desselben von Anfang des Betriebes an gewährleistet. Welche Unkosten dem Lieferanten und dem Empfänger durch heisslaufendeZapfen entstehen, ist ja bekannt, häufig ist mangelhafte Bearbeitung der Laufflächen schuld.

Die Firma A. Mannesmann, Remscheid, bringt für Kurbelzapfen u. a. einen Kompound-Stahl (Weiohkein-Stahl) in den Handel. Derselbe hat eine konzentrisch starke und durchaus dicht geschmiedete Stahlschicht, während das Innere aus weichem, sehr kohlenstoffarmem Stahl besteht. Beim Härten wird die äussere Stahlschicht glashart, während der Kern weich und zähe bleibt. Obige Firma liefert Kurbelzapfen, bei welchen nur der mic dem Zapfenlager in Berührung kommende Teil gehärtet ist, während der andere Teil, also der zum Einpassen bezw. ïfaoharbeiten bestimmte Konus, weich bleibt.

Die Schmierung der Kurbelzapfen.

Billigste und schlechteste Schmierung.

ff

Kleinere Maschinen erhalten auf dem Treibstangenkopf einen Selbstöler (Fig. 358).

Bessere Schmierung

(Centralschmierung).

Man soll das richtige Funktionieren des betr. Schmierapparates beobachten können. Dazu ist vor allen Dingen erforderlich, dass die Schmierapparate die drehende Bewegung der Kurbel nicht mitmachen, sondern feststehen.

Fig. 368.

Fl

::

1)

Der Schmierapparat (Fig. 359) ist auf dem Geländer befestigt und werden die in den Kopf a fallenden Öltropfen durch die Centrifugalkraft nach dem Kurbelzapfen getrieben.

Man kann auch bei Bedarf mit der Ölkanne das Öl direkt

in den Kopf a giessen.

Ü§ '    “HF'"'

Fig. 360—361 zeigen zwei Einrichtungen für konsistentes Fett, auch hier kann während des Betriebes von Hand das Schmiermaterial nachgedrückt werden.

id

Yd

St/iuiFer

Fig. 359. Centralschmierung * mit Tropföler.

Fig. 360 .

Fettschmierung.

Fig. 361.

Zwei nebeneinander liegende Zapfen (z. B. für Kondensationsmaschinen, bei welchen die Luftpumpe vom verlängerten Kurbelzapfen aus angetrieben wird) erhalten die in Fig. 362—364 gezeichnete Vorrichtung.

C3

in

I Treibstange J Luftpumpe

Co

Co"

i»

Vrky/Ï

:Ä>;

Fig. 362-364.

Schmierung der Doppelzapfon.

Die beiden sichtbar öltropfenden Schmiergefässe S 5, führen das Öl durch die Schmierröhrchen /r, in den Doppelkopf a, von wo aus die Ölmengen getrennt an die Zapfen Z und z gelangen. Durch Beobachtung des Schmiertopfes S kann man sich leicht überzeugen, ob dem Zapfen Z genügend Öl zugeführt wird, während am sichtbaren Öltropfer Sj die Menge Schmieröl für den Zapfen z zu erkennen ist. Die Haube b fertigt man aus Gusseisen, den Kopf a aus Rotguss an.

Je höher die Belastung q des Zapfens pro qcm und je grösser das Produkt q-/(Seite 112) ist, mit desto grösserer Vorsicht muss die Schmiervorrichtung durchgebildet werden. Besonders gute Ausführung in Bezug auf Bearbeitung des Zapfens und der Schalen und eine gut durchdachte Schmiervorrichtung lassen unter Umständen eine viel grössere Belastung zu, wie aus Tabelle 64 ersichtlich ist.

Das Öl soll vom Schmierloch des Zapfens bequem in die Lagerschalen gelangen können, deshalb erweitere man das Schmierloch mit der Halbrundfeile etwas, wie in Fig. 365 angedeutet. Dieses ist besonders für schnell gehende Maschinen äusserst wichtig.

wm

Fig. 865.

Schmierloch des Zapfers.

Das Ausbalancieren des Gewichtes

der Treibstange, Kurbel, Kolben, Kolbenstange und Kreuzkopf ist besonders für schnellgehende Maschinen erwünscht, ebenso für Maschinen, welche schnell umgesteuert werden müssen, wie z.B. Schiffsmaschinen (beim Manöverieren), daher kein Schwungrad haben.

Wie wir im Kapitel „Massenwirkung“ sehen werden, treten innerhalb einer Maschine horizontale Kräfte auf und zwar im toten Punkt:

auf die Cylinderdeckel Q-p « das Lager .    .    . Q.(p—q)

wenn q die Grösse des Massendrucks pro qcm Kolbenfläche.

Den Einfluss des Ueberschusses Q ■ q kann man mildern bezw. beseitigen durch Anbringung eines Gegengewichtes.

Es sei :

Wx das Gewicht der Ausgleichmasse,

R der Radius des Schwerpunktes der Ausgleichmasse,

W₂ Gewicht des Kurbelzapfens mit Kurbelzapfennabe plus halbes Treibstangengewicht, r Radius der Kurbel,

W₃ Gewicht von Kolben, Kolbenstange und Kreuzkopf (s. Abschnitt Gewichte), so kann gesetzt werden :

für Horizontalmaschinen:

. . (91)

für Vertikalmaschinen:

30! 's

•    • (92)

Die Balanciermassen sollen möglichst in derselben Ebene angebracht werden, in welcher die Massen schwingen, um schädliche Drücke zu vermeiden, also in der Ebene der Kurbel, wie in Fig. 368—371 gezeichnet.

Das Ausbalancieren durch Aussparungen im Schwungradkranz allein ist demnach unzulässig, doch kann durch Anbringung zweier Gegengewichte, in verschiedenen Vertikal-ebenen zwischen Kurbel und Endlager die Ausbalancierung erfolgreich vorgenommen werden. (Vergl. ßadinger, Dampfmaschinen mit hoher Kolbengeschwindigkeit, 1892.)

d-1—}■

-Kt) i'

-r

'____i

Fig. 368-371.

Ausbalancieren durch Anschmieden des Gegengewichtes.

■i

.---s

Fig. 372—373.

Ausbalancieren gekröpfter Achsen durch gusseiserne Scheibe.

c:

-|---■-

r-

Fig. 374—37B.

Ausbalancieren gekröpfter Achsen durch gusseiserne Scheibe.

Kurbelscheiben.

Die Anwendung von Kurbelscheiben (Fig. 376—378) an Stelle der Kurbel ist weniger beliebt, weil bei einem event. Schlag in der Maschine die Kurbelscheibe als Resonanzboden wirkt und den Schlag schlimmer erscheinen lässt, und weil sich Gusseisen für einen so wichtigen Maschinenteil nicht eignet. Das Ausbalancieren lässt sich bequem erreichen.

Tabelle 65. Kurbelscheibe. Fig. 376—378.

771

'é

Öl

5: *

—f ■--•

iSw?’

(■S = H.)

Maschine

Zapfen

Schrauben

Zahl

g h i k l mn p q

400 2Ö0 550 65 80 30 500 300 660 70 90 32 600 3öO 780 80 105 35 700 400 910 95 115 40 800 450 1030105130 45 900 500 1060120145 50 1000 550 128013016055

75 75 10

80 90 12

90 10213

10511514

11512516

130140

140152

H-» I—*■

CO 00

1    «    <3    g    o    ”    3

CO    CO    00    O    04    Ol    O

CO    CD    CO    CO    CO    05    05

r—I    T—I    t—I    1—t    T—I    —H    T—I

CO W CO rf ^    ^

52 105 40 25 45 76 58 130443050 90 64 155 47 32 58102 70 180 47 35 68114 76 19055 40 75130 90 205 604580140 10221567 5085150

Die Maasse dieser Tabelle passen nicht genau zu unseren Normalien.

Die Treibstange.

Material: Flusseisen oder Stahl weich.

Berechnung auf Festigkeit.

P= Gestänge druck in kg nach Gleich. 17 u. 22, Seite 42 u. 47.

Der Schaft der Treibstange.*)

----

1*-

ÉJ

dï

—■ d-----

Fig. 379.

Fig. 380,    381.

Derselbe erhält meist runden oder flachen Querschnitt (Fig. 380—381). Bei kleineren Maschinen findet man häufigI-Form in Stahlguss ausgeführt, auch in Schmiedeeisen (gefräst) für Lokomotiven.

Die Berechnung des Schaftes erfolgt auf Zerknickung (s. Tabelle 42 Seite 55) und zwar nach Fall 2.

Bezeichnet (’s. auch Fig. 379): d den Durchmesser des Schaftes in der Mitte,

an der Kreuzkopfseite, „    „ Kurbelseite,

d\ -    »    «    »

d₂ *    „    »    «

l die Länge der Stange in cm,

~ 0,05 di das Trägheitsmoment vom Querschnitt d bezogen auf cm,

E den Elasticitätsmodul nach Tab. 40 Seite 54, m „ Sicherheitsgrad,

so wird (s. auch Tab. 42) m

10 • J •E

i⁷7j a

(93)

! —-—---- 4

. (94)

d = \/ nT.öJAe = ⁰⁰³² x/tn-P-l*

worin E = 2 000 000 für Flusseisen.

Im kleinsten Schaftquersehnitt, auf Zug beansprucht, ergiebt sich:

.    .    (95)

T-d i²

Der Sicherheitsgrad ist abhängig von der Tourenzahl bezw. Kolbengeschwindigkeit und findet man meistens :

Tabelle 66. Sicherheitsgrad m.

Kolbengeschwindigkeit c— 1    2

Sicherheitsgrad

m = 30    20

CO

4 Mtr. pro Sek.

Zugbeanspruchung kz erreicht die zulässige Grenze 300 kg pro qcm nicht, da dieselbe in der Kegel geringer ausfällt.

Die

Ferner kann man noch setzen (s. auch Fig. 379):

dl = 0,8 d\ = 0,9 d oder = d; l₃ = 0,35 l _    _    .    (96)

Sind nach Fig. 381 b und h die Breite und Höhe des flachen Querschnittes, so kann nach Tab. 67 der runde Querschnitt in einen rechteckigen verwandelt werden.

Umwandlung des runden Querschnittes in den rechteckigen. Tabelle 67. Nach Fig. 380—381.

iO CO CO I> 1> CO r-T o ^

00

O H

CM O

1,75

Kurbelwelle

Bei kurzhubigen Maschinen oder solchen mit gekröpfter welch letztere einen verhältnismässig grossen Kurbelzapfen erhalten, macht man den Schaft prismatisch d. h. die stärkste Stelle an der Kurbelseite (s. Tabelle 69).

Beispiel: Der Treibstangenschaft der Maschine 450 mm Cyl.-Durchm., 800 mm Hub, welcher nach Tab. 70 d = 95 mm Durchm., I = iOOO mm Dange hat, sei für 7 Atm. Ueherdruck *) zu berechnen.

Es wird nach Gleich. 10 u. 17 :

P = 0,98 • ~ • 452.7    10 900

mithin nach Gleich. 93: m =

10 * 400 • 2000 000

10900 • 2002

= 18,4,

worin E = 2 000000 nach Tabelle 40 Seite 54 für Flusseisen,

44 u. 45 für 9,5 cm Durchm.,

Nach Tab. 70 ist (Fig. 379dt = 75 mm, mithin Beanspruchung auf 10 900

.7 =

400

Zug nach Gleich. 95 hz —

?*7,52

<-o 250 kg pro qcm.

*Soll der Querschnitt rechteckig werden und nimmt man h: b = 2 an, so wird nach Tabelle 67

140 mm.

b = 0,74 • 95 t'o 70 mm, h = 1,48 • 95 co

Die Form des runden Schaftes der Treibstange. (Fig. 379.)

Die stärkste Stelle lege man etwa 0,35-l vom Kurbelzapfen entfernt, teile die Länge lx in eine Anzahl gleicher Teile

Schaft der Treibstange zur Maschine 250/400.

5    4    3    2    1    0    1    22

50 55 59 62 64 65 65 64 62 *50^

- ⁷⁵    80    85    89    92    94    85    55    94    92    89

w —    \- —f~    ~-y—4~ ~i—

260-

u* oan —------------------------1460----

2000---------------

Schaft der Treibstange zur Maschine 450/800.

und bestimme zu einer nach beiden Stellen regelmässig verlaufenden Kurve die Durchmesser zu den betreffenden Teilpunkten.

*) also p —p₀ = 7 in Gleich. 17 Seite 42.

Der Treibstangenkopf.

Man unterscheidet im allgemeinen 2 Arten von Treibstangenköpfen und zwar geschlossene und offene Köpfe. Erstere (s■ Fig. 442—453) können nur bei Stirnkurbeln verwendet werden und werden, besonders im Grossdampfmaschinenbau, den offenen Köpfen vorgezogen. Letztere muss man bei gekröpften Kurbelwellen unbedingt anwenden. Der in Fig 454 dargestellte Schiffs-kopf ist eine sehr beliebte Ausführung.

Berechnung auf Festigkeit.*)

Bei Treibstangenköpfen hat man in den meisten Fällen mit an einer Seite durch Kreisbogen begrenzten Querschnitten zu rechnen. Zur schnelleren und einfacheren Ermittelung der erforderlichen Querschnitte bezw. Widerstandsmomente verwandelt man den thatsächlichen Querschnitt (s. auch Fig. 384) in einen rechteckigen und setzt

als Höhe

i-hiV

!f!

(♦h

Fig- 384.

h = f>1

2

(97)

a) Offener Treibstangenkopf, sog. Schiffskopf. **)

Querschnitt I wird auf Biegung, die Querschnitte .11 auf Zug durch den auftretenden Gestängedruck (Gleich. 17 bez. 22 Seite 42) beansprucht.

-J5S

a.

i Ul-

e-H —

»ihr*

Fig. 385-387.

Es bezeichne (s. auch Fig. 385 bis 387):

a Durchm. der Lagerschalen in cm, l Entfernung d. Schrauben „    „

b Breite des Kopfes    „ - „

b und c Stärken der einzelnen Querschnitte, ermittelt auf Grund der Gleich. 97 u Fig. 384 in cm,

P der Kolbendruck nach Gleich. 17 bezw. 22,

so wird für Querschnitt I Mb =

HM

cmkg . . . (98)

b-h²

Mb

. . (99)

für Querschnitt II kz —

²-{c-b - M)

kg pro qcm .    (100)

Zulässige Material beanspruchung = 600 „    „

- ks = 300 „    „

(101)

(102)

’) Nach Bach, Maschinen-Elemente. **) Beispiel S. 125, Normalien Seite 186.

Die Verbindungsschrauben der beiden Kopfhälften sind auf Zug zu berechnen und zwar wechselt die Belastung zwischen Null und dem Gestängesdruck P.

Ist s der Kerndurchmesser der Schrauben e in cm, so wird

(103)

2- .₈*

Zulässige Beanspruchung Je= 400— 500 kg pro qcm .    .    (104)

b) Geschlossener Treibstangenkopf.*)

Querschnitt I wird auf Biegung, die Querschnitte II u. III auf Zug durch den Gestängedruck P (Gleich.

17 und 22) beansprucht.

Man hat darauf zu achten, dass der Querschnitt A, welcher auf Zug und Biegung beansprucht wird, nicht zu klein ausfällt, da hierdurch leicht Brüche sich einstellen können (s. auch Fig. 400).

Es bezeichne Fig. 388—390: a die Maulweite des Kopfes in cm, l — a Ą- c den in Betracht kommenden Hebelarm in cm, b die Breite des Kopfes in cm,

h, c und g die Stärken der einzelnen Querschnitte, ermittelt nach Gleich. 97 und Fig. 384 in cm, so wird für Querschnitt T :

-* -i b*-

K>| »I

4-

-r—

Fig. 388-390.

S |rt*

cmkg . . .    (105)

IV

b-h²

. . (106)

für Querschnitt II: kz

2-c-b

(107)

für Querschnitt III: Je₃

(108)

2-g-b

Zulässige Materialbeanspruchung kb = 600 kg pro qcm (109) _ — 300 „ „    „    (110)

17

-j--

-ł-

j 1 j geben, weshalb von einer Wiederholung der in Be-

K-b-^

tracht kommenden Gleich. 105 bis 110 Abstand genommen werden soll.

Fig. 391—393.

d) Die Gabel an derj_Kreuzkopfseite **)

(für ungegabelten Kreuzkopf, Seite 155).

Schnitt C-D

p ri,____oa

Schnitt A~B V4S° * j

Fig. 394-396.

Bei diesem Treibstangenkopf findet sowohl im Querschnitt A—B als auch C — D Zusammengesetze Zug- und Biegungsbeanspruchung statt. Die Umwandlung der einzelnen Querschnitte in rechteckige erfolgt nach Fig. 384 bezw. Gleich. 97.

Bezeichnet (s. auch Fig. 394— 396): l = d -f- c die Hebellänge für den Kopf in cm, e die Breite der Bolzentragfläche in cm, c „ mittlere Stärke der Bolzentragfläche in cm, b „ Breite des Seitenquerschnitts in cm, h „ Höhe „    „    „ „ ,

= ~ den Schwerpunktabstand des Seitenquerschnitts in cm,

den halben Gestängedruck , angreifend in der Mitte des

in ein Kechteck verwandelten Querschnitts C—D nach

Fig. 384,

Pn die im Querschnitt C—D auftretende Zugkraft, so wird für den Querschnitt C—D:

kb =

= 2Z cmkö

w=b^l

(111)

(112)

Pn

. . (113)

K =

Gesamtbeanspruchung Ji — k^ -|- kb = f»50 bis 650 kg pro qcm (114)

b-h

Çu

CD

:•

roi cd

SI cmkg .

. .    (115)

»1,

kb~~W'

b-h²

. . (116)

kz

■    (U7)

2-b-h

Gresamtbeanspruchung k — kb -j- kz~ 500 bis 550 kg pro qcm (118) für den Querschnitt bei I wird

Mb =

toi t3

q cmkg .    .

. . (119)

»b

e- c²

W =-

. . (120)

kh—__

¹ w ’

Zulässige Beanspruchung Æ»=600 kg pro qcm .    .    .    (121)

Beispiel: Die Treibstangenköpfe sind für Maschine 450 mm Cyl.-Durcbm., 800 mm Hub, zu borećhnen. Der Rurbelzapfen hat HO mm Durchm. bei 145 mm Länge. Dampfdruck 7 Atm. Ueberdr., *) mithin nach Gleich. 10 u. 17 bezvr. 22: P = 0,98 • ~ . 45* . 7 <-o 10 900 kg.

a) Schiffskopf Fig. 454-455, Seite 136.

Mit Rücksicht auf Fig. 385 387 wird (nach Tabelle 71) « = 110

+ 2.24 = 158 mm, b = 110 mm, e = 48 mm, l = 195 mm und nach Zeichnung c = 48 mm, h = 60 mm, mithin : nach Gleich.; 98:

Mh = 5 450 . (9,75 - 3,95) = 31 610 cmkg

66

99:

31610 ^=-66-

480 kg pro qcm

100:

10900_

(•2 -4,8-11 - ™ • 4,8*)

156 kg pro qcm

Kerndurchm. der Schrauben s = 40,4 mm,

10900

mithin nach Gleich. 103:

2 .    4,04a

t'o 425 kg pro qcm

b) Geschlossener Treibstangenkopf Fig• 442—453, Seite 134.

Nach Tabelle 70 wird bezogen auf Fig- 388-390 a— 110 + 2. 18

= 146 mm, b = 110mm, nach Zeichnung c = 31 mm, g = 44 mm, li = 55 mm, l = 146 + 31 = 177 mm,

mithin nach Gleich. 105:

106:

106:

107:

103:

Mh = 5450 • (*.85 — 3,65)

6

28340 _

”55,5 10 900

^ ” 2.11+1

10900

= 2 7+1.4,3

kb =

*) also p— p₀ = 7 in Gleich. 17 Seite 42.

28 340 cmkg

55,5

510 kg qro qcm

To 160 kg pro qcm

115 kg pro qcm

Die sich ergebende geringe Beanspruchung kz tührt daher, dass inan bei der gewählten Kopf konstruktion (möglichst viel Dreherarbeit) die Wandstärken nicht dünner ausführen kann, da sonst die Flächen, welche den Kragen der Lagerschale aufnehmen müssen, zu klein ausfallen.

c) Kopf an der Kreuzkopfseite Fig. 442-453, Seite 136.

Mh = 5 450(7,95 — 3,35) ~ 25000 cmkg 10,5. 4,42

Die entsprechenden M.aasse (Fig. 391 —393} werden nach Tabelle 70 « = 100 + 2,6 • 13 «'o 134mm, & = 105mm, nach Zeichnung c = 25 mm, <j = 33 mm, h = 41 mm, l = 134 -f- 25 = 159 mm, mithin nach Gleich. 105:

106:

103:

25000

*»““84“

107:

kz =

10900

108:

2. 10,5 -2,5 10900

2 • 10,5 • 3,3

= 735 kg pro qcm

<^o 210 kg pro qcm 158 kg pro qcm.

Die sich ergebende geringe Beanspruchung kz ist auf dieselbe Ursache wie beim geschlossenen Treibstangenkopf zurückzuführen.

d) Gegabelter Treibstangenkopf.

Schnitt A-B

J/UV

-5=5450 kg

3k

Schnitt C-D

Fig. 397-399 (für Kreuzkopfseite).

nach Gleich. 115:

116:

bei Querschnitt

A—li:

117:

118:

Die mit Rücksicht auf Fig. 394 bis 396 zu wählenden Maasse sind in Fig. 397—399 nach Tab. 73 eingetragen. Es ergiebt sich für Querschnitt C- D\ r nach Gleich. 111 :

3 Mb = 5450 • 4,6 ~ 25000 cmkg

nach Gleich. 112:

25000

10,6“. 53

00 570 kg

nach Gleich. 113:

kz =

3850

10,6. 5 nach Gleich. 114 :

~ 73 kg

k = 570 + 73 = 6113 kg Mh = 5450 . (2,5 — 1,5) = 5450 kgcm

h'b =

5450

10,6. 32

5 450

340 kg pro qcm

.-O 170

kz =

k — 340 -f- 170 = 510 kg pro qcm.

10,6 • 3

Es ist zweckmässig, das Kurbelzapfenlager mit Weissmetall auszugiessen, um bei eventuellem Heisslaufen nicht eine Zerstörung des Zapfens im Gefolge zu haben, welche bei Rotguss-Jagern leicht eintritt (s. auch Seite 86).

Beim Zeichnen des geschlossenen Treibstangenkopfes ist darauf zu achten, dass die Wandstärke bei A.

“'fl

A.

*Jp£

IT

/rnnn

CVA

11

\\ VWf.

3Ü

Fig. 400. Bruch der Treibstange. Fig. 401—402. B Querschnittform von A.

(Fig.400) nicht zu klein ausfällt, da hier, infolge der auftretenden Zug- und Biegungsbeanspruchung, leicht ein Bruch eintritt. In Fig. 401—402 ist ein Kopf dargestellt, der durch Nichtbeachtung dieser Regel brach.

11JIP K |

Es ist unerlässlich, die sich bei der Bearbeitung ergebende genaue Form des Kopfes zeichnerisch zu ermitteln. Wie man hierbei verfährt, ist in Ftjsr. 403 — 403 dargestellt, und auch ohne weiteres verständlich.

Fig. 403-405.

Die gewöhnliche Methode, um das den Schlag erzeugende Spiel zwischen Zapfen und Lager zu beseitigen, ist das Nachfeilen der Lagerschalen an den Stosskanten. Nehmen wir den in Fig. 442—453 dargestellten Treibstangenkopf an, so ist allgemein üblich, die beiden Lagerschalenhälften fest zusammenstossen zu lassen und mit dem Keil anzutreiben.

Früher Hess man die Schalen nicht festaneinander liegen, sodass dieselben jederzeit nacbgespannt werden konnten, ohne nachfeilen zu müssen. Diese Methode hat sich jedoch nicht bewährt. Man findet jetzt ausschliesslich (auch bei den Hauptlagern der Kurbelachse) die Lagerschalen fest apfeinander-gepresst,

9 bis iiEitn

tü

MB

Ms

Fig 406.

Treibstangenkopf mit Zwischenlage. *)

Um nun, sobald sich das Bedürfnis heraussfcellt, die Schalen bequem nachziehen zu können, wendet man beim Schiffskopf die in Fig. 406 mit Z bezeich-neten Zwischenlagen an. Dieselben bestehen aus Messingplättchen, können leicht herausgenommen, nachgefeilt und wieder eingelegt werden.

Diese Zwischenlagen fertigt man in den meisten Fällen aus einer Messingplatte und mehreren Lagen dünnem Kupferblech an, z. B. dünnes Kupferblech 5 X 0,2 mm — 1 mm -J- 4 X 0,5 mm = 2 mm + 2x1 mm=r= 2 mm + Messingplatte von 4 bis 6 mm. Man kann so jeder Abnutzung Kechnung tragen , ohne nachfeilen zu müssen.

§glL||f

Fig. 407 - 408.

Das Zwischenstück mache man zweckmässig wie oben-stehend skizziert (Fig. 407—408), um ohne Entfernung der Schrauben die Beilagen herausnehmen zu können.

Fis. 409.

-i

Die Schrauben des Schiffskopfes bohre man entweder ^aus oder versehe dieselben mit Eindrehungen, damit die grösste Beanspruchung nicht im Ge-winde auftritt. (Fig. 454—455.)

Ferner ordne man Keilnasen an, um die Schrauben gegen Drehen zu sichern. Diese Keilnasen gehören nicht nach innen (Fig. 409), sondern nach aussen. Innen lässt sich sehr schlecht mit dem Kreuzmeissei aus-

II

HÜ hauen, innen ist jedes gewonnene Milli-______j_. _. _ meter Stoff von Vorteil.

Fig. 410, richtig.

Aussen (oder seitlich) lässt sich die Nute bequem einarbeiten und das Material ist hier fast gänzlich wertlos.

’) Kopf wird mif Schalt an einem Stück geschmiedet, bearbeitet und dann bei Z durchgestossen,

Damit sich die Lagerschalen beim Schiffskopf nicht drehen, sollen die Bolzen etwas in die Schalen eingreifen, s. Fig. 412 u. Fig. 415—417.

Bei grossen Schiffsköpfen empfiehlt es sich, statt auf jeder Seite einen Bolzen, deren zwei anzuord-

nen. Der Kopf wird

Hü

dadurch niedriger und sieht nicht so

aus.

(Die Zeichnung Fig. 413 ist unrichtig, die Bolzen sollten in dieLagersdialen eingreifen wie in Fig. 413.)

Fig. 412.

Fig. 413.

Wo grosse elastische Form Veränderungen nicht zu vermeiden sind, können Kugelzapfen, bei denen der Zapfen cylin-drisch, das Lager jedoch als Kugel ausgebildet ist, angewendet werden (Fig. 415—417).

?.....

il

U-

'LS

.i.

L.i

Fig. 415—417.

Treibstangenkugellager einer Wasserhaltungsmäschine.*)

Wie bei den Kurbelwellenlagern, Seite 92, so muss hier ebenfalls Sorge getragen werden, dass die Schalen den Teilstellen oben und unten an demZapfen nicht anliegen, auch hier bohrt man deshalb die Schalen etwas weiter, als der Zapfendurchmesser beträgt.

Die Nachstellung der Treibstangenlager

soll möglichst so angeordnet sein, dass dadurch die Entfernung von Mitte bis Mitte Lager unverändert bleibt, da sonst durch Nachstellen der Lager der Kolbenüberlauf hinten und vorn verschieden gross ausfällt.

*) Zeitschr. d. V. deutsch. Ing., 1890, S. 932. Haeder, Dampfmaschinen,

Man sollte deshalb wählen :

du

1. Hauptlager mit hinterer Keilstellung, Treibstange nach S. 134.

i> 2. Hauptlager mit vorderer Schraubenstellung und gegabelter Treibstange (Fig. 473—475) Seite 138, Kreuzkopf Seite 154, Schiffskopf Seite 136.

Bei der jetzt beliebten einseitigen Hauptlagerstellung (s. Seite 94) wird die Welle einseitig verschoben, um nun das Maass von Mitte Welle bis Mitte Cylinder konstant zu halten, muss die Nachstellung der Treibstangenlager so eingerichtet sein, dass die Stange länger wird. Diesem Umstand ist bei. der Treibstange Seite 134 Rechnung getragen.

Bei der Treibstange (Fig, 458—472) Seite 188 wird durch die Nachstellung die Stangenlange nicht verändert.

II

wmm

Fig. 418—4SI.

Nachstellung mittelst mechanischerFIüs-s i g k e i t. Fig. 418 bis 4SI. Die Hohlräume der Stange sind mit kleinen Stahlkugeln angefüllt, welche durch Schrauben angezogen und gegen die Lagerschalen gepresst werden. — Eingehend help/ schrieben ln Haeder^s Zeitschrift 1894, No. 20. .

Die Sicherung der Lagerstellung.

Schrauben und Keile müssen besondere Sicherung erhalten.

1. Bei Schraubenkeilstellung hält am besten eine Sicherung nach Fig. 422—424.

i i i T fmi

0,6 5 m

« k

0,6 5 m

■mil

2. Sicherung der Schrauben für die Schiffsköpfe.

Man findet entweder Doppelmuttern (Seite 132 u. 136) oder die Ausführung nach Fig. 425 in Anwendung.

-4

4k

WT\— * 311-& 9

ai^¹"

Tabelle 67 a.

Sicherung für die Schrauben der Schiffsköpfe.

d= 18 16 20 28 26 30 33 36 40 44 48 52 60 65 70 80 85

Sei/₂ ⁶/8 ⁸/₄ ⁷/s 1 lVs iv₄ l³/₈ 1V₂ l⁵/s l³/₄ 2 2V₄ 2¹/, 2³/₄ 3 3V₄

⁰⁸ £ to

° tO Ctt

00 S g

⁰⁰ CS 5^

⁰⁰ 00 CD

•—k tO O O CO

fO ^

00

»-*• to O* O *—L co

u-L to on

O DO OD

8-*- DO O O C0 4*

H tO C5 CO O) CO

^ to GO CO 00 DO

K CO GO CO O CO

PW® m ta 03

103

no

118

35

16

CO CD CO rH

38

16

Tabelle 68. Normalien der Treibstangenköpfe für Maschinen mit gekröpfter Kurbelwelle.

oj.

-0

. ,t

Fig. 426—427.

~iT

■Y_r

rr-r:

i»r

•a *

...i

ił

«SI

rC

Fig. 428—429.

Maschine

Treibstangenkopf

Fig. 426—427.

Fig. 428—429.

abcdefghiklm

to LO M Ü1 O 05

000

90

o o

o ŁfS

cc cc

120

160

190

Gebräuchlicher und besser ist Ausführung nach Seite 132.

9*

-i

___L._J.

LJl

L,

Ul

ffBEj

"i_l

17

* t-nfr

.14 ..... J

©J

il

•I-

rtr

-- o----

•r

r*- -Â -—»J

Fig. 430-441, hierzu Tab. 69

- i- -o<

cd ..

r©j

*-434.4.

/ OJ r' hr* /

■yy,yy//&S?y//y/yy».

jj’ I

tA

-4

-O

»-

's—

. cd

-réms

41

- -*1

Al

\ ib>

"Ti

44-

“7(1

/ !'. \

-4$%:

JSf

i—i—i ,—i—, i

A-

~r

là

»«ÉF*

CT

r-x-H

m-

Anzug des Stellkeiles — tL₀ der Länge.

Tabelle 69. Treibstange für kleinere Maschinen. Fig. 430—441 (Treibstange 350 Hub, Maassstab i : 6)

Nur für gekröpfte Achsen.

70

80

100

120

140

155

175

g

tH

o

Ol

„O^OOfMI'-OaC'-tMCO

«<M<MC>JCOCO^-^vOiO

15

17

18

22

26

28

30

35

40

Si

75

Ol

95

co

HO

<v

iS

•g

Kreuzkopfseite

Schaft

[Mas chine!

io    oo    oo    o    ta    oo

rH    t-H    tH    Ol    Ol    Ol

130

155

175

195

220

240

so

65

80

100

120

145

158

180

200

1215

co

co    co

rH    t—ł

65

80

co

98

118

CO    CO    05    o    o

Ol    Ol    Ol    co    ^

138

155

175

192

210

ö"¹ c§    io g î> oo g

00

40

40

70

00

50

65

50

95

65

120

CO    lO    CD    00    05    o

tH    t-H    t-H    rH    tH    Ol

80

80

135

95

95

155

kO)

kO

O    Ol    co    co

rH    j—I    t-H    t—I

95 22

001

120

130

140

105

120!

!oei

140

170

co

105| 25

Tabelle

Ol    O    00    OJ    O    O

t-h    rH    t-h    Ol    Ol    co

co

I>

00

05

« g' ®s g § g £

CO CO o 00 rO Ol CO ^    ^

kO o

o

kO    o    co

kO    co    co

kO

o    i>    co    o    co    o    co

(M    04    CO    ''tf    ^    ^    *0

o    ^

CO    CO

360

480

600

740

880

1000

1130

1240

1350

'v Rahmen hierzu s. Seite 70, Kreuzkopf Seite 151, gekröpfte Kurbelwelle s. Seite 102.

75

90

120

160

190;

225

250

275

1201

160!

200

250

300!

350

400;

|450j

500!

SS* 2

n 4—

;É

—I-----1——I"

-Œ

► ni

ï__\

r- o

S-

ÜÄ⁷

-L-

r ^

•T w.....T

l£'

tfVSk-

!'X- !\

È 01 I.ÄJ

- 0,35 L

»4—'’

fO

LL

fpffiBHp

I:

Fig. 442—453, hierzu Tab. 70.

OU

$S|

eu

sS

.£=>

o<----

-C

^—

r"—i^vÿv:

\ k?

T\“ T <cd --*• ! Ss<3 /

// T3

' 1

//. .

»CÖ:-»

l±

«X

<43>

HstzrrTrd ¹ »„.J—ü

W-.

»1

[ns

: _mg>

r'Jfi

1=1

«-<D -|— f ~>

<s

*r -> —

P J-

Ch ftfxxâfyfx.

tn

_______

?ü

lO

co^

[«—tg--*{

d

-M((Â

L.

n$k\

!-<-■

i_-\

__»

CN

rï

;S>

rO

12

12

12

15

15

18

18

20

20

24

25

26

30

34

38

42

46

50

54    23

Seite 130.

210

225

240

270

300

330

360

390

420

450

rS

kO    CO    00    04    CO    O    kO    O    kO    o

co    co    co    ^    ^    kO    o    co    co    r~

Jh

Treibstange für mittlere und grössere Maschinen.

(Stange 1000 Hub, Maassstab 1:10.)

•<s>

85

85

65

06

06

70

95

95

75

105

115

130

145

160

175

190

QU

115

130

145

160

175

190

220

fO

85

100

110

125

135

150

175

CO CO O O CO co Oi 04 o T-HTHO4O4O4O4O4C0C0C0

65

110

165

70

118

175

75

125

190

85

95

105

115

125

135

150

140

220

160

180

200

220

240

260

250

280

310

340

370

400

r**

tsa

GOOOlkOOkOOkOOkO

(MCOCOCO^^kOkOCOCO

O 04 kO'O O O O O GO kO

co co co ^ ^koococor^

<N    CO    O    CO    00    o

T—1    1—I    1-1    T—1    T—(    04

80

85

06

105

120

ORT

150

160

175

200

55

09

70

80

90

100

110

120

130

155

O    04

co    co

Schaft

65

68

73

80

90

95

100

105

115

125

74; Hauptlager Seite 94; Kreuzkopf Seite 152; Sicherung der

o    oj    o    o

o    o    kO    co

o    io    o    io    o

d-    i>    go    oo    o

Tabelle

1130

1240

1350

1550

1780

2000

2250

2500

2750

3000

Maschine

250

275

300

350

400

450

500

550

009

700

400

450

500

009

700

800

006

1000

1100

1200

Kähmen hierzu

KÏl

T--

•f

dl

HP

_L

iTf

k— m -H

K-h---f-----H

Li

(Kopf d. = 150, l = 190, Maassstab 1:10.)

Zapfen

---.-^    "-¹    —    !>J

65

75

90

100

115

130

140

150

165

180

190

205

230

250

zulässig.

33

38

43

48

53

58

90

110

50    20

105

125

140

160

175

6    65    195

6    73

210

125

140

160

180

200

220

240

IO tO to

60

70

80

23

26

30

90    34

100

110

120

38

42

46

80

230

265

130

50

88 245

290

95

103

110

260

310

280

305

120 330

O lO 00 00

340

370

400

O CD CO

140    54

150

160

180

200

58

62

66

70

Schraubonsicherung für Köpfe über t/ = 90 nach Tab. 67 a

Für kleinere Maschinen mit gekrö p f ter Achse s. Seite 132.

Das Kreuzkopfende kann nach Seite 134 oder als Grabel nach Seite 138 unten ausgeführt werden.

Tabelle 72. Offener Treibstangenkopf mit Kappe.

-4—

WJ

rri . .r

'f i -te-

mr\

Fig. 456-457.

fitp

Anzug des Keiles auf einer Seite = ¹/₂₀ l.

Zapfen

U 0*)

d I l a b_c___e f__g

glüslsssss

70

80

90

110

110

120

130

145

165

180

195

Die Lagerschalen-Maasse sind angegeben für Eotgusslager mit Weissmetall, welches für Kurbelzapfenlager immer vorzuziehen ist.

•) Stärke der Weissmetallausgiessung.

ITT

■' i r ttt*\ I

Eine ebenfalls ge-

Kl

!1

JI

xF\

./

(fw

Nur

bräuchliche Ausführung

dürfte Fig. 458 bis 472 darstellen. Die gewählte Anordnung der Nach-‘Çjjj Stellung gewährleistet unveränderte Stangen-

p|f länge, s. auch S. 130,

WÂ

Tjf doch ist es besser, statt I des schmalen Keiles D D i| ebenfalls ein breites Keilstück mit Schraube Maasse

TT

Ml

■y

anzuordnen nach S. 134, aber Keilstück nach aussen.

Fig.458 —472. Treibstange m. Kurbelzapf. u. Kreuzkopf bolzenlager.

A Schaft der Treibstange. Kurbelzapfenlager: BBt Lagerschalen, C Passstück, D Keil, E Stellschraube. Kreuzkcpfbolzenlager: FFt Lagerschalen, Stellkeil, 11 Stellschraube, J Unterlegscheibe, K Schraubensicherung, L Schraube.

JO

'S.

Q>

a>

o>

TS

o>

crS

CD

o

CD

LO

(hierzu Tabelle 73 auf Seite 139).

rXä

hi“

IT

jr.i

r-f

tr

.$>

u;

IM

n _t t

4és|->. <?

Schraube

Gänge

Tabelle 73. Gegabelte Treibstange mit Kreuzkopfbolzen (Fig. 473-475).

Maschine 450 X 800 im Maassstab 1 :10).

zur

(Abbildung Seite 138 zeigt Treibstange

h j i | k I l \ m | n') \ o p q r

58    54    44,4

60    56

8‘0Q S9

57,1

63,5

76,2

82,5

82,5

89

Zapfen

Maschine

H il D a j! b e \f g

99

f9

68

68

72

0-1    '•'H O ^ CO

CO    i>*    I>-

!>•    cvj kO    o 00

CO    *> t>    oo G0

^t<

CO co

O    co

H    tH

68 6

25 ! 12

120 38

Si

77

82

90    84

83

88

87

92

92

98

96

102

108 101

105

112

120

128

124

132

co

Ol

72

76

14

27,5

29

125    40

135 42

CO

C0

CO

kO

Ol

80

85

16

140    44 | 30

150 46 I 32

lO c> lO    O O

00 GO    CD

81

95

112

³⁶ 1 94 I 88

CO

00

Ol

88

94

18

33

36

155    18

170 50

100

106

100    94

³⁸ i 104 ! 98

CO

co

104

112

20

37

175    52

110

39,5

55

190

118

foi

110

108

115

38

Ol

co

122

22

42

58

195

122

I 120 j 114

⁴⁰ ! 125 I 118

Ol

co

122

23

43

62

210

130

134

142

138

146

40

CO

Ol

co

co

130 i 9

23

06

100

125

94

105

130

102

110

ffl

108

115

152

114

ou

162

125

170

126

10

178

132

135

185

140

140

196

145

145

204

45

99

215

136

150

150

46

68

230

142

156

155

OU

220

52

78

260

160

sir

80 i 54 j

265

166

180

ou

175

255

g ag sis së së i| § £ l|

300

325

350

375

400

425

450

475

00S

525

550

575

600

675

700

500

009

700

800

006

1000

1100

1200

*) Sehlüsselweite der Mutter für Schraube w.

Der Kreuzkopf.

Material: Gusseisen, Schmiedeeisen oder Stahlguss, Gleitschuhe fasst ausschliesslich aus Gusseisen.

Brüche der Kreuzköpfe stellen sich meistens an der Nabe ein, deshalb sei dieses Kapitel hier ausführlicher behandelt.

a) die Gleitschuhe.

Gleich. 17 bez 22; —

Bezeichnet: P den Gestängedruck (Kolbendruck) nach Kurbelradius l Treibstangenlänge

so wird nach Fig, 85 Seite 43 ♦

. . (122) .    . (122 a)

Vertikaldruck auf die Gleitfläche V=P-j .

Beispiel hierzu Seite 145.

b) Keilverbindung.

Man hat hier zu unterscheiden I. Stangen mit cylindrischem Ansatz und

yw/A

V//.

y/,

steilem konischem Bund

oder Hohlkehle

Fig. 476-478.

oder am Ende anliegend.

Der Keil wird stramm hereingeschlagen, etwa (nach Bach) mit 1,25 P. Dann ist Biegungsbelastung des Keiles von P bis Null wechselnd, und hierfür wäre wieder mit 1,25 P statt mit P gerechnet kb mit ca. 1000 — 1200 kg pro qcm als gut zulässig zu bezeichnen. (Material des Keiles bester Gussstahl d. i. Ia. Siem.-Martinstahl).

gegenzusetzen.

man

Es sind auch schon Fälle vorgekommen, dass Maschinen mit herausgefallenem Kreuzkopf keil noch längere Zeit gelaufen haben, sodass wohl sagen kann, dass ein stramm eingezogener Konus an sich dem Herausziehen Widerstand leistet, und nur eine geringe Kraft dazu gehört, ihn hierbei zu unterstützen.

Es wird also der Keil eine mehr ruhende Biegungs-

belastung erfahren, nicht höchstens von P bis »/* oder Va p schwankend. Und hierfür

man kh ^ 1500 kg pro qcm

von

P bis Null wechselnd, sondern

(1,25 P in Rechnung gesetzt), kann als zulässig ansehen.

r~

2. Stangen mit konischem Ansatz und zwar schlanker Konus, etwa Va4 bis ¹/₂₆ der Länge. Unter der Voraussetzung, dass der Konus einigermassen sorgfältig eingepasst ist, dass er überall gut anliegt, kann man den Konus beim Hereintreiben des Keiles so fest anziehen, dass eine ganz erhebliche Kraft dazu gehört, um den Konus (mittelst Keiltreiber) wieder zu lösen. Die Wirkung der Hammerschläge beim Anziehen . und Lösen annähernd als gleich geschätzt, gehört ca. ²/₃ der zum Eintreiben erforderlich gewesenen Schlagwirkung dazu, um den Konus wieder loszubringen, d. h. mit anderen Worten, durch das feste Hineinpressen des Konus in die Hülse sitzt derselbe nachher so fest, dass die Reibung allein genügt, um dem Herausziehen der Stange bei entgegengesetzter Kraftrichtung (mit P) hinreichenden Widerstand ent-

y/x

wmm.

tm,

vM.

vy/.

jm

3______j —-------------

1 p h_j fedil ùMBkr-

r

Fig. 480 (zur Maschine 800 Hub, 1 : 5),

Auf Grund der vorstehend entwickelten Anschauung gestaltet sich nun die Berechnung der Keilverbindung folgendermaassen :

Bezeichnet :

P den Gestängedruck in kg nach Gleich. 17 bezw. 22, so ist zu setzen nach Fig. 480 (alle Maasse in cm) :

3Ï

. . (124)

b-h²

"b

• . (125)

kb~ w

Zulässige Beanspruchung für Gussstahl

■ (126)

1250 —1500 kg pro qcm . .

Man hat ferner zu beachten, dass der Druck zwischen Keil und Stange in Hg. 480 (bei d ₀) sowie Keil und Nabe (bei ć/) die zulässige Beanspruchung nicht übersteigt, also:

b-d

bezw. £

2-x-b

.    .    (127)

. . (128) .    .    (129)

* .    .    (130)

Beispiel hierzu Seite 145.

Es wird sich deshalb immer empfehlen, zur Vermeidung einer zu grossen Nabe, den Keil in die Nahenwulst ein-treten zu lassen, wie in Fig. 476—477 dargestellt, weil dadurch die Druckfläche grösser ausfällt.

Als Höchstwert der Keilstärke b ist mit Rücksicht auf die

71

ungünstige Beanspruchung im Querschnitt ~d² — d-b zu wählen

(131)

, d

‘^3

.    .    (132)

Ferner kann man setzen: hl—h₂e^0,5h    .    .

w,

-d

c. Die Nabe für die Keilverbindung.

Fig. 482.

O-T

Für die Berechnung der Wandstärke ö (Fig. 482 bis 484) kommen folgende Erwägungen in Betracht : Bezeichnet (s. auch Fig.

482)

P den Gestängedruck (Kolbendruck) in kg nach Gleich. 17 bezw. 22, 1,25 P den in Rechnung zu ziehenden Druck in kg,

den auf die

----\+--------

P. — 1,25 P • —

¹    c

Nabe wirkenden resultierenden Druk in kg, d₂ den mittl. Durchm. des Konus in cm, d die Nabenwandstärke

Fig. 482—484. (Zur Masek. 8C0Hub, 1 :7,5.) so ergiebt sich:

Flächendruck pro qcm Konus q

in cm.

.    •    (133)

d₂-n-l

(hierbei ist angenommen, dass die abgewickelte Konusfläche — d₂ - n -l).s

Auf 1 cm Länge ergiebt sich demnach eine Kraft, welche die Nabe zerreissęn will, von

p₂ — dt • q in kg . . . . diese wird aufgenommen von 2 Querschnitten 2 f~ 2-<y* i in qcm .    .

(134)

(135)

mithin

k =A

²    2 f

= 0,2

c-ö • •

. . (136)

Zulässige Beanspruchung für Gusseisen

kz

9 0 0 — 1000 „

„ Stahlguss „ Schmiedeeisen kz= 90 0 — 1000 „

„ Stahl

kz= 1200 — 1500 „

Beispiel hierzu Seite 145.

Diese Berechnung berücksichtigt die Verstärkung der Nabe durch die Wulst und die Verstärkung durch Uebergang in den Hauptkörper nicht; dafür ist aber auch das Keilloch nicht in Betracht gezogen.

r-

d) Nabe für den Kreuzkopfbolzen.

Der Kreuzkopfbolzen ist bei dem ge-gabelten Kreuzkopf (Seite 152) in 2 Naben

zu über-

P

gelagert, von denen jede mithin —

Fig. 485 -486,

tragen hat.

Es bezeichne (s. auch Fig. 485—486):

P den Gestängedruck nach Gleich. 17 bezw. 22 in kg,

l Entfernung von Mitte zu Mitte Nabe in cm, h und b Abmessungen des der Berechnung zu Grunde zu legenden Querschnitts in cm,

dann ist

to -o

in cmkg .

• • (141)

angenähert

IV

b-h²

(5-6) a\

kb~ W

(142)

. . (143) . . (144)

Zulässige Beanspruchung für Gusseisen ^=250— 300 kg pro qcm „ Stahlguss hb=500— 600 „    „    „

Beispiel hierzu Seite 146.

e) Der geschlossene Kreuzkopf.

TT

---1-- a--

hj

sÉmic

ł i T

—I—

J.

<r-

WÆÊûm

Fig. 488.

Fig. 487.

Bei dem geschlossenen Kreuzkopf kommen ausser den bereits angegebenen Berechnungsarten noch zwei Querschnitte in Betracht.

Bezeichnet (s. auch Fig. 487—488):

P den Gestängedruck in kg nach Gleich. 17 bezw. 22, l den in Betracht kommende Hebelarm, a, 6, h, c in cm, so wird für Querschnitt I :

-N-)

cmkg .

.    .    (145)

b-h²

; k\>

"u

für Querschnitt II : kz =

w • '

p .

kg pr° qcm ' '

. . (146)

. .(147)

Zulässig für Schmiedeeisen kh = 500 — 600, kg = 600 kg pro qcm

Beispiel Seite 146.

•    •    (148)

Beispiel: Für Maschine450 Durchm., 800 Hub, sei ein Kreuzkopf tür = 7 Atm. zu berechnen.

P- Po

wirks. Kolbenfläche nach Gleich 10: Q

= 0,98. y • 46³ t-o 1560 qcm,

17:    p= po) = 1560.7    10900 kg,

nach Tab. 80 Kreuzkopf-Gleitfläche F = 39.22,5 *-->875 qcm, für y = 5,

F= ¹⁰ c-o 2180 kg,

5

oo 2,5 kg pro qcm (nach Gleich. 123 zulässig).

Gestängedruck „

nach Gleich. 122 :

2180

122 a : Tc =

875

die Keil ver bin dun g sind mit Rücksicht auf Fig. 480 Ms

Für

481 die entspr. Maasse nach Tab. 76 : d = 70, x = 46, h = 78, T> = 20 mm,

mithin nach Gleich. 124:

=0,62 . 10 900 ^ y H—y I —

27 400 cmkg.

125:

2.7,8ł

20,3

125:

Tch =

27 400

1350 kg pro qcm,

20,3 10 900 2-4,6.2

Beanspruchungen, welche nach Gleich. 126 und 129 zulässig sind.

127:

o-j 590 kg pro qcm.

Für die Nabe der Ke il v e rbi ndu ng sind die entspr. Maasse (Fig-

173, d' = 35 mm, Konizität V35 ¹ =7 mm

890 kg pro qcm,

482— 484) nach Tab. 76: d₂ = 67, l mithin nach Gleich. 136 : Tes = 0,2 •

10900 0,7-3,5

bei Stahlguss nach Gleich. 138 zulässig.

Haeder, Dampfmaschinen.

10

Die Nabe für den Kreuzkopfbolzen erhält mit Rücksicht auf Fi ff.

485 — 486 nach Tab 7t> folgende Abmessungen : l = 155, h = 75, b = 22, B = 88, a = 32 mm,

2. 8

mithin nach Gleich. 141: Mb = ¹⁰⁹⁰⁰‘ 15,5    10600 kgcm,

142: W

2,2 . 7,5³

(8,8 -2,2). 3,2

~ 31,9,

142 : leb

335 kg pro qcm,

10 600

31,9

nach Gleich. 144 für Stahlguss zulässig.

Für den geschlossenen Kreuzkopf ergiebt sidi (Fiff. 487>—488) nach Tabelle 77 : l = 135, a = 107, b = 132, h = 46, c = 28 mm.

mithin nach Gleich. 145 : Mb — 5450 ^

13,2- 4,6

21 800 cmkg,

146: W =

46

146: kb =

21 800

46

460 kg pro qcm,

148 kg pro qcm.

147: kz =

10900

2 • 2,8 • 13,2

Die geringe Beanspruchung kz ist bedingt durch gute Form des Kreuzkopfes und aus diesem Grunde macht man die Abmessungen grösser als nötig.

Verbindung des Kreuzkopfes mit der Kolbenstange.

Fig. 490.

tjöSi

-m

Fig. 492.

Die gebräuchlichste Befestigungsweise ist die Ke il Verbindung Fig. 490, doch wird auch das .........    Einschrauben der Kolben-

mmf s; i“

_ 1 Verbindung ordnet man ent-weder eine Gegenmutter jjm (Fig. 491) oder schlitzt die Nabe WtÆMéÊÊmi (F'9- 492) und klemmt durch Schrauben die Nabe fest um das Gewinde. Es ist hierbei jedoch erforderlich, eine Sicherung S vorzusehen,

der Schrauben zu verhüten.

iS p in

an

um Lockerwerden

Das Einschrauben der Stange hat den Vorteil, dass man den Kolbenüberlauf (s. S. 167) sehr genau einstellen und auch die Kolbenstange nach Zeichnung fertig bearbeiten kann.

Bei der Keilverbindung hingegen kann das Einpassen der Stange in den Konus und Einarbeiten des Keilloches erst bei der Werkstattmontage erfolgen.

Man führt auch Keil Verbindungen wie Fi ff. 494 dargestellt aus. Der Keil wird vermittelst Mutter angezogen und dadurch Verhämmern der Nabe und des Keiles vermieden. Bei der Festigkeitsberechnung betrachtet man die drei Keilstücke als einen Keil, d. h. die Keilverbindung wird nicht höher als eine solche mit einem Keil.

Fig.494

-0

Fig. 496.

i—m

--------aj

Es empfiehlt sich auch; am hinteren Ende des Keiles (Fig. 496) ein Loch für einen kräftigen Splint anzubringen, um beim Lockerwerden des Keiles ein Herausfallen desselben zu vermeiden.

Die Scheidewand bei a kann man weglassen bei konisch eingepasster Kolbenstange, d. h. nur bei gegabelten Kreuzköpfen (Fig.498).*) Bei cylindrischem Stangenende ist die Scheidewand erforderlich, da bei dieser Ausführung die Stange zum Anliegen gebracht werden muss.

Bei gegabelter Treibstange, also geschlossenem Kreuzkopf, ist das Weglassen der Scheidewand, wie in Fig. 499 gezeigt, unrichtig. Der Druck auf die Lagerschale ist in der Mitte am grössten und wird ein gutes Anliegen der Schale durch das Fehlen der Scheidewand beeinträchtigt. Bach hat hierüber Untersuchungen angestellt und kommt zu dem Schluss, dass ohne Scheidewand, um die Nabe bequemer ausbohren zu können, die Schale wesentlich verstärken müsse (s. auch Fig. 499).

In diesem Fall ist also eine Scheidewand am Platze (Fig. 500), um gutes Anliegen der Schalen zu gewährleisten. Die Scheidewand erhält eine kleine Öffnung, in welche der Körner-Ansatz der Stange eintritt. Seite 152.

Fig. 498

Fig. 499.

man

ip

cp

iS

Fig. 500.

*) Bei sehr schlankem Konus ist die Wand unbedingt erforderlich.

10*

Betr. des Kolbenstangen-Konus ist noch zu erwähnen, dass die Wahl desselben in engen Grenzen liegt. Zu steiler Konus bewirkt zu kleine Tragfläche für den Keil und dadurch zu hohen Flächendruck. Audi wird der Stangenquerschnitt nach Abzug des Keilloches zu klein.

von

Zu schlanker Konus hat andererseits das Bestreben, die Nabe des Kreuzkopfkörpers zu zersprengen, und ist, scharf angezogen, selbst mit Keiltreiber schwer zu lösen, abgesehen von dem Festbrennen, weswegen der Zapfen Oel gut gereinigt und zweckmässig mit Graphit eingefettet wird.

Ein guter Mittelwert ist als Konus ^ d. h. auf je 100 mm Länge wird

die Stange um 8 mm dünner im Durchm.

Material der Kreuzköpfe.

Für kleinere Maschinen führt man die Kreuzköpfe in einem Stück aus Gusseisen aus. Seite 151.

wählt.

Blechstreifen etwa eingetretenem Verschleiss Rechnung zu tragen.

Bei grösseren Maschinen ist die Anordnung besonderer Schuhe beliebt, da man bei diesen als Material für die Kreuzkopfhauptstücke Stahlguss (Seite 152) oder Schmiedeeisen (Seite 154) Zudem ist dabei durch Unterlegen dünner Papier- oder

Eine von vornherein vorgesehene Nachstellung der Kreuzkopf - Gleitschuhe durch Keilnachstellung oder Gewinde wird wohl noch selten ausgeführt, da

1.    der Yerschleiss der Schuhe nach sehr langem Betrieb nur gauz minimal ist,

2.    der Krenzkopf dadurch nur teuerer wird.

Die Verbindung zwischen Gleitschuhen und Kreuzkopf

muss so

um

sein, dass ein Verschieben zu einander unmöglich ist, auch schon beim Bearbeiten (der Kreuzkopf wird zusammen

:n

f-Z

tizum

Fig. 501.

Fig. 502.

Fig. 503.

gebaut und dann die Schuhe abgedreht) die genaue Dreherarbeit za erleichtern.

In Fig. 501—503 sind gebräuchliche Verbindungen dargestellt. Fig. 501 Verbindung mit eingelegter Feder.

Fig. 502 mit excentrisch angeordneter Schraube. (Setzt man letztere in die Mitte, so kann beim Bearbeiten leicht ein Verschieben der Schuhe eintreten.)

Fig. 503 Verbindung mit Stift mehrfach ausgeführt.

Die Länge der Laufbahn.

Der Kreuzkopf soll in der äussersten Stellung um A überlaufen, damit sich kein

Grat bildet und die Abnutzung der Bahn gleichmässig wird, denn am Ende des Hubes ist der Druck auf die Gleitbahn = Null. Also Länge der Laufbahn

Hub + § L .    .    .    . (148 a)

‘////////////////MP/A

««mm %

,Q

^ L Fig. 507.

Die Schmierung der Gleitschuhe

.....

bewirkt man oben am besten durch auf dem Rahmen angeordnete Schmiergefässe. Die untere Gleitbahn, welche bei rechtsumlaufenden Maschinen die allein tragende ist (Seite 64) kann zweckmässig in folgender Weise geschmiert werden.

Am Ende der Laufbahn ordnet man Oelfänger an, (Fig. 508 bis 511)i in diese tritt der Gleitschuh hinein und treibt das Oel rückwärts, wo es in einer, im Schuh angeordneten, Rinne R sich ansammelt und durch mehrere etwa 5 bis 6 mm grosse Löcher L der Laufbahn zuläuft.

z/Æ

Fig. 508-511.

Die Gleitschuhe müssen Schmiernuten erhalten, wie auf Seite 152 und 154 angedeutet.

Die Oelfänger verhindern auch das Verspritzen des Oeles auf den Fussboden, und werden schon aus diesem Grunde für

bessere Maschinen stets vorgesehen. Die Kreuzkopfbohrung

muss natürlich so gross sein, dass die Treibstange nicht an die Oelfänger anschlägt.

Bei Anwendung der gegabelten Treibstange lasse

man die Lagerschalen

für den Kreuzkopfbolzen etwas vorspringen (in Fig. 512 bei c).

rrnf

i?

SS

Fig. 512. Vorspringendes Lager. -

mm

frrj~

-w . ; ;.

(C

mm

Fig. 513-515.

Treibstange zur Maschine 1000 Hub.

Fig. 513-515 zeigt einen Kreuzkopf, der durdi Fressen bei a und & mit der inneren Gabel der Treibstange vollständig zusam-mengeschweisst war, so dass sich die Treibstange verbogen hatte, durfte eines ganzen Tages, um die Treibstange von der Maschine zu entfernen, so fest sass Kreuzkopf und Treibstange ineinander.

Es be-

Gegabelter Kreuzkopf oder gegabelte Treibstange?

Ob es nun vorteilhafter ist, den Kreuzkopf oder die Treibstange mit Gabel zu versehen, lässt sich schwer beantworten. Denominierte Fabriken gabeln bei grossen Maschinen meist die Treibstange, doch erfordert die Herstellung grosse Aufmerksamkeit, sonst wird der Bolzen in der Nabe der Gabel locker. Manche Fabrikanten haben die gegabelte Treibstange wieder verlassen, da die Herstellungskosten viel theuerer sind, als die Ausführung mit gegabeltem Kreuzkopf.

Tabelle 74. Kreuzkopf für kleinere Maschinen.

Fig. 516—522.

Maschine 250 X 400

(Abbildung zeigt Kreuzkopf zur

im Maassstab 1: 10.)

y/////////////.

TJ

Lr>W

Tf

•J*

*---C----S

fî

Wulst W *

_£5Là ,

Qßf

troP

* T

7A

1±

,,-x=»⁰

Gleitschuhe Bolzen

H D a b c d e f g h i k l mn o p

120

75 90    40

70    20

160

90 120 55

90    28

201)

120 150 65

120 35

250

180 180 80

145 40

800

190 210 105

170 45

850

225 240 115

195 50

400

250 260 130

220 55

450

275 280 140

240 60

OOOkftOOlOO

cOTj<»Oiocoi>r~ao

i-i    <n    o    r»

tH    tH    tH

OCNCNOGOOOiO

CO^fOCOCOC^COOO

CD

^ CD 00

24

18

23

10 12

52

M    h-L

40

iS

27

22

35

25

40 30

50,35

60Î40

70 45

80

50

i—*■    i-»

rfs»    to

o    o

165

185

200

27

33

38

12 13

15 14

18 16

42 22 20

46,26 25

50,30 30

54,34 32

70

85

95

110

115

125

135

Kähmen Seite 70, Treib-

Kreuzkopfbolzen hierzu Seite 161

stange Seite 132.

r , k i__j

JM w////Jm jj

m ijl-rj

wkmhft

fP4

ci

'S

«-M

♦ut.

• *1 K-

ci

'd-

-***'—

JTtjlfl

- \i

-•-!-•

Xf

§p

-i"-"

MMë

-^1 ”4"|

__ ±.

SS

JU

tri

Xj.*

/4f i;vl

v\Uv

-

tfcaf

pą

-Li—

und Scheidewand

îf

S p3 S |'sl s ” «ï 3 SlK •s -s

bJ3

U-—

----. <3 -

----w

HS

ÉN

⁰ s

•il

8*

-*l-»l----*J <N

pH

iâ ¹

+■

’Ë

!"m f b -A

oV

m

00

Tt<

^ +J

0 <D

M g

II

3 to

fil

1r

l JL

j/ij

o-

f*-

i i «i

fa«

K—a--*,

■*- s:—*

h*

H

§ 'S

e -s

ganz durch, wie in Fi ff. -499 (man beadite auch

tfl

Ä '

!. « '

Si

«V

#■

s

C0 ;

C 'S h <3; bu ® fl B J

II!

sfa

JE

— QJ —

,T_

-►

I rÜ?

I è-

! S*

fa*

« -£ -g “

S ■3 5'°

« ■als

k +j ^ ö

a! Il

§1.11

j^zSm

Pf© i

__ ©f

en

a,

TW"

si il

ligi

æ ^ s

rrL_ï_

-U

2 ri '3

â'

pł*

.2 II

« N *53

büchse und KreuzkopfnaUc.» "•*>*

Grössere Kreuzköpfe.

CO

kO

OOOàOOOOàC

■^^àOiOCOt^COOi

58

68

78

88

95

105

115

120

Tabelle 76. Kreuzkopf für mittlere und grössere Maschinen. Fig. 525-531.

zur Maschine 500 X 900 im Maassstab 1 : 12).

(Abbildung Seite 152 zeigt Kreuzkopf

Wulst

oo

©H

<MCQ100I>00050

tHt—ł    t—i    1-H t-I t-H tH (N

(NiOOîCOO^COO

COCO^^OtOCOC^-

&3S:§gg££

120

137

155

173

190

210

228

260

IO<MOQOÎDO§2 iO CO 1>*    I>* CO 05    ^    ^

£j    oOOiOO^TffCO^

M    —I —-——--

-,    lOOOOlOOàOLO

§    co^i^Oiococor-

Ban-

länge

Kumpf

Bolzen

Maschine

55

225

êo

62

256

68

290

150

175

200

78

85

95

105

120

315

356

393

430

487

225

250

275

300

330

^^'cQC^cScQcScO

88

06

70

100

115

118

140

155

170

190

l'°

105

120

135

150

160

175

200

0Î

300

500 S 300

i<-S

80

350

06

100

110

120

400

450

500

550

600 350 700 400 800 450

900 500 1000 550

1100 600 610 130 1200 700 660 155

Die Maasse L und B nehme man aus Tabelle 80.

Bei Maulweite i hat man den Ausschlag der Treibstange zu beachten.

Rahmen hierzu Seite 74 und 83, Treibstange Seite 134 oder 136, Kreuzkopfbolzen Seite 161.

_r-——|B~-—n

fn

- i—‘m i-

■t

-vStW’V

-v-y

---h B -

I*

h*- w -t---

in'

r^î

cd—

-i4 St

’ i e^-a -i

■■rS?Cff

r7]

-1

y~^

—f--^

—b

«ÎT

LLW

isf

..rri

....

I-

f* pHiT l    J

Jfltf ¹ Jît

~U©j P-.

€7

11

f-!

er

1'

Ja

SJ

P-

_t_

î___

i r iA_

~-s

O-,

U- 9 -

jp

i CD

rs*

rnrnm

oo    11}

---1

Lm

7    V,S/„„SA —

N

Die Nachstellung der Lagerschale erfolgt hier durch Keil und Schraube mit feinem Gewinde. Konizität des Keiles = */8 der Länge. Die Sicherungsscheibe mit Schraube (Seite 130) ist so dicht wie möglich an die Keilschraube zu bringen.

Betr. Schmierung der Gleitschuhe beachte man Seite 149, derjenigen des Kreuzkopfbolzens Seite 159.

Kreuzkopf für Gabelstange.

Si

CJ»

Maschine 500^900 im Maassstab 1 :10.)

Tabelle 77. Kreuzkopf für gegabelte Treibstangen Fig. 532—537.

(Abbildung Seite 154 zeigt Kreuzkopf zur

l*l * I Ä | x \qi\ a I n\ 1 I »ff I s I J, ! %

80

13

45

34

Ci

Ol

Ol

co

175

00

145

06

63

72

Bolzen

112

60

300

82

06

14

58

36

38

(M

co

co

Ol

CD

185

196

C<i

Ci

150

160

10

95

99

74

125

62

92

100

16

64

40

42

iO

co

co

Ol

co

Ol

103

112

17

78

44

46

CQ

co

co

co

Ol

Ci

Ol

1-1 • ^

Ol    Ol

204

223

CO

(N

lO

170

180

11

232

250

co

CM

CM

CO

190

200

12

115

125

18

06

48

50

Ol

a

Ol

Ol

co

00

Ol

260

268

co

(M

co

co

Ol

210

225

13

129

132

20

100

52

54

iO

Ci

Ol

Ol

co

280

298

l>

CO

230

240

14

135

143

22

110

56

58

iO

Ol

co

iO

co

co

co

310

320

(M

CO

00

250

260

15

150

154

24

120

62

64

iO

00

àO

Ol

co

lO

co

co

co

352

365

ïO

co

co

co

kC

270

275

16

100

72

80

130

68

350

106

75

82

144

70

114

80

88

152

75

400

124

85

92

162

08

132

87

98

170

85

450

138

95

102

178

06

146

97

110

185

95

500

150

102

115

196

100

160

117 105

204

105

550

164

115

123

210

110

172

117

125

220

115

610

195

135

135

138 I 200

138

130 ! 245 135 ‘255

099

Maschine

500    300

325

350

009

375

400

425

450

475

500

525

550

575

009

675

700

700

800

900

1000

1100

1200

Maasse der Keilverbindung s. Tabelle 76. Grosse der Gleitschuhe und Maasse der Kolbenstange s. Tabelle 80. Treibstangengabel hierzu s. Seite 138, Kähmen Seite 74 und 83.

Tabelle 78. Querhaupt. Fig. 538—541.

Material; Traverse Stahl; Gleitstücke Gusseisen. Passend zum Pahmen Seite 72.

VML-

iTlp

M-L

-4.i_.LU_____

h ! 1:4

r—1 f

Jr

-e—

r*- '•n

(□ZD

‘HH’

rlr-H

cw

4-

è\ A

-ï_>

(-c£>

J

^ Z±U T~Z

■jfo-

e -r

-T.

,-Vl

-4-

îü ¹

■Æ

_____x

I A

' i I

- j tt|( —

*-——J

Maschine

400 250

48

55 100 45 205

400 40

80 160

75    40

102

500

300

55

70

110

50 230

490 45

95

190

88

44

120

600

350

62

80

125

55

260

540 50

115

210

100

52

137

700, 400

68

90

140

60

295

600

55

130

250

1.15

56

155

800 450

78 100

150

65

320 650

60 145

280 118

60 173

900 500

85

110 170

70 360

700

65

165 310 140

64

190

550

95 120 185

75

395

750

70

180

340

155

72

210

1200 700

120

155

230

85

490

800

85

235

425

190

88 260

1400 800

135

175

275    95

555

900 100 270

480

220

104

293

1600 900

155

200

310

110 640

1050

115

305

535

253

120

335

1800

1000

175

220 340

125

720 1300

130

345

585

280

140 380

2000

1100

200

240 370

140

800 1500 150

380

630

300

160 433

Dieses Querhaupt wird selten ausgeführt.

Kreuzkopf bolzen.

157

Der Kreuzkopfbolzen.

Material: Stahl hart.

Bezeichnet P den Gestängedruck in kg nach Gleich. 17 bezw. 22, d ,, Durchm. des Zapfens in cm,

b „

so wird Flächendruck q =

die Länge „

— in kg pro qcm

(149)

(150)

Zulässig q = 80 bis 100, im Mittel 90 kg pro qcm Lauflänge des Zapfens bei gegabelter Treibstange 2d (151) ,, gegabeltem Kreuzkopf b ^ 1,3 d (152) Beispiel: Die Maschine 450/800 hat nach Tab. 76 einen Kreuzkopfbolzen von d = 100 und 6 = 135 mm. Der Gestängedruck beträgt nach früheren

))

Beispielen P = 10900 kg, mithin

10 900

nach Gleich 149: 1—^q . g

Die Befestigung des Kreuzkopfbolzens.

Der Bolzen wird in fast allen Fällen mit Konus eingepasst. Die Form nach Fig. 547 erleichtert dem Dreher die Arbeit, gestattet auch ein besseres und leichteres Aufreiben der Bolzenlagerung im Kreuzkopf mit der Reibahle.

<^> 81 kg pro qcm.

\U

\cwm.

(0)

;¥4

H-

S///Ą

Fig 547.

A Kreuzkopfbolzen, B Mutter, G Unterlegscheibe, D Stiftschraube.

Die Konizität (Fig. 547) betrage c = V25 h s- Seite 161.

Fig. 542—546. Kreuzkopfbolzen.

Fig. 548.

Das

Anziehen des Kreuzkopfbolzens mit der Mutter hat

damit die Gabel nicht verspannt und das Letzteres zu vermeiden, wählen wir

vor-

sichtig zu geschehen,

Lager festgeklemmt wird, die Ausführung nach Fig. 568, Seite 161.

Bei grösseren Kreuzkopfzapfen

wird die Befestigungsschraube besonders angefertigt. Die (nicht schwache) Unterlegscheibe wird durch Vierkant o de r eingebohrten Stift gegen Verdrehung fixiert, Fig. 549.

ZU

II

T//77/////A

p y/VW//////

Fig- 549.

Man kann das Verspannen vermeiden, wenn man cylindrische Bolzen und Passstellen wählt, die aber sorgfältig eingepasst sein müssen. Auch bei dieser Anordc nung ist Ausweichen, zweckmässig durch Keile Fig. 554 zu sichern.

Fig. 554.

Die Sicherung des Bolzens gegen Drehen vermittelst Schraube S (Fig. 553) dürfte auch genügen.

vor.

5-5 mm

Fig

550.

Fig. 551-553.

Noch besser ist das Anpressen mittelst schmiedeeiserner Gegenplatte, 3 bis 5 mm Spiel für Anzug geben (Fig. 550).

Gegen Verdrehung des Zapfens ist ein Federkeil einzulegen, Feder nicht in der Druckrichtung. Im Zapfen eine zweite Nute anbringen (unter 90° versetzt), um bei ausgeschlagenen Zapfen diesen um 90 ⁰ drehen zu können. Bei unrunden Zapfen ist hierdurch gleich der Schlag beseitigt.

Bei gegabelten Treibstangen befestigt man jeden Konus mit dem umschliessenden Auge, um ein Verspannen der Gabel

unter allen Umständen zu vermeiden.

<ö

Letzteres kann geschehen, wenn z. B. der Konus bei b an-

"t'i—i

IFniWi

Fig. 553.

liegt und durch die Mutter bei a zum Anliegen gebracht werden soll, oder aber, der Bolzen wird bei b mit Platte nnd Kopfschrauben angezogen und liegt bei a zuerst an, so liegt das Bestreben vor Gabel auseinander zu drücken bezw. zu deformieren.

die

Das Lager für den Kreuzkopf bolzen giesse man nicht mit Weissmetall aus, da dieses Material sich erfahrungsgemäss bei der oscillierenden Bewegung nicht bewährt. Man ziehe hier Lager aus Kotguss oder Phosphorbronce

Den Kreuzkopfbolzen machte man früher etwa halb so dick als den Kurbelzapfen, weil er nur einer kleinen Drehung unterworfen ist und deshalb zu einem Heisslaufen weniger Ursache vorliegt, als beim Kurbelzapfen. Aber gerade diese einseitige Beanspruchung hatte Unrundwerden des Zapfens zur Folge. Man wählt deshalb jetzt den Durchmesser des Kreuzkopfbolzens gleich oder wenig kleiner als den Durchmesser des Kurhelzapfens.

Zudem wird der Kreuzkopfholzen durch die Uebertragung der Wärme vom Cylinder aus, immer wärmer als der Kurbelzapfen, welcher ausserdem durch die rotierende Bewegung in der ihn umgebenden Luft eine angemessene Kühlung erfährt.

Man findet deshalb häufiger gefressene Kreuzkopfbolzenlager als gefressene Kurbelzapfenlager.

Die Schmierung der Kreuzkopfbolzen für horizontale Maschinen.

Bei der ältesten und einfachsten Schmiermethode erhält der Kreuzkopfbolzen das Oel von einem auf dem Bahmen angebrachten Schmiergefäss Fig. 556. Letzteres schmiert gleichzeitig die obere Gleitfläche des Schlittens. Für rechtsumlaufende Maschinen (Druck nach unten) mag diese Vorrichtung gestattet

mmmmmm,

i i "j

'?///////////, _6:

l MjiSa

Cc

mmmm

Fig. 557—558. Stauffer.

Fig. 556, Seite 154 ist besser.

sein, unter keinen Umständen jedoch für linksumlaufende Maschinen (Druck nach oben, siehe S. 64), es würde dann das schon zum Schmieren der Gleitflächen benutzte, also unreine Oel zum Kreuzkopfbolzen gelangen.

Eine gute Schmierung des Kreuzkopfbolzens ist äusserst wichtig. Die Anbringung von Schmierbüchsen (Fig. 557—558), welche nur während des Stillstandes der Maschine gefüllt werden, vermeiden bessere Maschinenfabrikanten immer mehr und mehr.

Beim offenen Kreuzkopf ist die Einrichtung (Fig, 559-561) anzuwenden. Die aus dem Apparat fallenden Oeltropfen werden

am unteren Ende des Herzstückes gesammelt und durch Bürste dem Kreuzkopfbolzen zugeführt.

Für den doppelseitigen Schlitten ist eine etwas umständlichere Konstruktion erforderlich.

1.    Schmierung durch Bürste wird ähnlich ausgeführt wie in Fig. 561 u. 562 gezeichnet ist.

2.    Schmierung durch Posaunenrohr (Fig.563-566). Die Öltropfen gelangen aus dem Schmie r-gefäss S in das schwingende Posaunenrohr P und von diesem zu demKreuzkopfbolzen.

Fig. 563-564

Kopf a besser in Potguss.

!!

|,i

|<23—-

Fig. 559—561.

A-

A/

1.1

''•-Qi

XL H

,r

Li

Fig. 562, gut.

Fig. 565—566. Posaunenrohr, teurer. Bemerkt sei hier noch, dass die Vorrichtung nach (Fig. 562) mit Tropfrohr r und Bürstet sicheinfach und nicht teuer stellt. Es erfordert jedoch ein Abstellen des Sc-hmiergefässes während des Stillstandes der Maschine. Das Schmiergefäss (mit Tropfglas S) wird am Rahmen oder (punktiert) am Geländer befestigt.

Tabelle 79. Kreuzkopfboizen

für gegabelten Kreuzkopf.

* HSf

S-fjß

mm

w-

mm

-P*±r£-

i---->

b*

ÎXÏi-¹

Fig. 567.

Fig. 568.

Maschine Zapfen

120    75

160    90

200 120 250 160 300 190 350 225

400 250 450 275 500 300

SSS88I? § £ g

©C©à0®u3O    IÄOO

N N W ^ ifj lO © N

ssssss

CO b- CO ÇO (M 0 71 Ol CO CO tH Tf

© tH © id 00 (M Ol CN CO CO CO

O © K5 Q O iC CC rłl Ö5 CO ©

CC CO tH tH iO lO

lO    iC    CO    CO    CO    ©

T—I    T—I    rH    tH    T“t    Ol

05    ©    •*—'    ©    CO    tH

l>    Jj    (N    rjl    lO    O

rH    lO    0    CO    CO

00    04    ©    CO    ^

ri    (M    W    71    CO    »

CD I> 00

O iC »o I>    00

co co co

03 CM 05

O    co"

O O iO

CD ©

^ iO iC

^ W W O 00 05

^3 ^3 Ci

CO ^ ^ H CO GO O ~3 tĘfc

co co to a: ^ co

40 16 140

12

600 350 700 400 800 450 900 500 1000 550

O 5© OD

® o

105 73 120 83 135 93 150 100 160 110

63 68 26 95 9 73 78 29 105 10 83 88 29 120 11 90 95 32 130 12 100 105 35 145 13

O 00 O àO O TT o o co

00 00 00 -a -O

246 28 281 30 316 32 345 34 375 36

45 18 155 50 20 170 55 22 195 60 24 225 70 26 250

13

13

16

20

23

1100 6 00 1200 700

►—

co to to o

110 115 114 120

^ co to co

o © co GO

14    65 10 410 38

15    70 10 452 40

80 28 270 90 30 290

23

26

Passend zu den Kreuzköpfen Seite 150 u. 152. Abmessungen des Bolzens für gegabelte Treibstange Seite 155.

Haeder, Dampfmaschinen,

11

Kolbenstange, Zapfen, Gleitschnhp.

Kolbenstange, Zapfen, öleitschuh«.

163

*    «D    ot    c*    «5    f'    Co    N    N    ^ N

c?    h    e?    ei    *    *    cf    ÿ    Cf    * cf

Kreuzkopf.

gleitschuhe

S S g 5 2 § 8 § § I§

H ri * * îl M M M

O iC O O O OiOiOOO O    N    O    h    O    CO    h    (M    h    01

01    01    01    01    co    co    co    ^    ^    o

pfb

:k<

n, Ki

8 Atm. a,Tos.

Kreuzkopfbolzen

bel-

1,3

|«y i~>| o.2 p

340

370

390

430

470

OÏÇ

06?

570

OS9

730

820

900

cf

s ^

-q.T9-ix ®łT---

s s g | $ s' g s S §8

r- 0) 0 * <f

H H

0    0    0 ,, 0

OO    00    05 ^0

(N

C    S 00

-fl    ® !ô

1700

1920

ost-s

0916

2700

3000

3300

3620

3950

4300

544=0

5860

7600

9000

11900

14300

«? «S «S 8S 5§ § 3 § S

C lO O O lO 0    0    0 0    0

01    w    0    0    0    OOÎOOOH

ri    H    H    H    rH    OIOIOIOICO

8§ §§ §2 58 §8 gS g § 8 5

_ H H r- H " H }J N Ń

SS g° ss !S |§ !§ss§8

H H h 01    01    01 01 co co co

*3

fl o

i 1»

i «1

uoutąosi!^

***'

Kurbel-

1,3,

68 - 7 7

⁷_-/ •

cf

CO 0 «I |0|

0) fl) CO * ÎO

0 0 0 0 GO 05 0 H

O O O 0 O

O l> I> ^ ûO

«3 §3 ®3 *3 ⁸3 ⁵S 3 3 ^ 3

O    iO    O    O    O    00000

CO    ^    O    h    05    OliOCOHrji

H    H    H    H    H    OIOIOICOCO

8g 82 sg §£ 58 2n § i S 8

- H H H - MMMMM

^ 33

2*f I

II 5

ü    t,

rt    «

eilenlag

für

Hauptlager

Lagerdr.

£9ł T

Jb

cf

0 <0 <0 *0 00

M N

oooooo oocç©

^ tO b 0 *

O O O O O 00000 0    05    D-    O    10    w    GO    a    05    H

ci    o5    05    i*    i*    o    a    o    o-    co

'b e 1 ■ --bub'

ngen, Ku kopfgleiti

Kolbenstange

S/c/ier-

foeits—

§ S S S S 5 53 5 SJ

09?

540

725

815

930

OQOT

QOOT

1210

;S «2 8S 8§ jg JJ » 2 S 2

* M ^ fM Ol % 00^^ O

SJj SJj

oooooo CO O 01    05 l> co

CO    O    l>    CO    O    01

H    ri    H    rl    01    01

r P î    -i-

•uinfojn (1

J! M 0 lî 0    000

H N N rt tt    ^00

01

nu n s§ «8 s s g z

H H H H H

sS

,3 Ä

«3

#.L

j||* *!

fi H

Si!!!! § g $ i§

NÎ)CI5 N IC ^ s ’î

00 > *0 ^ N

is 1§ i§ !§!§!§§ § § §

0)nO) iq^co n oi oo oj a *h n n n oi a a >> uj t.

‘4i    Ifl

ft co

3    i

II

a t- o a o t* oj o t- a oo o- t» o o aaa^i¹

l>0 M§ hO «S *0 *0 O O 2 , M ^10 «10 m® ®t« 00 01 2 2

0 0 0 0 0 0    000    0

> NOO^OO    000    0

^ Il * ri N N CO «    ^ ifl O

o    o    o    o    o    ooeco

O    C    O    O    O    00000

,i> oo o o -i a 4 ( « o

H rN H H H H GM

Bemerkungen zu Tabelle 80.

Der besseren Übersicht wegen wurde auf Seite 162 u. 164 eine Tabelle über die Dimensionen von Kolbenstangen, Kurbelwellenlager, Kurbelzapfen, Kreuzlcopf bolzen und Kreuzkopfgleitschuhen zusammengestellt. Diese Tabelle enthält ausserdem den Maximal-gestängedruck (Gleich. 17 und 22), ferner den Sicherheitsgrad m der Kolbenstange und die für das Heisslaufen bezw. Fressen massgebenden Werte q-v bezw. q.

Man ist an Hand der Tabelle also in der Lage, für eine beliebige Maschine, wenn der Maximalgestängedruck bekannt, die entspr. Abmessungen zu ermitteln. Weicht die Tourenzahl von den angegebenen Werten (3. Spalte) ab, so bestimmt sich für Kurbelwellenlager und Kurbelzapfen das Produkt q-v (Flächendruck in kg pro qcm Umfangsgeschwindigkeit des Zapfens in Mtr. pro Sek ), wenn nx die Tourenzahl der Maschine zu

«i

(153)

— •q-v n

(n Tourenzahl, q-v aus Tabelle bei gleichen Zapfendimensionen und gleichem Maximalgestängedruck.)

Diese so ermittelten Zahlen hat man auf Grund der Angaben Seite 85 und 112 zu prüfen, ob die zulässigen Werte überschritten werden oder nicht.

Betr. der klein gedruckten Werte ist noch zu bemerken:

Dieselben dürften nur für Specialfabriken, welche ausschliesslich Dampfmaschinen bauen, Interesse haben. Im allgemeinen wird es sich nicht verlohnen, bei den Maschinen über 600 Hub Abstufungen von 25 zu 25 mm zu wählen. Man kann deshalb für gewöhnliche Fälle diese Zwischenwerte ganz ausser Acht lassen.

ügpaj-

"ifel.

Fig 569.

Will man dieselben jedoch berücksichtigen, so behalte man die Längen vom Hauptlager und Kur-I 01 beizapfen bei, damit das Rahmenmodell, also das I | Maass x in Fig. 569, dasselbe bleibt.

Die äusseren Durchm. der Hauptlagerschalen behalte man ebenfalls bei, nehme also die Wandstärken etwas dicker.

Bei den Schmiedestücken wie z. B. Achse, Kurbel und Treibstange kann man dann immerhin einige Ersparnisse durch Verwendung der kleineren Durchm. erzielen.

Eine Verkleinerung des K o 1 b en st an g e n-Durchmessers dürfte sich in den meisten Fällen kaum verlohnen, da die zu erzielenden Ersparnisse zu gering sind.

Der Dampfkolben.

Der Dampfkolben ist einer der wichtigsten Teile der Dampf« maschine, von der Ausführung desselben werden der Dampfverbrauch und die Haltbarkeit des Cylinderlaufes beeinflusst.

1. Der Kolbenkörper.

Eine bisher gebräuchliche Ausführung zeigt Fig. 570— 577.

(OK

fU

WT E

TA“

fÖK

'Ą

i¹

lOi

I'

ifH

W B - i-

i"

///>

Hl

Fig. 570—577. Dampfkolben für Maschinen über 400 Cylinderdurchmesser.

A Kolbenkörper, B Kolbendeckel, C Innerer Federring, D Äussere Feder-ringe, £ Deckelschrauben, F Sicherung dazu, G Büchse mit Gewinde? H Sicherung für die Kolbenmutter.

Das Loch im Kolbendeckel muss so gross sein, dass der Deckel ohne Lösen der Mutter entfernt werden lann, s .Fig. 626 S. 172.

In neuerer Zeit findet man jedoch die sog. Hohlkolben, das sind Kolben ohne Deckel, wie in Fig. 578 — 580 u. 584 und auf

Seite 174 u. 178 angegeben.

Maasse für zweiteilige Kolben s. Seite 170—173.

„ Hohlgusskolben

174 u. 179.

2. Die Kolbenringe.

a) Selbstspanner, d. h. Hinge, welche durch die eig Spannkraft gegen die Cy linderwand gepresst werden.

1 : I

Fig. 578. 3 Ringe.

i I

Fig. 580.

1 Ring. 2 Ringe m. Trennungsstück.

I    ¹ I

II    !. I

Fig. 581.

Fig. 579.

2 Ringe (Seite 174)

b) Hinge wer d e n.

^muss

. welche von besonderen Federn gespannt

Fig. 582. Zwei äussere und ein innerer Hing. Der innere Ring ist der Spanner bezw. die Feder, der äussereRing erhält auch etwasFederung (s.S.170).

iilii

fHl

rrl

Fig. 583. Lancaster und Tonge. Zwei Ringe mit seitlichen Ansätzen. Die Spiralfeder soll hier die äusseren und die seitlichen Kanten der Ringe zum Anliegen bringen.

Fig. 584. Der Ring besteht aus 2 bis 3 Teilen und wird durch eine Anzahl radial angeordneter Spiralfedern angedrückt (s. Seite 178).

Fig.585—586. Sogenannter Schiff s-3%. kolben. Das Andrücken der Ringe bewirken eine Anzahl Blattfedern.

Fig. 587—588. Patentkolbenring Schumann & Co., Leipzig.

Hüll

___, Zwei Ringe, innen trapez-

-La

ISSÊ^Êl förmig, werden von der ebenfalls trapezförmigen Äl Spirale sowohl nach aussen l||] wie nach den Seiten ab-Hl gedichtet.

Der Buckley-Kolbenring (Wm. Buckley & Co., Sheffield) hat ovalgewundene Spannfeder und ist dem Schumann’schen ähnlich.

m.

A.

1 äusserer Ring.

Fig. 592—594.

System Zirn. Leopold Ziegler, Berlin.

2 äussere Ringe.

Fig. 589. Crem er’s Spiralring.

Kig. 589 a.

Fig. 589b. UtHyL

Ein cylindrisches Rohrstück wird erst abgedreht und dann auf der Drehbank die Spiralwindung eingedreht. Fig. 589'a ungespannter, Fig. 589tb ge-

1 ~i~iH sPannter    Duisb. M.

A.-Ges.

i int

⁼?r

SSIIé

Kolbenringiiberlauf, Klatschen der Ringe, Gratbildung.

Zur Vermeidung der Gratbildung bei a Fig. 595, (Totpunktstellung) liess man bisher die Kolbenringe nach Fig, 596 etwas überlaufen, doch ergab sich der Uebelstand, dass je grösser dieser Ueberlauf und je höher der Dampfdruck, desto mehr Klatschen

«P

liJ-

--i

—Pi§

’zzzzArzzzzÆ^’f-

zzzzzzz/kzzzzzz/.

Fig. 595.

Gratbildung. Kolbenringüberlauf. Kolbenkörperüberlauf s.S.175.

Fig. 596.

Fig. 597.

der Kolbenringe*) eintrat. Die Ringe werden in der Totpunktlage des Kolbens durch den Dampfdruck zusammengedrückt und prallen beim Yorwärtsgange des Kolbens wieder auseinander.

♦) In Haeder’s Zeitsehr. 1901 No. 17 ist ein Versuoh beschrieben (an einer Maschine mit eingeschraubter Kolbenstange) wobei gezeigt wird, wie man durch Änderung der Kolbenstangenlänge das Klatschen der Kolbenringe beliebig nach vorn oder hinten verlegen kann.

Bedeutet (s. auch Fig. 598—599):

-V-

il

d'I

Âp

U

d Kolbendurchmesser in cm, ü Ueberlauf in cm, p Dampfdruck in Atm. Ueberdr., q Federdruck in kg pro qcm, so wird ein Zusammendrücken des Kolbenringes stattfinden, wenn die äusseren Kräfte gi össer sind als die inneren, also

Fig. 598-599.

d-ü-p d-h-q

(154)

(Hierbei ist angenommen, dass auf der Innenseite des Kolbenringes kein Dampfdruck herrscht.)

Setzen wir nach Gleich. 166 q der Ringe vermieden, wenn

0,15 kg, so ist ein Klatschen

ii < 0,15 —

(155)

Beispiel: Wie gross darf der Ueberlauf sein, bei h = 4 cm Ringbreite und p = 6 Atm. Dampfdruck ?

4

Nach Gleich. 155: ü == 0,15 . — <-o0,l cm, also höchstens 1 mm.

Bei eingeschraubten Kolbenstangen lässt sich an Ort und Stelle im betriebswarmen Zustand der Kolbenüberlauf bequem

gleichmässig verteilen.

Bei mit Keil eingepassten Kolbenstangen jedoch muss man schon in der Werkstatt auf die Ausdehnung durch die Wärme Rücksicht nehmen, und die Stangenlange, also das Maass Mitte Kolben bis Mitte Kreuzkopf

von

Hub

(155a)

um etwa — .    .

kleiner machen, als sich theoretisch ergiebt.

Beispiel : Man wünscht bei einer Maschine von 800 Hub auf beiden Seiten 0,5 mm Kolbenringüberlauf. Welchen Ueberlauf muss die Maschine im kalten Zustand erhalten?

800

«--j 0,7 mm kürzer werden, also

Nach Gleich. 155 a muss die Stange Ueberlauf im kalten Zustand vorn 0,5 -f- 0,7 = 1,2 mm, hinten 0,5 — 0,7 =—0,2 mm.*) In neuerer Zeit lässt man die Ringe überhaupt nicht mehr überlaufen, sondern genau mit der Kante des Cylinderlaufes abschneiden. (Das erfordertaber genaue Bestimmung der Kolbenstangenlänge mit Rücksicht auf den betriebswarmen Zustand der Maschine Gleich 155 a.)

1110

Das Abdichten der Kolbenringe

geschieht entweder durch Ineinandergreifen nach Fig.617 (S.170), oder besser mit Hilfe eines Dichtungsschlosses nach Fig. 618—621 (Seite 170). Bei mehrfach geteilten Ringen (Seite 178) verwendet man das sog. Marineschloss.

*) Den Minusüberlauf könnte man mit „Rücklauf“ bezeichnen.

Stärke der Selbstspanner.

(Ausführung nach Fig. 600, 601 und 602.)

Dieselben werden in fertig bearbeitetem und aufgeschlitztem Zustand über den Kolbenkörper gezogen und müssen sich auf d-\-2c Durchmesser auf biegen lassen, ohne an Federkraft zu verlieren.

jgj,e

mmmm ymmmMM

i-i-| ÇT-Î I - ~m

ź û \ É Hl i mÆÊ.

±C

cr¹-

Fig. 600.

Fig. 601.

Fig. 602.

Fig. 603.

Wir denken uns (Fig. 603) einen eingeklemmten Stab von der Länge eines halben Ringes ; die Spannkraft des Ringes als gleichmässig verteilte Last.

Bezeichnet q den Federdruck pro qcm Ringfläche, so ist

(156)

K — l-h-q

Für die Durchbiegung e der einen Ringhälfte gilt die allgemeine Gleichung:

8-e-E

Setzen wir nun l — d £= 1000 000 für Guss, so wird:

und nach Seite 56 J =

U57)

c³ ■ h

12

C³

q- d*

111000-e '

.    .    (158)

Wählen wir nun e = 0,05 d, so wird der Ring

2-0,05-d

vorgedreht auf d +

fl

— = 1,032 d . . . (159)

und es ergiebt sich :

■ . (160)

Ringstärke c — d

Als brauchbar q = 0,15 kg (Federspannung nach Gleich. 166) eingesetzt, giebt

5550

c -----

(161)

Nimmt man die Ringe stärker, so muss der vorgedrehte Durchmesser (Gleich. 159) kleiner genommen werden, sonst wird die Federung zu stark, also q zu gross. Bei gegebenem a rechnet 0,2 • </⁴

und nimmt den vorgedrehten

man Einbiegung e =

2-e

Durchm. = d 4- ------

¹ n

Bei starken Ringen (c>0,03d) ist aber das Auf bringen des Ringes über den Kolbenkörper mit Schwierigkeiten verknüpft, wenn nicht ganz unmöglich.*)

Die Breite des Kolbenringes hat also auf q (Federdruck pro qcm) keinen Einfluss.

111000-a³’

(Fortsetzung auf Seife 174.)

* Man mus« dann Kolbendeckel anwenden, s. Fig. 635 a Seite 177.

t-*-----

—P---

tu

.2

[Z

Lr

li

id

co

co

'll

'p -

iTTmiriijiiimi

...j

=k

Iz

45

IiILl

cc

zzzZz

<1

i=J

-=Z.    £

■sil

© • u

wij

.§! œ £

■O œ - ^ CO « CO rrt

15

y

ji ■s & 5Ë

?•-

i*

W)

CC

x>

co

-JG

.....*< ic

i.

■V

N\i

M-

r<~-----------¹ VJ

v^25s]nx=:

Fig. 604—608. Kolbenringe .

LLFuD

~z~&__j_u—

|S

!o

U-4

|Fig. 616—617. Stoss der Kolbenringe.

>0|<*

5l£

V?

- >-

-4

o o!

Kolbenringe. (Altere Ausführung.)

^ oo oo oo

Tabelle 82. Selbstspannende Kolbenringe. Fig. 604 — 621. (jetzt nicht mehr gebräuchlich.)

Innerer Federring

Äusserer Federring

Spannschloss

OOOto«o9j<o<o<o<cito!a

’’—I    ">—I    "^-ł    "<—I    'f-H    ■<—I    't'S t~l    —I    1—I    •<-~l    T-~(

C.OC>OOOOSC>OOOOSC>C>C:C>

•çsà *<JtoN00O5Oi>iOlCa\|(lO(oN00Ol

*C OO oo 00 Oo

ooc^ĄSjtatijijtiij^o ■^'1 T-H    T-H "H ■»'H >-H

zusammen i gespannt ge_ | gedreht schnitten

heraus-

wird

zu-

samin

vor-

auf

gedreht

auf

en^ | gebohrt auf

gespanm

gedreht

auf

über

plattet

heraus-

ge-

schnitten

wird

vor-

edreht

auf

o Oi^GoOîQo^NfM^NÎCiO^^ll ^^(^OlCïîCO^UlQiO^NCOO)

OtUlOlOSONOOO)

N N( C^l Oj CO

'S

^^GOCOOO^NOJCCN^IO^^^

100

150

200

250

300

350

100

150

500

550

600

001

800

900

OOOT

OĄ!0!OtofOC)t1IS|tl3lON»ll>00 'ü N^NN>1»lOgOj9ąlMU)K|Cotl3t>5

09)lONOO)COOtOO

>^N>(NS)^S|[15CI3i)|

l(T

106

157

208

260

311

362

111

165

517

568

619

722

825

925

1030

»O ÎN

>HNNN|tilS}C>)9)Ci5 05 C0CtJ^

^    «5 Kî N 00

OUqtDiONCOCiiN^toOO

100

150

200

250

300

850

100

150

500

550

600

700

800

006

1000

Besondere Sorgfalt lege man auf den Stoss der Binge. Dichtungschloss nach Fig. 618-621 ist gut und häufig ausgeführt. Kleinere Kolbenringe etwa bis 150 mm Durchm. erhalten kein Dichtungsschloss.

H—ÄV-

Lu

l~? I.

In«

WMmmm

Pa

r''-^

RS

IN; I4Î

\ /mx*

mm

Sicherung der Kolbenmutter s. Seite 182.

Il

SS

S-i-

'r* *s

-i

• Ni

Fig. 622-626.

Darstellung der einzelnen Teile s. Seite 165.

Die Deckelschraubensicherung mit Unterlegplatte {Fig. 663—664, Seite 184) ist besser wie die hier angegebene Sicherung. — Kolbenbefestigung besser mit steilem Conus nach Fig. 647. — Sicherung der Kolbenmutter nach Fig. 626.

Im

IIP

Fig. 626.

Tabelle 83. Dcunpfkolbon mit Deckelschrauben. *) Fig. 622— 626. (jetzt nicht mehr gebräuchlich.)

Für 350—1000 Cylinderdurchmesser.

>fc C0C^C^C0C0*0*000OC\*

so

^OÎOCiO‘^'lO*OCiC>'^H sj»jn'|i^'(i>'o |o|o

<2.C>t0<0*Cil0,0OC)'*

%»

OO^oîo'to^^QoQo'^

;^j'O^SC>ÇS<^i;O':O(:V⁰'lçc

VJ1co=V3^M'^l''fl⁻'H'^,0*0*0

g^coro^eoro'^'^'^'^'O

_    ÎC.ÎOQOOOQO^'^'^'^'O

^    >-^i--|i--i>-<>-i(MCV(!?a5v)Ofl

^2~>    >i>sC\}<M<Meoco'^^tiîo

c3 ____

^ g    îoCo^O^OiO^O^CûOQOO

"Ô>

'o ^

<X>

O'O^coCQ^o^oCiOiCV)

Zahl

^<Me»5>i!H«o«qQoOs^5^^H

110 ! 74

80

120

83

125

86

130

89

135

100

150

116

130

146

150

170

190

210

220

62

89

78

85

95

105

120

349,4

399,3

449.2

499.2 549,1

350

400

450

500

550

599

600

698,8

7 00

800    798,7    135

90 0    898,5    155

1000 998,3 | 175

*) Tabelle 83 zeigt die Kolbenbreiten der früheren Auflage. In der vorliegenden 6. Auflage sind die Kolben in den Tabellen 84 und 85 breiter angenommen.

(Fortsetzung von Seite 169.)

Breite des Kolbenringes.

Bewährte Ausführungen zeigen bei Durchm. von 50 — 1000 mm.

1    King    Fig. 600    h = 0,1 d -j- 0,2 cm    .    .    .    (162)

2    Ringe    „    601    h    =    0,06    d -f- 0,2 „    ... (162 a)

„    602    h    =    0,04    d + 0,2 „    .    .    .(162 b)

Tab. 84. Dampfkolben von 75-350 mm Durchm. Hg. 627.

von 250 Durchm., Maassstab 1:15.)

(Abbildung zeigt Kolben ->ih k-,»ih *-

pilili

si M

-ririirf

rä,/'

(=5

_ o?

1—

Jl

bi - -

Fig. 627.

Der Ring wird aus einem Rohrstück hergestellt und nach Fig. 637 a ausgeschnitten.

Nach Fig. 637 b im zu-sammengespannten |ö> stand genau auf den Cy-7 linderdurchm. gedreht.

Damit die Ringe über den Kolbenkörper hin-weggezogen werden können, müssen sich dieselben, wie in Fig.627c angegeben, auseinander ziehen lassen.

Zu-

h b] ! a b

05    ^ CO

CO CO CO    HH-hhhh.    hH-HH

CO CO O    00 ^1 O¹    CO h ® ^ ®

00 C5

W    tC    H    ^ K    H* h-à    I-*.    kh

W    O    GO    C5    CO    CO    o

n »:    o cd i>

vH t—t T-1    —H -r-1

CO 00 GO

co co    o

Für grössere Kolben dieser Konstruktion bestimme man h nach Gleich. 162 — 162 b, c nach Gleich. 161 und setze 6lfvJ0,6-6. Sonst nehme man die Abmessungen nach Tabelle 85, Seite 179.

Dichtungsschloss erhalten Kolben über 175 Durchmesser nach Fig. 618, Seite 170.

Kolbenringe mit radialen Spiralfedern.

Sorgt man für gleichmässigen, nicht zu starken Federdruck der Ringe und für zweckentsprechende Oelung des Cylinderlaufes, so dürfte ein Kolbenringüberlauf unnötig sein, da eine Gratbildung dann nicht zu befürchten ist. Man wird nicht den Ring, sondern den Kolbenkörper überlaufen lassen (Fig. 597 Seite 167) und zwar (wenn b ganze Kolbenbreite) :

K ol b e n körperüberlauf ä — 0,1 b . .    . .    (164)

Mit der Ausführung Fig. 584, bezw. nach Seite 178 lässt sich ein gleichmässiger Federdruck erzielen.

Der Kolbenring ist je nach der Grösse des Kolbens 2- bis 3 teilig und mit Federn belastet, also kein Selbstspanner. Diese Konstruktion gewährleistet ein überall gleichmässiges Andrücken der Ringsegmente in radialer Richtung gegen die Cylinder-wandung.

Es ist nach Seite 178 Fig. 636—638 :

(165)

Belastung pro Feder

Ringfläche — 0-n-bx in qcm zuläss. Federbelast, pro qcm Ringfläche = 0,15 kg (166)*) D-n-b^ 0,15.

--j---in kg .    .    .    .    (167)

Anzahl der Federn z =

D-n

14

. . (168)

Die Führung des Kolbens und der Kolbenstange.

a\

Ł&M

n\

Y/////////

V//////.

Fig. 628. Kolben mit hinterer Sohlittenführung.

ii

----»

Fig. 629. Kolben mit hinterer Stopf büchsführnng.

In den meisten Fällen findet man die Kolbenstange durch den hinteren Cylinderdeckel geführt nach Fig. 628— 629.

*) Nach Kieselbach 0,1 bis 0,16 (Stahl u. Eisen 1899, No. 9).

Man nimmt an, die beiden Stopfbüchsen (Fig. 629) sollen den Kolben mit Stange tragen und der Kolben im Oylinder frei schweben.

Der praktische Betrieb hat aber gezeigt, dass der Kolbenkörper bei allen Kolben an der unteren Seite zum Anliegen gekommen, obwohl der Kolbenkörper oft 1 bis 2 mm

und

IT) -

Tr.

Vorderer

Fig. 630.

kleiner gedreht ist als die Cylinder-bohrung. Ebenso, dass nicht genügend weit gebohrte Grundringe Stopf büchs - Futter Biefigwerden, also Fressen der Kolbenstange veran lassten, weshalb man Grundring u. Stopfbüchs-futter ca. 1 mm grösser bohrte als den Stangendurchmesser. Fig. 630 zeigt den Grundring einer Maschine von 475 mm Durchm., welcher unten um 2 mm verschlissen ist. Der Kolbenkörper war auf 473 mm abgedreht.

Aus Obigem resultiert: es ist falsch, wenn man den Kolben durch die Stopfbüchsen tragen lassen will und deshalb mag als

Bpgel gelten :

At

„Der Kolben muss sich selbst tragen“.

i /

i //

- _y^Tnm_

Letzteres lässt sich gut erreichen, wenn wir den Kolbenkörper nur etwa V₆₀₀ kleiner drehen als die Cylinder-bohrung, s. Tab. 83.

Eine theoretisch richtigere Ausführung würde folgende sein :

Fig. 631.

Man dreht den Kolben genau auf den Cylinderdurchmesser; um nun den Kolben bequem einbauen zu können, wird derselbe 0,5 mm oder um ]/600 des Durchm. excentrisch gedreht [Fig. 631), aber so, dass bei diesem Nachdrehen der untere Teil des Kolbens nicht vom Drehstahl berührt wird.

Dem Kolben ist ein senkrechter Pfeilstrich nach unten anzugiessen, wie in Fig. 631 gezeigt, damit derselbe nie verkehrt eingebaut wird.

„Beim Einbauen des Kolbens achte man darauf, dass der angegossene Pfeil auf der hinteren Stirnseite*des Kolbens nach unten zeigen muss.“

Die Breite des Kolbens.

Der Kolben wird nach Fig. 632 durch sein Gewicht nach unten drücken. Die vordere Stopfbüchse ist demnach ganz entlastet, die hintere Stopfbüchse braucht überhaupt nicht vorhanden zu sein.

KfW.

Fig. 632. Ohne Führung mit breitem Kolben.

Nimmt man an, dass, wie Fig. 633 zeigt, l/₃ des Kolbens zum Tragen kommt, so wird:

Tragfläche

= 0,85- D z a .    . (169)

und der

0,85 D ■ z a

Auflagedruck

kg pro qcm . (170) u_ Q85D

Fig. 633.

w'orin bedeutet:

G das Kolbengewicht in kg,

D Durchmesser des Kolbens in cm, z die Anzahl, a die Breite der Tragringe.

Va

1j jgj|

7/,.

7,

■*! a.')» Fig.1634.

Fig. 635.

Fig. 635 a

(s. Seite 169 unten). (Fortsetzung auf Seite 180.)

H a e d e r, Dampfmaschinen.

12

SS

\W

mSL

c-

'-P

M-H

-Jf

Fig. 639.

Üee:

w ■

m-.^

""t»

*-

Fig.*640—643.

»>

!C>

n®

xf>

1»

H—^ -«J

!—h

ra-

î-i3

SJ

-*4 !•*

ta

1-

Fig. 637.

£311111111

;i==

*

MS

fJS-

Fig. 638.

ii

!*-j= -*{

SP

a3->

hép

— *

JH

JL

r~£s

Û~ ¥

Fig. 636.

r~-

---Q--

ifel

mm

î^lliÉHiiiiÂii^

-Ujl- K -*•

s*

T' ^

i^T

JL

11

S*~#

p§*

Den Spielraum rx zwischen Kolbenring und Kolbenkörper mache man ]/₂ bis 1 mm.

Die Kernlöcher * dienen zum Herausholen des Kernes nach dem Giessen, dieselben werden dann durch 2bis2¹/2,/ Gasgewindestopfen verschlossen. Die Verstärkung auf der Innenseite soll das Festsitzen dieser Stopfen unterstützen.

Man findet'auch Ausfühl ungen, bei denen die Wandstärke f konisch zuläuft, dickere Stelle an der Nabe.

GO 05    2

Tabelle 85. Dampfkolben (mit Spiralfedern) 400 bis 1000 mm Durchm. Fig. 636—643.

(Abbildung Seite 178 zeigt Dampfkolben 800 Durchm. im Maassstab 1 : 10,5).

Feder

Schloss

King-

Kolbenkörper

Stange

^,cott<îoooo(»cogo o

t—(    rH t-H    t—i    Ol Ol Ol Ol CO

•r-iOICO^fCOGOOO rH H tH vH t-H    y—I tH Ol

CO CO CO

CO CO

r^H ^    ^ lO

r}H

^OOICOOCOCiOIOCO

coco cocococo^f^^

^OJ^iOCOOOOlOGOO

^COCOCOCOCO^f^^iO

Ol    »O CO 00 O Ol    CD

^OIOIOIOIOICO COCOCO

Ö, kO CO O Ol »O O »C o >o c^^TjHOiOàOCOCOt>I>

Ocoocor-Goooiiooo ^OI OIOIOIOICOCOCOCO

g 00    00

§ co co

E—«

OS OS O O

tH tH i-H tH

Ol

r- i> co oo oo os os

OIOIOIOIOICOCOCOCO

^O-^OICO^HCOOOOOl ^OIOIOIOIOIOIOICO co

J^OOl lOOOOOOiO o

•^loooococot-r-oo

tO-rHOICO^fOCOOOO

^rHr-I    t-H    t—I    rH r-H rH    i—'Ol

OthOI^OOOOIiOOO rH-t—ItHtHtHt—lOIOIOl

55

09

64

70

74

82

94

100

110

00    05'©*-i<Nrf«000©

QNTtiCDQOOOJvOCOOJiO

^(NCNOJCOCOCOCO^^f¹

36

145

38

160

170, 40

Zf 081

ff 061

200, 46

I

210, 50

53

225

240, 56

,4£OI<M^OCOOOOOI^ rH tH tH H H    t—:    (M Ol Ol

a i 1 a*

70

58

400    68

83

68

450    78

89

75

500    85

96

102

115

127

146

166

80

550    95

06

100

115

130

150

600    105

700    120

800    135

900    155

1000 i 175

Die hohlen Kolben sind in der Werkstatt durch Anbohren kleiner Löcher auf gleichmässige Wandstärke zu prüfen. (Unfälle s. „Haeder, Die kranke Dampfmaschine“. II. Aufl.)

Berechnung der Federn Seite 175, des Kolben kö r p e r s Seite 181.

tc

»

Cylinder-Durchm. D —

400

500

600

700

800

900

1000 mm

Kolbengewicht .    . G —

Flächendruck pro qcm =

Auflagebreite . . . . =

80

140

220

300

400

500

700 kg

0,25

0,3

0,32

0,37

0,42

0,48

0,51 kg

95

115

130

135

140

150

160 mm

Die Kolben der grösseren Cylinderdurchmesser würden etwas breiter als bisher üblich ausfallen.

iiiiunimii'-

■HM

-j

Leopold Ziegler, Berlin erzielt das Tragen des Körpers durch den Schlittenkolben (Fig. 644

bis 645).

Das unten am Kolben an

©•

Sc/)ni//' cf- f).

Fig. 644-645.

geordnete Tragstück aus Bronce soll das Gewicht des Kolbens auf heben, und die gross gehaltene Lauffläche ist unten mit Komposition ausgegossen. Die beiden Federflächen zwischen Kolben und Deckel werden festgespannt.

Die Befestigung des Kolbens auf der Stange.

Gebräuchliche Befestigungsarten zeigt Fig. 646— 648. In

—, Sicherung der Mutter durch

Fig. 646 wird Konizität c = Unterlagscheibe S ans Kupfer.

10’

tx

>-

y/z/z/M

Fig. 646.

Fig. 647.

Fig. 648.

gegen

dürfte a = 45° geeignet sein.

Bei der Befestigung nach Fig. 648 (heute sehr beliebte Ausführung) Mutter auch mit Konus, ist eine Sicherung derselben Drehen unnötig. Als Neigungswinkel für den Konus

Die Berechnung des Kolbenkörpers.

a) Wandstärke.

Fig. 649-650.

Man verwandelt den zwischen ^ zwei Rippen befindlichen Teil der ^

Wand in einen Kreis nach Fig. 650 und rechnet nach der Bach’chen Formel 171 (Maasse in cm).

to *

(171)

*² p

4 " ö² ‘

Zulässige Beanspruchung für Gusseisen kb — 200 kg pro qcm (173) Sind Rippen nicht vorhanden, so rechnet man einen Streifen von 1 cm Breite und l cm Länge (Fig. 649) und erhält, wenn p der Dampfdruck in Atm. :

kb —

■ • (172)

P-l

Ô²-

6 kh~

Zulässige Beanspruchung kb nach Gleich. 173. Auf Abscheren an der Nabe wird

p=i-i-p-, ą=₁₂

; IV

. • (174)

ks —

■b²-2d

kg pro qcm .    .

. . (175)

P Kolbendruck in kg, ö Nabendurchm. in cm nach Fig. 649. Zulässige Beanspruchung für Gusseisen ks — 200 kg pro qcm (170)

Beispiel: Der Dampfkolbenkörper 450 mm Durchm. (Fig. 652—653J sei für p = 8 Atm. auf Festigkeit zu berechnen.

Es ergiebt sieh nach Gleich. 172 % = 0,25 ■ 13» •

1,9»

nach Gleich. 173 zulässig.

94 kg pro qcm

19

Fig. 652-653.

Sind Rippen nicht vorhanden, so erhält man nach Gleich. 174 P=12,5-8~ 100 kg 1,9»

104 kgcm ; W -------

104

,,    100-12,5

^⁼ Ï2

Die Beanspruchung bei einem Kolben ohne Rippen ist also wesentlich höher als bei einem solchen mit Rippen, man sollte deshalb letzere immer anordnen oder Stehbolzen aus zähem Eisen, welche in die gegenüber liegenden Putzöffnungen eingesdiraubt werden.

0,6 ; hh =

0,6

^ 175 kg

Die Sicherung der Kolbenmutter und der Deckelschrauben.

Im allgemeinen haben die bei Kolbenstangen und Kolbendeckelschrauben angewandten Gewinde eine sehr geringe Steigung, dass ein ruhiger Druck in der Richtung der Schraubenachse nicht imstande ist, die Mutter rückwärts zu drehen, weil die Reibung in den Schraubengängen es verhindert.

Anders verhält es sich, wenn häufige Stösse oder Erschütterungen ein wirken, durch letztere kann die fest angezogenste Mutter lose werden. Je fester die Schraube angezogen, desto weniger leicht ist natürlich ein Loswerden der Mutter zu befürchten.

um

Bei Dampfmaschinen, Luft- und Wasserpumpen können Erschütterungen vorstehender Art nicht immer vermieden werden, und letztere sind so gefährlicher, als sie bei jeder Umdrehung eintreten. Nehmen wir eine Maschine mit 100 Umdrehungen pro Minute, so wird die Erschütterung in 10 Stunden 100x60x 10 = 60 000 mal wiederkehren.

Wieviel Unheil haben schon lose gewordene Kolbenmuttern und gebrochene Schraubensicherungen angerichtet.

Es ist deshalb äusserst wichtig, gerade diesem Teil des Maschinenbaues unsere besondere Aufmerksamkeit zuzuwenden, um so mehr, als wir uns von der Beschaffenheit der Schraubenverbindung bei Dampf kolben nur bei abgenommenen Cylinder-deckeln überzeugen können, und dieses geschieht natürlich immer erst, wenn die Betriebsstörung schon da ist.

Konus 45° sowohl am Bund der Kolbenstange als auch an der Mutter (Fig. 654, 636 — 643) soll sich ohne Sicherung gut bewährt haben.

Fig. 654.

Betrachten wir also die bekannten Schraubensicherungen allgemein, nicht nur mit Rücksicht auf den Dampf kolben.

Sicherung mit Unterlegscheibe (Fig. 658—659) ist wohl die beste und einfachste Schraubensicherung; sie eignet sich besonders für Kolbenmuttern. Die Kupferscheibe (je nach der Schraubengrösse 2—4 mm dick) wird auf der einen Seite in den Kolbenkörper abwärts gebogen, auf der andern Seite gegen die Mutter hoch gebogen.

Fig 655.

Fig. 658-657.

Fig. 658-659.

Mutter mit fest daransitzendem Scheibenrand (Hg. 656—657) giebt durch Einschlagen einer kräftigen Körnerspitze eine gute Sicherung.

Fig. 660—662 zeigt die Sicherung für Kolbendeckelschrauben,

welche grosse Verbreitung gefunden hat. Der Fiacheisenring c (2—5 mm dick) liegt in einer im Deckel des Kolbens ausgesparten Vertiefung.

Dieser King wird auf die Köpfe der festangezogenen^Deckel-sehrauben aufgepasst. Im Falle etwaigen Nachziehens der Schrauben werden die Löcher im King entsprechend nachgefeilt. Die Mutter der Schraube ist natürlich für sich gegen Drehung durch eingebohrten Gewindestift gesichert. Die Schrauben a (2 bis 3 Stück) sollen den King in der Vertiefung fest-halten.

Mit dieser Schraubensicherung hat man jedoch häufig böse Erfahrungen gemacht, mit derZeit verschwinden die . Splinte der Schräubchen a und der King c fällt ab, im Cylinder Unheil anrichtend.

'Û

rh

yy/zk^

Fig. 630-632.

Sicherungen für Kolbendeckelschrauben.

Fig. 663-664.

Die Kupferscheibe wird an einer Ecke umgebogen.

CZ

Q-.

Fig. 665.

Fig. 666-667.

Eine etwas andere Ausführung stellt Fig. 665 dar, dort

ist ein Versetzen der Gegenhalter nötig, nachgezogen sind. Diese Anordnung lässt eine Drehung der Schrauben um ¹/₉ zu.

Besser ist schon die S ehr a u b e n si ch e r ung (Fig. 666 bis

wenn die Schrauben

667), bei welcher kein gemeinschaftlicher Bing angewandt ist, sondern jede Schraube eine Sicherungsplatte für sich hat. Die Schräubchen sollen möglichst fest angezogen und gegen Losdrehen etwas mit Meisseihieb verstemmt werden.

Aber auch auf andere Weise lassen sich die Schrauben der Kolbendeckel sichern, wie in Fig. 663—664 angedeutet. Nach dem Festziehen der Schrauben wird die Unterlegscheibe um-geschlageu bezw. hochgebogen.

Sicherungen von Dampfhämmerkolben.*)

zu

Bei Dampfhämmern ist wegen der starken Erschütterung besonders ein Lösen der Verbindung zwischen Kolben und Stange befürchten und ist daher für gute Sicherung Sorge zu tragen. Fig. 668—670. Die Verbindung zwischen Kolben und Stange erfolgt durch Aufschrumpfen des 0,3 mm enger gebohrten Kolbens auf dem Konus (10% Verjüngung) der Kolbenstange

*) Auch bei anderen Maschinen, welche Erschütterungen ausgesetzt sind, wie z. B. Walzenzugmaschinen, findet man ähnliche Ausführungen wie die nachstehenden.

Fig. 668 -670.

Fig. 671-672.

Sicherung von Dampfhämmerkolben.

Eine einfache, solide und vielfach angewendete Verbindung stellt die Fig. 671—672 dar. Über den 0,3 mm enger fürs Auf-schrumpfen gebohrten Kolben kommt ein zweiteiliger King, welcher durch einen warm aufgezogenen Schrumpfring, sowie durch einen Keil gesichert wird. Das Lösen des Keiles wird am besten durch eine Niete (s. Fig. 672) verhindert; ein Splint (Fig. 673) ist weniger zuverlässig.

'—//p.....*j

h......-V.....V"! ß

Mt»

.L.

Zur

■ • • ZOO' ■ - i--¹

------’r

,_i

Sl

~~

rr^'l

+&-

im

ispi

mwm

iiM

f. )

rTi

Fig. 673-674.

Sr

S-

Fig. 675-677.

Sicherung von Dampfhämmerkolben.

Die Verbindung Fig. 675—677 ist sehr solide, wenn auch etwas teurer; bei ihr wird die Stange kammzapfenartig konisch, wie auf der Skizze dargestellt, eingedreht und ein gut eingepasster zweiteiliger Ring auf die Stange gebracht, über welchen zwei Schrumpfringe warm aufgezogen werden.

Fig. 678—680 zeigt die Verbindung des Kolbens für einen 3000 kg-Dampfhammer mit Trapezgewinde in den beiden geschlitzten Muttern M und Mv die durch Schrumpfringe S und

Stahl.

Fig. 678 —630. Dampfhamtnerkolben.

Eine Kolbenbefestigung, bei welcher weder Schrauben noch Keile verwendet werden, zéigt Fig. 681. Bei dieser Konstruktion

/t

Fig. 681—681. Kolben für 3000 kg-Dampf hämmer.

688.

Fig.

In Fig. 683 sind Kolben und Kolbenstange aus einem Stück geschmiedet, eine bei Dampfhämmerkolben mit dicker Stange erfolgreich ausgeführte Konstruktion.

.    -.....M-

!---•.......

i'JIi

fcf

ist der Kolben auf die Stange warm aufgezogen und das Ende kalt umgenietet. Skizze zeigt die Abmessungen und Form in ¹/l0 der Naturgrösse. Nebenbei sei bemerkt, dass die Kolben, nach Form A {Fig. 681) ausgeführt, häufig brechen. Eine Verstärkung nach B (Fig. 682) bewährte sich etwas besser, doch fanden auch hier Brüche statt.

Die Kolbenstange.

Material: Stahl.

zu berechnen und

Die Kolbenstange ist auf Zerknickung anzunehmen, dass dieselbe an beiden Seiten lose geführt ist (Tabelle 42, Seite 55, Fall II).

“n

T P

-D-=

rd-r

Fig. 684.

w7///y////////////////////////wz

T*----L —    -¹

Bezeichnet (s auch Fig. 684): d den Durchm., L die Länge der Stange in cm,

P den Gestängedruck in kg nach Gl. 17 bezw. 22 oder Tab. 80, £ den Elastizitätsmodul bezogen auf cm (für Stahl = 2150000), J das Trägheitsmoment bezogen auf cm (nach Tab. 45), m den Sicherheitsgrad,

so ist

10 EJ

10-E-J

d — 0,0314 {j' P-m-L2 Durchschnittlich kann m = 12 gesetzt werden, dann ist

p—

m-L²

(178)

d = 0,058 P-1?

Nach einer anderen bewährton Regel wird d=x/e bis >/₇ vom Cylinderdurchmesser. Gute Werte zeigt Seite 162.

Betreffs Berechnung der Kreuzkopf-Keilverbindung beachte

man Seite 140 und 141.

Zugbeanspruch.der Schraube im Kernquerschnitt

(179)

⁷L. s2 ’

; s = l,13y/ —    (180)

Zulässig ks =300 bis 400 kg pro qcm .    .

(181)

Fig. 685.

Passende Schraube dazu nach Schraubentabelle wählen.

Anzahl der Gewindegänge in der Kolbenmutter:

(182)

A-(s? _.t£

Zulässig £ = 200 kg pro qcm für Stahl .    .    .    (183)

Die Höhe h der Mutter bestimmt man nun an Hand einer Schraubentabelle, in welcher die Anzahl zt der Gänge pro l"==25,4mm Länge angegeben sind, zu

Kolbenmutterhöhe h = —• 25,4    ....    (184)

.    •    (185)¹)

Der Durchm. des Kreises um das Muttersechseck B = (0,5 -j- 1,4 Sj)» 1,155 in cm

Der Conus.

Druck auf die Fläche (s. auch Fig. 685a)

r- p

P‘

(X

“ft

1P

. (186)

Auf lagefläche / = 0,5 (B -f- d₀) n • c (187) Für a = 45 ⁰ wird für den Bund :

sin a

Ar — 1 ,28

. . (188)

Km

_Jr

zulässig A = 400 kg pro qcm (189)

Fig. 685 a.

Man macht vorteilhaft den Conus am Bund gleich dem Conus an der Mutter (s. Fig. 685 a), also B nach Gleich. 185 oder aus der Schraubentabelle.

Beispiel. Die Kolbenstange zur Maschine 450 Durchm., 800 Hub sei für p — p₀ = 7,8 Atm. zu berechnen.

Wirks. Kolbenfläche nach G eich. 10

Q = 0,98 • j • 45»    1560 qcm,

Gestängedruck nach Gleich. 17

P = Q (P — Po) = 1660 • 7,8^ 12100 kg.

Nach Tabelle 80 Seite 162 wird =78, L = 1550 mm, J= 181,7 nach Tabelle 45, mithin nach Gleich. 177

13,5

[Nach Gleich. 179 bestimmt sich der Durchmesser zu

_ 10.2150 010-181,7 m ~    12100 ■ 155»

4__

d = 0,058 -y/12100 • 155»    7,6 cm = 76 mm

dem gewählten Sicherheitsgrad von 12 entsprechend, also etwas kleiner.) Nach Tabelle 85 wird Fig. 685    = 3l/₄" engl. = 82,6 mm, entspr.

j Kerndurchm. von 72,6 mm, mithin nach Gleich. 180

290 kg pro qcm.

einem

12100 _ 12100 j-7,26»    41,4

Anzahl der Gewindegänge in der Mutter nach Gleich. 182

__^7,6

200 • (8,25» — 7,26») •

Whitworth’scbes Gewinde von 31/4" engl, hat auf !" engl. 3>/₄ Gewindegänge, mithin nach Gleich. 184

Kolbenmutterhöhe h = .“,^- -25,4t^>60 mm.

O l/4

14 cm,

Durchmesser des Bundes nach Gleich. 185 ht = (0,5-f 1,4 • 8,25) • 1,155 folglich nach Gleich. 188

k =1,28

42100

14»Hą2B»~i£lkg pro qom.

Das Gewinde für die Kolbenmutter.

Als Gewinde für die Ko'benstange findet man Spitzgewinde (Whitworth) oder Trapezgewinde. Letzteres ist aus den auf S'dte 188 erwähnten Gründen vorzuziehen.

Tabelle 86. Trapezgewinde. Fig. 686.

Steigung s =t -|- 2-a

(Maasse in mm.)

Stan-

gen-

durch-

mess.

Gewinde-

durchm.

Gang-

zahl

Gewinde-

aussen : Inten

pro 1"

tiefe

kante

engl.

Stan-

gen-

durcli-

mess.

Gewinde-

durchm. innen

aussen

Gang-

zahl

pro 1 “

engl.

Gewinde-

tiefe

kante

20

19

16

11

1,5 '0,405

90

88

82;5    6

2,75 .0,742

25

24

21

95

93

87,5

30

29

26

100

98

92,5

35

34

31

ff

110

108

40

45

50

55

39 '34,88 44 39,88 49 44,88 54 49,88

2,06

0,557

120

130

140

150

118

128

138

148

60

58

52,5

2,75

0,742 160

158

65

63

57,5

170

168

70

68

62,5

180

178

75

73

67,5

190

188

80

78

72,5

200

198

102.5

112.5

121.4

131.4

141.4

151.4

161.4

171.4

181.4

191.4

3,3

0,89

85

83

77,5

In Fig. 655 (Seite 183) ist die gerade Fläche des Trapezgewindes dem Kolben zugekehrt.

Kiesselbach giebt in „Stahl und Eisen 1899 Nr. 9“ umgekehrte Anordnung an, wie in Fig. 687 dargestellt.

igjf

Sl

Mutter

Fig. 687.

Kolbenstange

•899 'Sc*

Kolbenstange

1000 Hub

1: 30.

Fig. 669.

Kolbenstange

500 Hub

1:15.

Fig. 690.

Kolbenstange

400 Hub

1:16.

-1

ITT!

#i

vv

TTI

>>

ii

? _t

t-

Bi i

Hit

¹ cd

yrr

co

2.5

A Sh

2 ° p co

Cö ® JO

tSi

^ag

rfl -«©

'&r-2u'

fl rfl S

W g.*P

rO £

ffi|o> ¹    ^

I 05

Z- i » " *

Xi

X-

Œ|cj

I

J..t_

§ts ®

all

rQ "73 S

i,mn

ist#

|p

I !    » cd

cd

- *►

cd

— jfinsfe

La

-,-ö

-H

o-

jr

*<

äf

rtsi

i___i

cdf

-H

fe

_t_

JL

-WvN

laur

rtr

KTTilfN

lLlU¹

Fig. 696-696.

:<=> o £

*S ö

Sjä I

«1 «

s g s

nd Ö 5-

i u

•g.s 8 ® s ^ 3 ö « a § tg

Srfl ß .2 ŁC

Ijl

'S SUD

’S 3 -

g ^ s

|si

'§S'[S

w

oWd O O ö 04 O 0

5 * ®

g ® .a

cö p 0)

a es

4____

InTflln!

Fig. 008-694.

r*-

Fig. 691- 692.

Die Kolbenmutterhöhe macht

Ö .’S 2 s 1 §

o <!

cö

02

SUD

** è§Sî§8ggg§|

50

58

70

85

100

120

138

153

385

460

540

0P9

715

800

915

066

1025

1186

270    21

325    21

380    21

430    23

26

505

28

565

645 36 685 40 695 45

380

460

540

620

725

815

930

0001

10501

GO

_ 1210 795 45 2298 1385 895 62 2592 1550 1000 64 2866|1720|1110| 68 3144|1895 1230^ 68

343712070 1350, 68 3867|2280 1500 73

688—S 96.

30

32

40

Zt

45

50

52

55

09

70

78

06

97

105

113

125

16

20

23

26

32

35

42

45

48

58

70

31

38

44

49

68

63

74

79

83

98

119

40

45

55

09

09

65

70

75

80

95

104

120₍140j 83 123150, 89 132 16o| 96

102

115

140 170

I

150 190

Tab. 87.

03

S S 2 t? S oo

Ö5

_    90

100

110

130

081 0011 011 066 091 088 Qfl 011

1210 190 1320^00

TJ

00

03

340

390

440

485

535

585

89

114

139

167

194

222

249 — 280 — 3101 —

280

308

!330

350

1382

1522

T3

870

428

r-'

00

118

130

142J

149;

|486|

176

185

0)

85

109

129

154

180

203

244 207 254 221 2791236!

255

280

310:

324|542

1597

,353

652:

383

707

422

329

387

439

498!

552;

605

664 i

-s

«K.

OD OD ^ CN (M

256, 29 290, 37 315 39

48

356

52

393

55

430,

4871 64

il II

-o

— 1125 52 I 42

— 145 58 47 58 165 64 53 68 185 74 60 75 205 81 66 80 225 90 73

90 245 100 82 100 280 115 94

« SS3SS8 5 §g’S. S52S S 2 3

CÖ

75

06

120

091

190

225

250

275

300

350

400

450

500

550

009

700

:a

120

160

200

OS?,

300

350

400

450

500

009

700

800

006

1000

1100

1200

¹

Vergl. Tabelle 87 Seite 191.

Die Schmierung der Kolbenstange.

Man sollte nie unterlassen, für eine zweckmässig angeordnete Schmierung der Kolbenstange Sorge zu tragen, ähnlich wie in Fig. 697J dargestellt. Die gebräuchliche Anordnung eines

Kt

Fig. 697. Anordnung des Tropfölers.

Oelbehälters im Flansch der Stopfbüchsbrille ist in den meisten Fällen ungenügend, da die kleinen Schmierlöcher sehr leicht verharzen.

Um das auf Seite 176 erwähnte Verschleissen der Stopfbüchsen zu vermeiden, bezw. das Durchbiegen der Kolbenstange auszugleichen, findet man, jedoch selten, eine einstellbare Lagerung vorn und hinten an den Stopfbüchsen angeordnet (wie in Fig. 697 mit A bezeichnet). Diese Einrichtung erscheint zwecklos, wenn man den Kolben (nach Seite 176) sich selbst tragen lässt.

Beispiele aus der Praxis über Kiefigwerden der Kolbenstangen und zweckmässige Abhülfe s. „Haeder, Die kranke Dampfmaschine“.

Der Dampfcylinder.

Lauflänge, Kolbenspiel, lichte Cylinderlänge.

,///////////>.y/////////ćza

Ifb+l

Die Lauflänge bestimmt sich nach der Grösse des Ueberlaufs (Seite 167 bis 168) zu Fig. 698—699

L = Hub + bx — 2 ü .    . (190)

sodass der Kolbenring in der äussersten

L.

W/MV//////.

Stellung um den Betrag ü überragt, w wird bestimmt nach Gleich. 155 Seite 168, wobei h die Breite eines Ringes bedeutet, (beachte auch Seite 168),

Fig. 698-699.

Sil

Fig. 700 zeigt einen Kolben, dessen Ringe im toten Punkt um 6 bis 8 mm überliefen. Die Folge war Klatschen der Ringe (s. auch S. 167 Fussnote), da dieselben durch den Dampf zusammengedrückt wurden.

///////

.mm

Fig. 700.

Kolbenspiel und lichte Cylinderlänge.

Cylinderdeckel kann aus werden.

Der Spielraum k (Fig. 699) zwischen Kolbenkörper und folgender Tabelle 88 entnommen

Tabelle 88. Kolbenspiel k. Fig. 699.

Hub

H = 200—400 425-600 625—800 825-1000 2000 mm

Kolbenspiel k —    4

Bei auf der Stirnfläche abgedrehten Cylinderdeckeln und Kolben dürfen die Werte der Tabelle 88 zu ⁸/₄ angenommen werden, z. B. für 200—100 mm Kolbenhub k = ³/₄ • 4 = 3 mm

Kolbenspiel.

Die lichte Cylinderlänge (Entfernung zwischen den Deckeln) bestimmt sich zu

(191)

13

Hub + 6 + 2-Âr .

Haeder, Dampfmaschinen.

ff

Die Wandstärke der Dampfcylinder.

Material: Gusseisen.

Für cylindrische gusseiserne Köhren kann gesetzt werden 00 lichter Durchm. in cm, p Atm. Ueberdruck)

P'D

Wandstärke ô =

400

-f- 1 cm .... (192)

kz-P±

Die Wandstärke des Cylinderlaufes nimmt man jedoch mit Kück-sicht auf event. Ausbohren nach Verschleiss stärker, etwa

J=^ + l,5om .    .

Die allgemeine Form eines Dampfcylinders für Schiebersteuerung in gebräuchlicher Ausführung zeigt Flg. 701—704.

(193)

. . (194)

V

I Ft    i

I1, e

et.

Mi

e ; Mi, © 'i||, e

iMl

'k,.

sfr*

[TS

[,. o f!iO¹ © ' i U a¹ © 'link,® ||Hr e

'i.

rxO

Z⁷

li'.

-K

„llll

-ff

4 Einsatzcylinder, a Lauffläche, Gummischnur zum Dichten des vorderen Teiles des Einsatzcylinders, ct₂ Kupferring zum Dichten des hinteren Teiles des Einsatzcylinders, B vorderer Cylinderflansch, C hinterer Cylinderflansch, E und Ex Nocken für Wasserablasshähne (Schlammhähne) für beide Cylinderseiten, F Nocken zum Cylinder-schmierhahn, G Schieberkasten, H Schieberspiegel, J Dampfeinlass, K Dampfauslass, L Nocken zum Wasserablasshahn für den Schieberkasten, M Öffnung für die Schieberstangen, N hintere Öffnung für die Expansionsschieberstange, 0 Flansch für die Mantelheizung, P Wasserablass der Mantelheizung, Q Cylinderfuss.

Die Dampfcylinder haben die verschiedenartigsten Ausfüh -rungsformen, je nach dem der Dampfeinlass nnd -Auslass oben, unten oder seitlich angeordnet, der Cylinder mit oder ohne Fuss versehen ist.

Auch die Art der Steuerung hat auf die Form der Cylinder

Einfluss.

Einige Ausführungsformen für Schiebersteuerung zeigt

Fig. 705-710.

Mir.

-1—

Fig. 705.

Fig. 706.

- -0>-

4—

Fig. 707.

Fig. 708.

Ai»;

Sz

J.

Fig. 709.

Fig. 710.

J.

-Ô-

—-i—

<?>

-9

Hk

Fig. 711.

Fig. 712.

Fig. 713. v

■f

Fig. 714.

Fig. 715.

Fig. 716.

-b

Fig. 717.

Fig. 718.

Fig. 719.

Anordnung der Cylinderfiisse.*)

Der Fuss des Dampfcylinders soll nicht direkt auf dem Fundament, sondern auf einer Sohlplatte ruhen, wegen Aus-

rk

,_r

---4---    6

^ - ------1----:—É '

tu

rt~q

Fig.. 721—722 s. Seite 212.

dehnung der Maschine in der Längsrichtung. Auch ist bei event. Demontagen das Entfernen des Cylinders leichter (Maasse Seite 212).

*) S. auch Seite 212.

Fig. 720.

Die Dampfkanäle.

Bezeichnet :

a b den Querschnitt des Kanals im Schieberspiegel in qcm, c die mittl. Kolbengeschw. in Mtr. pr. Sek. nach Gl. 3, Seite 23, „ Dampfgeschw. „    „    „    „

Q den wirks. Querschnitt des Dampfcylinders in qcm nach Gleich. 10, Seite 27,

so ist

a-b —

Q-c

(195)

meistens findet man

v — 26 bis 34, im Mittel v — 30 Mtr. pro Sek. . (196) Nach unseren Ermittelungen unter „Ventilsteuerungen“ ist 30 Mtr. die ökonomisch günstigste Geschwindigkeit.

Die Maximal-Dampfgeschwindigkeit ist v-^-, dieselbe tritt bei

Mitte Kolbenhub ein und kann bis 70 Mtr. pro Sek. betragen, ohne (beim Dampf ein tritt) merklichen Druckverlust zu erzeugen. Die Kanalbreite 6 macht man so breit, wie es eben die Cy-linderkonstruktion gestattet, gute Verhältnisse giebt, wenn D Cylinder-Durchm.,

(198)

b = 0,7 D — 2 cm Die Dampfkanäle sollen möglichst schlanke Übergänge haben, scharfe Krümmungen erschweren das Herausholen des Kern eisens und sind für die Bewegung des Dampfes ungünstig.

Frischdampf- und Abdampfstutzen.

Als Querschnitte wähle man:

Frischdampfstutzen •(- d² = ^

Abdampfstutzen ^ dx² = ^

Bei kurzen Frisehdampfleitungen nimmt man den Durchm. der Rohrleitung gleich dem Rohrstutzen (Gleich. 199). langen Leitungen beachte Abschnitt „Rohrleitungen“.

Q-c

Q-c

.    .    (199)

. (200)

Bei

Der Dampfmantel bezw. das Dampfhemd.*)

Nutzen des Dampfmantels.

Durch Rechnung lassen sich die Vor- und Nachteile des Dampfmantels nicht feststellen.

*) S. auch „Haeder’s Zeitschrift für Maschinenbetrieb und Montage“ 1894 und 1895.

Fassen wir zunächst die Eincylindermaschine ins Auge, so bringt der Dampfmantel unter Umständen wenig oder gar keine Ersparnisse, wenn:

a)    der FUllungsgrad ein sehr grosser ist,

b)    die Maschine mit sehr grosserKolbengeschwindigkeit arbeitet,

c)    die Cylinderdimensionen aussergewöhnlich grosse sind,

d)    die Temperaturdifferenzen zwischen Frischdampf und Abdampf klein sind.

so

Fallen für den Dampfmantel mehrere dieser ungünstigen Bedingungen zusammen, so wird er natürlich eher Schaden als Nutzen bringen. Nehmen wir z. B. eine sehr grosse Maschine an, welche mit 3 Atm. Dampfdruck und mit ³/₄ Füllung arbeitet, wird der Dampfmantel schon ohne jeden Nutzen sein; wenn nun diese Maschine noch mit grosser Kolbengeschwindigkeit arbeitet, so ist der Nutzen des Dampfmantels von vornherein ein negativer.

a) Einfluss des FUllungsgrades.

Der Nutzen des Dampfhemdes liegt hauptsächlich im Nachverdampfen während der Expansionsperiode. Diese Expansionsperiode dauert aber eine je kürzere Zeit; je grösser der Füllungsgrad ist, demzufolge ist auch der Nutzen des Dampfmantels um so geringer.

b) Einfluss der Kolbengeschwindigkeit.

Die Wärmeabgabe des Heizdampfes an die innere Cylinder-wand bedarf natürlich einer gewissen Zeit; je kleiner nun die Kolbengeschwindigkeit ist, desto vollständiger wird die Wärmeübertragung vor sich gehen. Mit wachsender Kolbengeschwindigkeit wird die Wärmeübertragung immer ungünstiger.

c) Einfluss der Cylinderdimensionen.

Je kleiner das Cylindervolumen, desto günstiger wirkt der Dampfmantel, weil die Mantelfläche im Quadrat wächst, dagegen das Dampfvolumen in der dritten Potenz. Vergleichen wir z. B. zwei Maschinen mit gleichem Hub (1 Mtr.), jedoch verschiedenen Cylinderdurchmessern (0,5 und 2 Mtr.), so ergiebt sich folgendes :

D = 0,5 Mtr.

D — 2 Mtr.

Dampfmantelfläche = 0,5 • n • 1 = 1,57 qm

2’it' 1 = 6,28 qm

Oylindervolumen .

• 0,5²-1 <~sj 0,2 cbm ^-2²-l

3,14 qm

Oylindervolumen

Dampfmantelfläche

0,13

0,5

Das Resultat wird nicht viel anders, wenn auch noch die Cylinderdeckel geheizt weiden.

d) Einfluss der Temperaturdifferenz.

Je grösser die Differenz der mittleren Temperatur der Cylinderwand und der des abziehenden Dampfes ist, desto wirksamer wird das Nachverdampfen vor sich gehen.

In Fig. 724- 726 ist je ein Diagramm für normale Leistung einer Ein-cylindermaschine dargestellt. Der Kolbenweg, bei dem das Nach verdampfen stattfindet, ist in beiden Fällen gleich und zwar gleich B. Dagegen ist die Differenz der mittleren Temperatur der Cylinderwand und der des abziehenden Dampfes : bei der Auspuffmasch.

122 — 100 —22° C. bei der Kondens.-Masch.

93 _ 50 = 43 ⁰ C.

Der Dampfmantel muss also bei der Kondensationsmaschine wirksamer sein.

Legen wir die Resultate der bis jetzt über diese Punkte stattgefundenen zusammen und nehmen an, dass wie gewöhnlich der Dampfmantel mit demselben Dampf geheizt wird, mit welchem die Maschine arbeitet, so kann man die zu erhoffenden Ersparnisse Tabelle 92 Seite 202 entnehmen.

Fig. 724 Ohne Kondensation.

W-

Aft.•

-t

-A

^ j A 5

vo'r’

Fig. 725.

W-

ar-

/sc’-

//»*-

JI.......H

■ b - -**

«......B........—-*■ J-J-—*

V fl,

_______iSSf.rzIi

r/

-É

-A

9-3

-9

Fig. 726. Mit Kondensation.

Versuche und Beobachtungen

aus

. fr.

Bei Mehr f a ch - Expan si on smaschinen rechnet sich die mittlere Temperatur der Cylinderwandung und die Temperatur durch Mantelheizung ähnlich wie bei Eincylindermaschinen.

Temperaturerhöhung durch Dampfmantel.

Eincylinder- Maschine.

—rr*

/ ■ -*

'J

.... X /Ji- -

Auspuff.

Komp

mit

nnnd-Maschine Kondensation.

Dreifach ■ Expansions - Maschine mit Kondensation.

//och druck

ïiil.

I //ofhdiucH

.f

SL

I,

Sr--⁻'

fr;

Mt ■*

4"/f *......:~Æ

____ U    4.A.    .

/ ^

---------J..

ii

II

- : »aj. -'T /

Kunden-

'S

A US puff.

ttsspannung 7 Atm. abs. (164° Cels.) Mittlere Temperatur des Dampfes während der Arbeit«periode 141° (mit P gemessen ocfsr nach der SimsoDschen Regel bestimmt).

Temperatur des Austrittsdampfes 103°. Mittlere Temperatur der Cylinderwand ¹⁴¹ +¹⁰³ _ m.

Eintrit

lanimeter

Hochdruckcylinder. pannung 7 *e Temperatur Arbeite periodo

Eintritts Mittlere der

Temperatur des Austr

Mittler

Atm. abs. (164° Cels.) des Dampfes während

Frischdampf Mittlere Tom

Tem

Mitt

Heizung des Dampfmantels mit Frischdampf, atur de» Heizdarnpfes 164°. mperatur der Cylinderwand »4 +122 _

2 ~

pen

lere Te

1430.

Temperaturerhöhung der Cyliude durch den Dampfmantel

a = 143— 122 = 21°. Maschine mit Kondensation. Mittlere Tempera der Arbeitsperi Mittlere Temperatur der Cylinderwand 93°.

Heizung des Dampfmantels mit Frischdampf.

Mittlere Temperatur der Cylinderwand

16.4 + 93 _

rwand

des Dampfes während ode 126°.

1280.

Temperaturerhöhung 128 — 93 = 35°.

145°.

•ittsdampfes der Cylin

= 1300.

Dampfmantel mit Frischdampf geheizt.

perntur der Cylinderwand

¹³⁴±1?9=I₄₇o.

Temperaturerhöhung der Cylinderwand durch den Dampfmantel

147 — 130 = 170.

Hochdruckcylinder.

10 Atm. abs. (179° Cela.) nperatur des Dampfes während t.speriode

Temperatur

145 -f 115

Mittlere Tem

R—

115°

derwand

der Arbe: Temperatur des Austri

167 °. ittsdi

ampfes 144°.

Mittlere Temperatur der Cylinderwand 167 + 144

Mantel =

= 155°.

Heizung mit Frischdampf. Mittlere Temperatur der Cylinderwand ¹⁷--± ¹⁵⁵ = 167®. Temperaturerhöhung 167 — 155= 12°

Niederdruck cylinder.

pfe« 11 f» o. ipfes während

108 °.

Temfieratnr des Austrittsdampfes Mittlere Temperatur der Cylin

K)8 4- 60 _

Tem pen Mittlere

atur des Eintrittsdam

Tem der Arber

tsperiode

des Dam

60°.

derwand

Mitteldruckcylinder.

des Eintrittsdampfes 145°. Temperatur des Dampfes während

84°.

Heizung des Dampfmantels durch Receiverdampf.

mperatur der Cylinderwand

n7 + ⁸⁴ = .010.

Tem pen Mittlere

der Arbeitsperiode 137°. Austriitsternperatur 111°

Mittlere Temperatur

1540.

Mantelheizung durch Receiverdampf (Abdampf vom Hochdruckcylinder).

Temperatur des Heizdauipfes 145°. ttlere Temperatur der Cylinderwand

_ 145+ 124 _

~ 2 ~

der Cylinderwand

Mittlere Te:

Ä* = 2 Temperaturerhöhung der Cylinderwand durch den Dampfmantel - 84 = 170.

Mi

1350.

dass das

bigem,

Niederschlagen des Arbeitsdampfes bei KondeosatioDsmaachinen ohne Dampfmantel fast während des ganzen Kolbenstattfindet, dagegen Kol

Man sieht aus o

101

Te

nvpe

mantel

raburerhöht

135 -

ung durch Dampf-

124 = II».

hubes (bis Q|)

Dampfmantel nur während des weges A eintritt und auf dem Kolben-weg B ein Nachverdarapfen stattfindet. Bei Anwendung des Dampfmantels wird also nicht nur die Menge des sich an der Cylinderwand niederschlagenden Dampfes verringert, sondern auch wäh rend der Strecke B durch die Ver der an der Cylinderwand Wasserteilchen Arbeit ge

rn i t ben-

Dampfmantel mit Frischdampf geheizt.

Niederdruck cylinder.

darnpfung

haftenden

■Wonnen.

Mittlere Temperatur der Cylinderwand

/?, = 124°.

i Temperaturerhöhung der Cylinderwand durch den Dampfmantel 124 — 84 = 40°.

Mittlere Temperatur der Cylinderwand ohne Mantelheizung 83°. Mantelheizung durch Receiverdampf (Abdampf des Mitteldruck-cylinders) 112°.

Mittlere Temperatur der Cylinderwand

₌U!+i³ = ₉₈o.

Temperaturerhöhung 98 — 83 = 15 °.

Ä*

4-V

m-

Mitteldruck- und Niederdruckcylinder mit Frischdampf geheizt,

Mitteldruckcylinder.

Mittlere Temperatur der Cylinderwand Ä, = 151°.

Temperaturerhöhung 151 — 124 = 27 °.

%-------^"ZZZlu

_ ' /

Nied er druckcy lind er.

Mittlere Temperatur der Cylinderwand 1310.

Temperaturerhöhung 131 — 83 === 48°.

Der Nutzen des Dampfmantels stoht augenscheinlich der Cylinderwand in gewisser Beziehung.

mit der

durch deusolbeu hervorgerufeuen Temperaturerhöhung

Tabelle 90. Zusammenstellung der Temperaturerhöhung

mit Berücksichtigung der günstigsten Heiztemperatur.

Eincylindermaschine mit Auspufl (Normaldampfdruck 7 Atm. abs.)

Cylinder

Heizung de-i Dampfinantcls mit

ilcizdarnpf-

temperatur

Mtttl.

Temperatur

der

Cylinderwand

Günstigste inittl. Temperatur

Differenz

Kesseldampf

164°

143«

164»

- 21»

günstigstem Heizdampf") . . .

206°

164»

164°

0»

Eincylindermaschine mit Kondensation (Normaldampfdruck 7 Atm. abs.)

Cylinder

Heizung des Dampfmantels mit

Heizdampf

temperatur

Mittl

Temperatnr Günstigste mittl.

Temperatur

Cylinderwand

Differenz

Kesseldampf

164»

128»

164»

-36»

günstigstem Heizdampf") . .    .

235»

164»

164°

0»

Kompoundmaschine mit Kondensation (Normaldampfdruck 7 Atm. abs.)

Cylinder

Heizung des Dampfmantels mit

Heizda

temper

Mittl.

Temperatur

Cylinderwand

Günstigste mittl. Temperatur

Differenz

Hochdruck

Kesseldampf

164»

147»

164»

- 17°

günstigstem Heizdampf .    .

198°

164»

164°

0»

Niederdruck

II

Kesseldampf „

164»

124°

115°

+ 9»

Dampf aus Zwischenkammer 1—II*)

115» ;

101»

115»

- 14»

günstigstem Heizriampf

146»

115»

115»

0»

Dreifach-Expansionsmaschine mit Kondensation (Normaldampfdruck 10 Atm. abs.)

Cylinder

Heizung des Dampfmantels mit

Heizdampf-

temperatnr

Temperatur

der

Cylinderwand

Mittl.

Günstigste mittl. Temperatur

Differenz

Hochdruck

Kesseldampf

179»

167»

179«

- 12»

günstigstem Heizdampf .    .

203»

179»

179»

0«

Mitteldruck

Kesseldampf

179°

..... 151»

145»

+ 6»

II

Dampf aus Zwischenkammer 1—II*)

145°

135»

145°

- 10»

günstigstem Heizdampt") . .

166°

145»

145»

0»

I Kesseldampf

179»

131»

112»

+ 19»

Niederdruck)

111

Dampf aus Zwischenkammer l—II

145»

114°

112»

4-2«

Dampf aus Zwischenkaminei II—lll

112°

98°

1120

- 140

günstigstem Heizdampf**) .    .    .

141°

112°

1120

00

*) Zwischenkammer I —II ist die Übergangsleitung „    II —III „ „

'**) Günstigster Heizdampf d i. Dampf

M itteldruckcy linder Niederdrückcy linder, solcher Temperatur, mit welcher die günstigste Temperatur der Cylinderwand

Hochdruck-

„ Mitteldruck-

Tabelle 91. Günstigste Methode der Mantelheizung.

Maschinengattüng

Cylinder

Art der Heizung

Eincylindermaschine

mit Kesseldampf.

Kompoundmaschine

Hochdruck

Niederdruck

mit Kesseldampf.

mit Kesseldampf (oder mit Dampf aus Zwischenkammer I—II, wenn diese Heizung konstruktiv Vorteile bietet).

Dreifach-

Expansionsmaschine

Hochdruck

Mitteldruck

Niederdruck

mit Kesseldampf.

mit Kesseldampf (oder mit Dampf aus Zwischenkammer I—II, wenn diese Heizung konstruktiv Vorteile bietet).

mit Dampf aus Zwischenkammer t—II.

Die günstigste Heiztemperatur (d. h. diejenige, bei welche die Temperatur der Cylinderwand gleich oder etwas grösser als die Temperatur des Eintrittsdampfes ist) bedingt zum Teil eine Ueberhitzung des Manteldampfes, bezw. eine Drosselung desselben. Hiervon sei in Tabelle 91 abgesehen.

Tabelle 92. Dampfersparnisse in Prozenten des Gesamtdampfverbrauchs

durch Anwendung von Dampfmänteln für normale Leistung.

Dampfdruck in Atm.

I»

II

12

1.1

14

Eincylinder-

maschine

Auspuff Pferdestärken Kondensation

20

3    3,5    4    4.5

5    6    7

Auspuff Pferdestärken Kondensation

150

0,8 1,3 2    3

2 2,5 3 4    6    6

Kompound

maschine

Auspuff Pferdestärken Kondensation

50 bis 200

4    4    5    5,5    6

6    7    8

20Ô bis 100O Auspuff Pferdestärken Kondensation

3    3,5    4    5    5„5

5    6.7

Dreifach-

Expansions

maschine

100 bis. 300 Auspuff Pferdestärken Kondensation

7,5

11,5

300 bis 1000 Auspuff Pferdestärken Kondensation

CO 05

OC

OO

Ausführung des Dampfmantels.

In manchen Fällen, wie z. B. bei den Dampfcylindern der .

Lokomobilen, wird der Dampf-mantel mit dem Dampfcylin-der aus einem Stück gegossen, d. h. der Dampfmantel wird gebildet durch eine äussere Hülle, welche mit demDampf-cylinder aus einem Stück gefertigt ist, wobei der ringförmige Zwischenraum zwischen beiden den Dampfmantel darstellt. Dieser Zwischenraum» in Fig. 736 mit a bezeichnet, wird je nach der Grösse des Cylinders 40 bis 70 mm breit.

Die Ausführung kann nach Fig. 734 geschehen, bei welcher nur die Seiten Wandungen vom Dampf berührt werden, oder nach Fig. 735, indem auch die beiden Stirnwände durch Frischdampf geheizt werden.

Fig. 734. Mantelheizung.

:>-W

- -<Ë

ità

aa

im

Fig. 735. Mantel-u. Deckellieizung.

Fig. 736 zeigt den Dampfcylinder einer Lokomobile im Längsquerschnitt; derselbe ist auf einem Sattel montiert und letzterer direkt auf den Kessel genietet, so dass der Dampfmantel mit dem Dampfraum in Verbindung steht.

JE

EnSHli]

Fig. 737—738 zeigen noch eine andere Ausführung des Dampfmantels an einer Eincylinder- und Kompoundlokomobile.

!'

Fig. 736. Längsschnitt.

JJampftJo

ff

CfflviA jr-fytMJf-

Miederotr

r- —

Vom

Receiver\

CC

Hoc mjofResset

Da mpfKesseL

Fig. 737- 788.

Querschnitte von Lokomobilcylindern mit angegossenen Dampfmänteln

Bei stationären Maschinen wird die Cylinderbüchse (Arheitscylinder) meist für sich angefertigt und in den Cylinder eingesetzt' (Fig. 781 bis 783 Seite 213).

Man findet jedoch auch Ausführungen mit angegossenem Dampfmantel (s. Fig. 739).*) Hierbei geht aber der Vorteil, für den Arheitscylinder besseren Guss verwenden zu können, verloren. Die lichte Weite des Mantels soll nicht unter 40 mm betragen.

---1----

Wichtig ist, für den inneren Cylinder, den sogenannten Cylindereinsatz (s. auch S. 194), einen besonders guten Guss zu verwenden und für sorgfältige Abdichtung desselben gegen den Arbeitsraum der Cylinder zu sorgen.

*) Platzen derartiger Cylinder infolge Gussspannungen durch fehlerhafte Materialverteilung s. „Kra nke Damplmas-chine“ ll.Anä.

Fig. 739.'

Die gebräuchlichste Abdichtung*) des Cylindereinsatzes gegen den Cylinderkörper ist diejenige mit Kupfereinlage, wie in Fig. 741 gezeichnet. Sie lässt sich jedoch nur ausführen, die Stelle für den Hing zugänglich ist; dort, wo der Cylinder-

wenn

wm

mmm,

wm.

mm 1(

liii!

Gummischnur 8 mm Durchmesser.

Einpressen in schlanken Konus.

Kupfereinlage wird verstemmfc.

Fig. 740— 742. Dichtungsmethoden der Einsatzcylinder.

gebräuchlich (Ausführung Fig. 742). Der Dampfcylin-der wird in diesem Falle vor dem Einsetzen des Ein-satzcylinders etwas angewärmt, doch begnügt man sich auch häufig ohne letzteres.

boden mit dem Cylinder aus einem Stück gegossen, findet die in Fig. 740 dargestellte Dichtung mittelst Gumrnischnur Anwendung, Auch das Einpressen des Einsatzcjdinders auf hydraulischem Wege in einen schlanken Konus ist

iii-ii

f t 'Fig. 743,

Bei eingestemmten Cy-linderbuchsen ist die Buchse unbedingt sicher gegen Verschiebung zu sichern.

Am besten geschieht dieses, indem man die Buchse hinten im Cylinder(Deckel-seite) mit einem Bund gegen den Cylinder stossen lässt {Fig. 743).

Der vordere Cylinder-deckel wird fest gegen die Buchse gepresst, ebenfalls verstemmt, dann mit dem Cylinderflansch in seiner Lage fixiert.

Die eingestemmten Kupferringe sind nicht nach Fig. 744_746,

sondern nach Fig. 747, noch besser nach Fig. 748 zu dimensionieren.

MP»

Fig. 744 -746.

Ip?;

Fig. 747.

748.

) Aalere Ausführungen s. unter „Schiffsm aschinen“.

Tiefer als 14 mm (12 mm genügen auch) ist unnötig, weil das Kupfer sonst nicht durchzieht. Auch nicht ein King 14 mm hoch, sondern ca. 7 mm, jeden einzelnen verstemmen. Gleichbleibender Querschnitt ist besser.

ü Fig.

749.

Die Cyiinderkörper müssen aussen mit starkem Wulst IV (Fig. 749) versehen werden, um das Platzen zu verhüten.

Dampfmenge und Rohrleitung für den Dampfmantel.

Bezeichnet (s. auch Seite 40) :

S{ ■ Nj, den Gesamt dampfverbrauch einer Maschine in kg pro Stunde,

so kann man unter normalen Verhältnissen setzen:

Dampfmenge für den Dampf man tel

Sg = 0,08 • Si ■ Ni in kg pro Stunde .    .    .    (201)

Als mittlere Geschwindigkeit für den Dampfeintritt kann man 70 Mtr. zu Grunde legen und man erhält, wenn y das spez. Gewicht des Dampfes (Tab. 4 Seite 12) bedeutet, als Querschnitt der Bohrleitung

Sd

in qcm .    (202)

•10000

0,04 Sd

4'

y 3600-70 Den Eintritt des Dampfes bringt man, wie Fig. 750 zeigt, oberhalb des Dampfcylinders bei a oder b, den Austritt des niedergeschlagenen Wassers an der tiefsten Stelle an. Letzteres deshalb, damit sich auf keinen Fall Wasser im Dampfmantel ansammeln kann.

Fig. 750.

Entwässerung des Dampfmantels.

Die Abflussleitung wird mit einem Kondenstopfe c verbun-bunden (Fig. 750). Das Kondens-wasser ist reines, destilliertes Wasser. Man führt dasselbe vorteilhaft dem Kesselspeisewasser zu.

An einer oberen Stelle des Dampfmantels soll ausserdem ein Lufthahn, zum Entfernen der etwa sich ansammelnden Lufti angebracht werden.

Folgende Tabelle giebt den Durchmesser d der Dampfrohre zum Dampfmantel.

CylinderdurchmeSser D = 300 400 600 800 1000 1200 mm Bohrdurchmesser . . d= 12 15 20    25    30    35    „

Mehrkosten einer Maschine durch Ausrüstung mit Dampfmantel.

Leistung- der Maschine

. . 10 25 50 100 250 500 PS., Kosten des Dampfmantels . . 150 250 300 450 520 600 Mk., Von den Gesamtkosten der Masch. 7    6    4    3

Sonstige Ausrüstung der Dampfcylinder.

Der Indikatornocken wird an beiden Oylinderenden angebracht und erhält 1" engl. Gewinde, Verschlussschraube aus Kotguss (Fig. 751).

Die Anbohrungen in den Cylinder (13 mm Durchm.) sind so vorzunehmen , dass dieselben weder in die Lauffläche kommen, noch von den Deckeln überdeckt werden. Der Dampf muss stets ungehindert in den Indikator eintreten können. Wegen Wasseransamml ung sollen dieNocken nicht horizontal, sondern in schräger Lage nach S. 210 angebracht sein.

Der Schutzmantel

(Umkleidung) um den Dampfcylinder.

Material: Biaublech, seltener Holz.

Blechstärke des Mantels ³/₄ bis 2 Entfernung der ¹/i bis ⁵/₁₆ " Befestigungsschräubchen aus Eisen oder Messing ca 80 mm.

Der Kaum zwischen Mantel und Cylinder wird mit einem schlechten Wärmeleiter, z. B. Kieselguhr, Filz etc., gefüllt. *)

Beim Konstruieren des Dampfcylinders hat man für eine bequeme und billige Anbringung der Umkleidung zu sorgen.

Befestigung der Umkleidung

frPl I I I j ITTTTI

p{_.L M-—2*

Fig. 751. Indikatornocken.

mm.

aus-

am Cylinderflansch .    .

- ca

auf demJFlansch,

durch angegossene Nocken

am Schieberkasten

durch Blech-

- Winkel,

*) Neuerdings finden Kieselguhr-Isolier st eine mit Korkauflage Verwendung.

ange

Ri

durch gossene Fuss ppen,

am

Die Kondenshähne.

Zum Ablassen des Kondensationswassers sind nötig:

2 Hähne für die beiden Cylinder-enden;

1 Hahn zum Schieberkasten ;

1 Hahn ist ferner noch erforderlich, wenn der Oylinder Dampf-hemd hat, s. Seite 205.

Die Bohre der einzelnen Kondens-hähne dürfen nicht vereinigt, sondern müssen einzeln ins Freie geleitet werden; der Durchmesser der Bohre ist = ca. 1,3 d zu nehmen.

Die Enden derselben dürfen nicht in Wasser eintauchen.

Betr. Anordnungen der Entwässerungen s. auch Kapitel „Bohrleitungen“.

OL

.Os

r*’⁻

Fig. 759.

Tabelle 94. Nocken für Kondenshähne. mm.

Cylinder-

Durchm.

100-250    300-450    500-650    700-1000

"'S CÖ Ci ©- $5    »,

CD    O    O    03    00

tH    CO    O    CO    CO    J

Man soll darauf achten, dass zum Einschrauben der Hähne Platz vorhanden und dieselben auch zugänglich sind. Ungefähre Baumaasse der Hähne nachstehend.

Tabelle 95. Kondenshähne. mm.

»,

O 05 CO o ⁰⁵

80

40

90

25

40

30

90

45

95

30

45

35

10

100

110

120

50

55

60

105

115

120

35

50

40

13

40

55

45

16

nr

J-'X.

Om -4

45

60

50

18

Fig. 760.

ï.kU

Es empfiehlt sich, an den tiefsten Stellen Wassersäcke anzuordnen, damit Wasserteilchen sich ansammeln können und

■v

die Bewegung des Kolbens nicht hindern. Fig. 763 zeigt die seitliche Abführung des Kondensationswassers.

Fig. 761-768.

Bei Anordnung der Löcher bezw. Wassersäcke hat

man daraufzu achten, dass dieselben weder vom Kolben, noch vom Cylinder-deckel überdeckt werden.

"t

Zur bequemeren Handhabung der Kondenshähne

Fig. 764.

Entwässerung der Dampfoylinder.

empfiehlt es sich, dieselben durch einen Hebel zu verbinden, wie in Fig. 764 angedeutet.

f»

tSt

Fig. 765,

766.

In einen Dampfraum sollen stiftschrauben nicht einmünden, da das Gewinde leicht zerfressen wird und die Schrauben locker werden. Man ordne an den StellenWarzen an {Fig.766).

Fig. 767,

768,

769.

BgäjT

Der Cylinderdeckel soll etwas grösseren Durchmesser erhalten als der Flansch amDampfcylinder, damit das Blech und das eventuelle Zugband (Zierleiste aus gezogenem Eisen) nicht über de a Deckel vorspringt, wie in Fig. 768—769 dargestellt.

Fig. 769 a.

Iva

Sicherheitsventile (Fig. 769 a) sollten, wie die Schlammhähne, am tiefsten Punkt der Dampfcylinder angeordnet werden. Häufig findet man auch die Ablasshähne mit den Sicherheitsventilen vereinigt.

kj

lllllS

CO CM G> <M O 03 H (M 04    ^

SI:

*=

y/À

"«T'

RÜ

Ib

mi ?

À N

___i.

4$s-<

<**>

I=m i ., «,

—    ■<• i-T- 4*; à

i^NI

3 i ; T

Schrauben Schrauben

p zahl\ q \ r

co i> rf çg o

H T-I (M C0 ^ ¹⁰

CO CO CO CO CO CD

CO O O O co CO

T-H cm cm cm ™ ^

0 Zahl

Wm/Moy//.

r J rtr £

¹ ! ,

*§

150

175

200

220

240

270

fi

£=ü!;

“4."'

■"—MV"

,—-4 ' -II--—

L a _i _a----1

-MM

b'N

**

"H“

»

*r-

'K

'■ÄTrp?

• IN

d e g*) Tn | k l*) \ m n

(M CM C0 ^ RO CO

T—I T—I T-< T—I ^ ^

O (M ^ CO k ce (M (M CM (M <** CM

195

220

260

316

360

405

O O lO O 2 § 03 ^ O O) ri th

c- r- oo oo ® p

■T—I T-l T-H tH ¹⁻¹

kO O O O © ©

O CO Cû 05 W g

T—( T—( T—( C0 ^ ^

CM (M CM Ol ^ ^

Tabelle 96.

tt

cB

Dampłcylinder

von

I 7-5 — 22-5 mm Durchm.

V

g¹ /w einfache Schieber-Steuerung.

Fig. 770—771.

a.

s

OB

.g

Man beachte Seite 210 unten.

Kolben

Maschine

O O O kC O lO o cû i> r- co cc

OO CM »O O io © h (m og co ce

120    75

160    90

200 120 250    160

300    190

350    2 25

Das Maass / richtet sich nach Tourenzahl und Schiebermodellen, eventl. kann k auch geändert werden. *) Flanschanschluss passend zum Eahmen Seite 70.

iO

i jgj a

(it-

\$-y

r~

T"

II

«S¹

.1.

h*

cÄ7~?i

Ta

fa

•i

a,

-£fl

■Æ--I—i

I j SB |Æ{

U*- -

i

«OH-

I»

1 'r -j-y I

-- -ip=f^î

¹—toJ¹ §■-

If.

i y. *

fcr¹

-ffn

>0 ¹

» T 77^ ~rh

//

|l

besser entweichen

soll der

©

r&

g-«.

i.

I"

CM

ai

Fig. 774. Längsschnitt.

ci

r*

a.£ © © T3 àC

-+3

œ a

o3 H

’lj

ß« 5

«

S c8

0 ^ aS h

QQ

=Â

ÉHij»

nd

© ©

il!

H «J

ÖC s M

f3 50 -p ki 50 h

■ is|

fcr>

•.

W/

sa

>•

ÆT

. ■§ I s

fl g 03 T3 r§

fl

s a-S

m P m ci d

M Ö 3

ÎH © r-<

J -S^

§s

rsr^

Ź3

i-⁵    ! « -C f®-;

! \ #7

Fig. ^72—773. Querschnitt.

53

CQ r«= 0)

œ -ri

® ,fl •Ö o QQ

r©

-3 ®

•ci -+3

N%

■Pfl

ig

100

115

130

Tabelle 97. Dampfcylinder von 190—700 Durchm. für Doppelschiebersteuerung. Fig. 772—774

(Abbildung Seite 210 zeigt Dampfcylinder zur Maschine 400/700, im Maassstab 1 ; 15.)

Schraub.1 Schraub.

n |o**) jZahl P Zahl q I r

d e g*

50

62

70 ³⁵⁰

80 375 150

9 8g ?

CO «D 00

90 400 160

-/4-Ö    & Ć f

110 450 190 125 505 220 140 585 240

160    670    250

180    750    260

200    830    270

230    910    90

•g

c8

I

»

« o § S 8§§§

s§ 83 . §3 g g S § m œ b S m

àO O iC

as coooooooSSS

240

270

377

280

400

305

425

325

480

545

615

s; 88 g g s g § S

360

110

85

05

14

06

26 I 220 28 ! 250

888

444

480

515

550

610

670

730

790

850

910

1020

160

180

200

230

260

290

CM CO ^ O O ^\? aj    CM

115

120

125

130

135

140

36 285

498

40 320

45 355

45 415 62 490 64 550

68

68

89

8’

560

620

740

856

972

gq

S.

O

bt) »Ü

R    'S

§    -s

"fl

:§

©

6D

JS © ©

1 si

a * S

⁵ 13

'S ^h’-S

■e a

g*

•s g§g I *35

◄ -S^g

© o ©

fl œss

s 1!^

« |o * sa 03 co 43

5    as«

6    Bi

rg

•s II« « Eh*

Maschine Kolbenstange

D a ai

08

85

06

100

110

130

145

160

170

180

190

200

Il    I I    I I    g    g    î?    g    8 §

iO ©    iO    O    lO    CM    00    GO    lO    lO    g

O O CD' CO D- CO 05 g g

® I g-g

a» gsf

* JI1

§

^•gsl

fifji.

190

225

250

275

300

350

400

450

500

550

009

700

K pH ® ®

©44 I i

2 ® œ -a *si •£ æ — ä «

=ôQS2

^ Ł« .^-n cc w * bt* QP

300

350

400

450

500

009

700

800

'S

©

nd

u

- -iP

ii.

h*-

halten, vgl. S. 196.

Ai? bf -

yt '.?-c

V*d"

ä|£

0,25-f

Tabelle 98.

Fuss des Dampf-cylinders.

Fig. 775—776.

^ (Abbildung zeigt i Fuss zur Maschine *    450x800

im Maassstab 1:30.)

Maschine

d je f g h i k l m o

400

250 1185

250 70

18

390 450 240 290 340 370 350 215 22

450

275

185

270 70

410 470 250 305

360 395 375 220

24

500

300

190 290 75

20

430 490

260

320 380

420

400

225

25

600

350

195 330 80

23

470 530 280 360 420

470 450 235

26

700

400

205

370 90

25

510 570 300 400

460 520 505 245

28

800

450

220

400 100 28 555 620 320 440

505 570 580 255 31

900

50 0 240

430 110 30 605 670

340

480 550

620 645

265 35

1000

550

1100

600

1200

700

265 460 290I490 320 520

110

120

120

31 660 730

360

520 600

670

700

275

35

32 715 790 380 560,650 725 750

285

38

33 770

850 400

600j700 780

800 300

38

Einige Konstrukteure wenden bei Maschinen von 600 Hub aufwärts eine SchlittenfUhrung unter dem Cylinderfuss an {Fig. 777), doch dürfte Ausführung nach Fig. 775^-776 und 778—780 stets genügen.

d i:

tri

Pig. 778 -780.

Fig. 777.

Tabelle 99. Differenz der Cylinderlängen in kaltem undjbetriebswarmem Zustand. (Mittelwerte.)

Kolbenhub . . mm > 400 Ausdehnung ■    „ [y 0,5

600

0,8

800

14

1000

2000

1,6

3,0

----Q.._

ÏH TU

L.

«I

H- - U

ÉlM

Dampfcylinder mit Dampfhemd. Fig 781—783. Dimensionen siehe Seite 211.

-X;

0IĘ

T łH®

i Ji

’1

—J

- .T

A; tmj

"X"

,-l-/-"^ --

’iFvWti Ÿ

■l

il

- ,X»Vj_p

Ti

i!

i i-v

lp

*1^

il

v" I

>SJ

or

Ausführung des Dampfmantels siehe auch Seite 202 u. f.

;; 5

w/z/s/MW/.

f~P%^

H-r<

AA

7A

il

gv

TNî*

Schmiervorrichtung für Dampfcylinder.

Fig. 785—790.

•a) Einfachste unvollkommene Methode:

Ein Schmiergefäss mit Doppelküken mitten auf dem Cylinder. Ein Schmiergefäss auf dem Schieberkasten.

b) Bessere Schmierung:

Ein Selbstöler auf dem Schieberkasten.

Ein Doppelküken auf dem Oy linder (wird in diesem Falle nur bei Bedarf benutzt).

vnjj

Tyr

Rück

schlag

ventil.

£Rohrschelle.

Ritter.

Mollerup.

KŒE

<eËS)

Mitnehmer [Klane]

Mitnehmer [OeseJ werden an Excenter- oder Schieberstangen befestigt.

c) Beste Schmierung (sollte ohne Ausnahme angewandt werden):

Eine mechanisch wirkende Schmierpumpe, welche durch ein Röhrchen von etwa 2 mm das Oel in die Dampfleitung drückt; das Oel wird mitgerissen und teilt sich allen inneren Organen, welche durch Dampf berührt werden, mit.

Die Oelpumpe wird am Maschinenrahmen oder an der Wand des Maschinenhauses montiert.

Die Bewegung des Apparates kann von der Schieber- oder Excenterstange oder von irgend einem sich bewegenden Maschinenteil aus erfolgen. Zur Uebertragung können auch Rollen und kräftige Schnur verwendet werden. Für die Einmündung des Schmierröhrchens in das Dampfrohr ist ein Rückschlagventil einzuschalten.

Tabelle 100. Preise der mech. Oelpumpen.

cö

3 g* O-

m. r_. i-**

C0 5- CO

JO © k-‘ 0-^.0

ÎS ® £

o bS w

g

O rf*

O ⁰⁵ o

53 r §

o o o

o r §

w ©

g (H ^

P £

CD

Bei S c h i e b e r maschinen ordnet man noch ein Doppelküken auf dem Schieberkasten an, um von Zeit zu Zeit dem Schieberspiegel etwas Oel zuzuführen.

Ritters Oelverteilungsapparat (Fig. 791) mit sichtbaren Oeltropfen

gestattet von einer Schmierpumpe aus (deren Bohr an die Verschraubung c angeschlossen wird) Oel nach mehreren, z._B. drei verschiedenen Stellen zu führen und jeden Weg für sich zu regulieren.

Tabelle 100 a.

Preise der Oelverteiler

(W. Ritter, Altona).

3 Verteilern

Mit 1

Vernickelt 22    43    64 Mk.

Fig. 791.

Der Eintritt des Cylinderöles muss an einer Stelle stattfinden, in welcher starke Dampfströmung herrscht, sonst wird das Oel nicht genügend vom Dampf zerstäubt.

Bei Beurteilung des Cylinderölverbrauches einer Maschine soll man nicht nur die Menge, sondern auch die Güte in Betracht ziehen. Folgende Tabelle gilt für gute Einrichtung und für gutes Oel.

Tab. 100 b. Oelverbrauch (Cylinderöl) der Dampfmaschinen für den Tag (10 Arbeitsstunden) in Pfennig.

Leistung 2 5 10 25 50 100 150 300 600 800 1000 PS.

10 15 20 25    30    40

60    80    100 120 140 Pf.

Dieses Kapitel ist ausführlicher behandelt in „Haeder, Die kranke Dampfmaschine“, II. Aufl., und inHaeders Zeitschrift 1900, Seite 134 u. f.

Verbindung von Dampfcylinder und Rahmen.

von

Man findet die verschiedenartigsten Ausführungen, denen nur einige hier wiedergegeben sein mögen.

□HÄ

jF

HW

mm

WÊÊÊ—3

Fig. 792.

Fig. 793.

Fig. 794.

<A

vzÆzz/z////,

iS

éMm

MS

Fig. 796.

Fig. 795.

Fig. 797.

Hing a soll das Öl u. Wasser auffangen.

•E

L^üj

Fig. 798.

Vorderer Cylinderdeckel. Fig. 799—801.

Tabelle 101.

Der vordere Cylinderdeckel, also der Cylinderverschluss nach der Kurbelseite, wird vielfach nach Fig. 799—801 ausgeführt.

T-

ęmm

Lbąjf

'ë-

i.

■<-

-V.Z-hb

ar~ V

i.

Y/sWL    H- T<_

y/ÆTX

ol

-------o------>4

Maschine

Schraub-

Schranl).

16 40

120 75    18

160    90    22

200 120 25 250 160 30 800 190 35 100 50 22 70 350 225 40 115 50 23 75 400 250 45 130 55 24 85 450 275 50 145 55 25 90 500 300 55 160 55 26 95 600 350 62 190 55 27 102 700 400 68 220 60 28 108 800 450 78 240 60 29 123 900 500 85 260 60 30 130 550 95 280 60 32 140 1100 600 105 300 65 34 155 1200 700 120 320 70 36 170

— 18 50

— 19 55

20 60

52    35

58    39 —

62    41

3    42

3    49

3    52

4    55

64

67

75

79

82

85

90

102

105

110

121

130

ts3 tO tO tO

13 118

13 130

13 142

16

149

16 176 16 185 20 207 20 221 20 236 20 255 23 280

23

23

26

30

30

310

324

353

383

422

Die kleinen Cylinder werden nicht mittelst Bohrstange, sondern auf der Plandrehbank ausgebohrt. Die Stopfbüchse wh d also angegossen.

*) Für Metallpadnmg s. Sachregister unter M.

**) Je nachdem man auskommt, kann das Maass m kleiner angenommen werden, als in Tabelle 101 angegeben ist.

'/

//

i.ii<

<1,

IlM

7I|;

Fr x

\B:

ja

Benennungen der Teile Fig. 802—809: A Stopfbüchsgehäuse, B Grundring, C Stopfbüchse, D Futter der Stopfbüchse, E Stiftschrauben, F Stopibüchsschrauben, G Schmiertopfdeckel, H Schmierröhrchen. Bei den Stopfbüchsen hat man für Auffangen des Wassers

zu sorgen, welches aus der Stopfbüchse tropft.

Ausführung Fig. 810 ist unrichtig, das Brüdenwasser tropft zwischen dem Flansch bei a heraus. Man beachte auch Fig. 797 bis 798, Seite 216.

Ł3

Fig. 810.

Fig. 811.

Hintere Cylinderdeckel und Kolbenstangenführungen.

ps

Bezeichnet (s. auch Fig. 812):

D den Schraubenlochkreis in cm, d den für die Berechnung des Deckels in Betracht kommenden Durchm. in cm, d die Wandstärke des Deckels in

cm,

p den Dampfdruck in Atm. Ueberdruck, s den Kerndurchm. der Schrauben in cm / die Anzahl der Schrauben

Fig. 812.

so ist:

Biegungsbeanspruchung: k

Wandstärke ô «=

v/

«gl*

. .    (203)

. . (204)

Zulässige Beanspruchung für

Gusseisen k = 250—300 kg pro qcm .    .    .    (205)

Stahlguss ^^= 500—600 „

. . (206)

D²'P

.    . (207)

Für die Schrauben ergiebt sich (Zug) k Zulässige Zugbeanspruchung k — 400—500 kg pro qcm .    (208)

i-s² ' ‘

Beispiel: Für Maschine 450 X 800 sei der hintere Cylinderdeckel für 7 Atm. Dampfüberdruck zu berechnen.

Nach Tabelle 102 wird

d = 46,5 — 2 • 3,2 «'o 40 cm, Ö = 3,2 cm,

mithin nach Gleich. 204:

40»

4    3,2»

nach Gleich. 205 für Gusseisen zulässig.

7

- t'o 275 kg pro qcm,

Die Deckelschraüben setzt man so dicht wie möglich an die Cylinder wandung, als vorläufiger Lochkreis-Durchmesser ergiebt sich demnach bei 12 Stück Schrauben von 26 mm Durchm. (nach Seite 211)

Lochkreis D = 465 + 2 - 24 + 2 - 26    570 mm,

mithin nach Gleich. 207

nach Gleich. 208 zulässig.

57»-7

fc = £2 " 2 1.3» ^ 400 kg pr0 qcm>

Allgemeine Ausführung eines hinteren Cylinderdeckels.

am1

r/©

in¹

jf

(Ir

l'

,////

XX

-^11,

HÜ

M,

-mir

•v«

fc

\\oV

lé

i :i' 9

A Stopfbüchsgehäuse, B Grundring, C Stopfbüchse, D Futter der Stopfbüchse, £ Stiftschrauben, F Stopfbüchsschrauben, G Schmiertopfdeckel, H Schmierröhrchen, J Gasrohr, K Schutzhaube.

Für Maschinen

bis 300 Hub,

■T

•-i -

rr

ILU

Fig. 822—823.

Fig. 824—825.

unter 900 Hub.

:Fr^r-

ft

mn\

Fig. 826—827 für Maschinen unter 900 Hub.

Gasrohr, welches auf 2 Bolzen aufgesteckt und mit Stiften befestigt wird, oder Kundeisen 16—20 Durchmesser.

i-.

t:

'JKj*

Fig. 828—829 für Maschinen über 900 Hub.

Hintere Führung und Schutzhaube zum Deckel aus einem Stück.

vre

■f©4}~

<vz

ïïr-#5|

ir

FR

iàz

Fig. 880—834 für Masohinen über 900 Hub. Gleitbahn am Stopfbüehsgehäuse befestigt.

Die Centrierungsleiste am Oylinderdeekel wird vielfach noch, auch bei tiefgehenden Deckeln, nur vorne am Cylinderrand

B-J U

"h mm

Pf^i

/'A

Fig. 836.

Fig. 836.

gemacht (Fig, 835). In diesem Falle ist die abkühlende Oberfläche des Cylinderdeckels ö² ^ -j- Dn B. Man wird daher zwei Arbeits- bezw. Centrierungsleisten anbringen (Fig. 836)m

H3

Fig. 837.

Fig. 838.

Stopfbüchsen sollen von aussen nicht mit Dampf in Berührung kommen, da sonst die Packung sich schlecht hält bezw. verbrennt.

Geheizte Cylinderdeckel deshalb nach B (Fig. 838) ausführen.

k----—

4-

------N^. ....

-—+j

*îU^

i*t

... «"I*

rt—

s

h <'*

pÄjj

>5 j

■rt

si

► ^ « nN!*

■T

i

\»

1

'Nł

*1.

!î-

k-

-*^-—>i

m

i

4-

"êS

K-

k—

i

4

i

?Ct>

!

-

"■0

\N

X

m

\

©'

v-

V- x

— >.,

■'*'

\

Fig. 839—842 (siehe auch Seite 219).

0

-m

\

-rt--"

-0-

SÇi

/

b:

/

\^

0

'•0--

4-

—&

>

X

Schutzhaube

5»

so

«o

I- I

| I O O O O lO lO ! I CD I> l> 00 00 03

I r- 00 00 00    05 S

'5

Tabelle 102. . Hinterer Cylinderdeckel. Fig. 839—842.

Schraub.

S

t<3

OH

SS

vs»

fl

i    i    o    co    co    co    co o

I    I    CM    <M    <M    OJ    ©J 05

I | CO CO CO Tt< „* T»

I I    00    O    O    1-1    CH T#

I    CN    CO    C0    C0    «5 CO

215

234

250

255

275

305

MMII I I I I § ^    ^ i §

SSgggg œ§S§§§§g|S

| o2gg gg

50

09

65

70

80

90

S 8 5 .2 8 si    SS

22SSSS S S §-'g g S g 3 3 g

⁰ «§8§8i ilsiSIsi «

"o

ai

Ph

J

0>

rfl

+5

Q£

rS

i>

a3 05

^ .

ta a

g en

■5 'S

S es (0 fl

<ß M

Ç rC>

<q

co

^ CO

§ I

> O

■§)0 :§ ü

rfl «?

QJ

Ö5

Maschine

75

06

120

160

190

225

250

275

300

350

400

450

500

550

009

120

160

200

250

300

350

400

450

500

600

700

800

006

1000

1100

1200 700

OQ

CO

Stopfbiichspackung.

Eine gute Stopfbiichspackung soll, ohne stark angezogen zu werden, gut abdichten, die Kolbenstange nicht angreifen und möglichst dauerhaft sein.

Wir unterscheiden

I. Weichpackung.

Baumwolle, Hanf und Asbest mit Talkum, Paraffin oder Talg imprägniert, werden hauptsächlich zu Stopfbüchspackungen in

runder oder quadratischer Eorm verarbeitet.

die

Fig. 843—844.

Die Weichpackung Asbest mit Talkum hat sich für Dampfdrücke bis 6 Atm. gut bewährt, wenn der Kolbenstange von aussen stets Oel zugeführt wird Oelung von dem geschmierten Dampf allein ist ungenügend. Bei hohem Dampfdruck wird nach kurzer Betriebszeit das Packungsmaterial fest und hart und muss häufig erneuert werden.

II. Metallpackung.

Api

Das Material für Metallpackung (Weissmetall) hat ähnliche Zusammensetzung, wie das der Weissgusslager.

Fig. 845.

Fig.

846.

Fig. 845. Einteiliger oder wenn nötig zweiteiliger Cylinder mit abgeschrägten Kanten, Länge = Ibis D/j mal Stangen-durchm. Vor und hinter dem Packungs-cylinder befinden sich Binge aus Bot-guss, bei grösseren Ausführungen aus Weissguss hergestellt. Die Einge werden etwas weiter gebohrt als der Stangendurchm. Die Packung wird mit Spiel eingebaut, damit sie der Kolbenstange folgen kann (siehe auch Fig. 630 Seite . 176).

Fig. 846. Flensburger Eisenwerk. Packung in der Längsrichtung L-| durchschnitten. Zwei konisch ausgebohrte Metallringe umschliessen die Packung.

Fig. 846—848. Einteiliger Konus mit versetzten Einschnitten, die ein Anziehen und erneutes Abdichten nach etwai-

gemVerschleiss ermöglichen. Der äussere^ Konus passt genau in den konisch gebohrten Stopfbüchsentopf. Zwischen Metallkonus und Stopfbüchsendeckel wird ein elastischer King aus Tncks gelegt.

Fig. 849. Howaldtwerke.

Aus mehreren einzeln geteilten t Kingen zusammengesetzt, die (O Ringe werden in die Stopfbüchse so eingebaut, dass die Teilschnitte verdeckt sind. Auf die Packung

Fig. 846-843.

||Ä

kommt ein elastischer King aus Tucks.

Fig. 850. Ausführung ähnlich wie in Fig 849, 'die Wandungen sind jedoch innen geriffelt, also sog. Labyrinthdichtung.

Fig. 851. Ziegler. Bewegliche Stopfbüchse soll Ungenauigkeiten in der Centrierung der Stopfbüchse und des Kreuzkopfes zur Cylinderbohrung, das Durchhängen und Krummsein der Kolbenstange schiefes Anziehen der Stopfbüchse unschädlich machen.

wie auch

Die Anwendung der Metallpackungen im allgemeinen kann

bei genau runden Kolben-

p! pl

Fig. 849.

ST

Fig.850.

;v;:

nur

Stangen ohne Yerschleiss und Riefen stattfinden, und müssen daher Kolbenstangen, die schon längere Zeit in anderer Packung gearbeitet und dadurch stellenweise im Durchmesser verloren

_______f V T'

SV tÆT

haben, nachgedreht werden. Haeder, Dampfmaschinen.

Fig. 851.

Die Vorzüge der Metallpackung sind, kurz zusammengefasst, folgende :

1.    Dauerndes Abdichten, denn eine richtig behandelte Packung kann fünf Jahre und länger im Betrieb bleiben.

2.    Geringe Kraftverluste durch Stopfbüchsenreibung.

3.    Kein Yerschleiss der Kolbenstange.

4.    Die Metallpackung ist, wenn auch in der Anschaffung etwas teuerer, bei ihrer Dauerhaftigkeit billiger wie anderes Packungsmaterial.

Bei Beschaffung von Metallpackung ist es erforderlich, dem Maschinisten Anweisung über die Behandlung derselben zu geben, und ihn besonders darauf aufmerksam zu machen, dass die Stopfbüchsschrauben schwach und nur soweit angezogen werden dürfen, bis die Abdichtung erfolgt ist. Gewöhnlich genügt bei leichtgängigen Schrauben schon ein Anziehen mit den Fingern.

Zu starkes und schiefes Anziehen der Packung kann Erhitzung und Schmelzen derselben herbeiführen.

Ausser den bis jetzt genannten Stopf büchspackungen giebt es noch eine grosse Anzahl anderer Ausführungen, so z. B. : Metallpackung „United Kingdom“ von Schumann&Co., Leipzig Stopfbüchspackung „Excelsior“ v. Gustav Kleemann, Hamburg. Metallpackung „United States“ von C. Morrison, Hamburg.

Stopfbiichsbrillen.

Die äussere Form der Flanschen von Stopfbüchsbrillen ist mit Kücksiclit auf den zur Verfügung stehenden Eaum sehr verschiedenartig durchgebildet. Einige Ausführungen sind in Fig. 852-863 dargestellt. Die in den Fig. 854-860 angegebenen Oel-

; "A"'......"

- - -J;'v--'¹

v0-:

ce;

1»

;!

SI

x~_ '

~©-

Fig. 852-853.

Fig. 854-855.

behälterim Flansch haben nicht viel Zweck, da die kleinen Schmier-löcher sehr leicht verharzen und die Schmierung nicht mehr erfolgen kann. S. auch Seite 192.

Fig. 861—862 zeigt eine Stopfbüchse mit Ueberwurfmutter, um gleichmässiges Anziehen zu ermöglichen. Für kleine Stangen-durchm. angewandt.

In Fig.863 soll auch gleichmässiges Anziehen erreicht werden.

+■

0.-

-i- -}-----1

II

St ‘

0.

Fig. 856—858.

Fig. 859.

Fig. 860.

©,

Fig. 863.

Fig. 861—862.

Bei den üblichen Stopfbüchskonstruktionen (abgesehen von Fig. 861—863) ist es selbst den besten Maschinisten nicht möglich, ein genau gleichmässiges Anziehen aller Schrauben zu bewerkstelligen. Durch jedes einseitige Anziehen jedoch kommt nur

■4

ty.

tà

■M

Fig. 864—865.

eine Stelle des Stopf büchsinnern mit der Kolbenstange in Berührung. Die Folge davon ist Heisswerden des Stopf' büchsfutters und Fressen und Biefigwerden der Kolbenstange'

15*

Der Schieberkasten und Schieberkastendeckel.

Material: meistens Gusseisen.

zu berücksichtigen.

yj'

Fig. 866—867.

Es giebt nun

zwei Wege :

•J* 1. Die Anwendung einer Stopfbüchskon-struktion, welche ein gleichmässiges Anziehen aller Schrau-i ben zu gleicher Zeit * gewährleistet (Fig. 861-863 u. 864 - 867). 2. Das Futter der Stopfbüchse, sowie den Grundring im Cylinder 0,5 bis 1mm weiter zu bohren als die Kolbenstange.

Alle Formeln zur Berechnung der Widerstandsfähigkeit ebener gusseiserner Wände sind infolge der nicht in Rechnung ziehbaren lokalen Spannungen mit Vorsicht zu benutzen; d. h. den Einfluss der erwähnten lokalen Spannungen durch geeignet erscheinende Beanspruchungen

'o

0/

Po Io⁻

H<---Qi---

—Q-

CD

CD

e-i

tWWWWNXSvW

P?

-O —O- -O- O -

00

1—T4l->-

- p< -

6 -- i

I--Q---Q —Q —Ql

\ a\

o\ ?

SP®TTę

r¹— b —

D- —

— -1*

4-~

1ËÊ

Fig. 870.

Fig. 868.

Fig. 869.

Bezeichnet (s. auch Fig. 868—870) :

a die lange Seite der rechteckigen Wand in cm,

JJ

b „ kurze

d „ Wandstärke in cm, p „ den Dampfüberdruck in Atm.,

so ist nach Bach :

die Wandstärke ô = ~~ \J ^

die Beanspruchung (Biegung): kh = 0,38

r' + {iY'k' ‘ '

b²    p

² ' I²

.    .    (209)

• (210)

. (211) . (212)

Zulässig für Gusseisen kh = 250 bis 300 kg pro qcm „ Stahlguss kh = 500 „ 600 „ „    „

Beispiel Seite 231.

Die Anordnung von Rippen *) auf der äusseren Seite der Schieberkastendeckel wie in Fig. 871 ist infolge der Temperaturunterschiede zwischen der ge- nr zogenen Bippenfaser und dem inneren Deckel und der dadurch bedingten Gussspannungen nicht als ganz einwandfrei zu bezeichnen.

Wirksam sind Rippen nur dann, wenn dieselben innen angeordnet werden, wie in Fig. 872 dargestellt.

.jnr

♦ kl

IT

r*-------a

Fig. 871, ungünstig.

Y//////À

jT

jy/

-- a —

Fig. 872, Rippen innen.

eben angängig, gewölbte

Im allgemeinen sollte man, wo Deckel anwenden (Fig. 873—874), da diese eine grössere Wider

standsfähigkeit besitzen.

' - _TS - ||p

- - ft —

----b---*H

Fig. 873—874, gute Ausführung.

Die Wandstärke der Schieberkastendeckel bestimmt man nach Gleich. 209 bis 210 und setzt als zulässige Biegungsbeanspruchung

>,    • (214)

indem man auf diese Weise dem Einfluss der Hippen Rechnung

Anordnung Fig. 872 für Gusseisen kh = 280—350 ,, Stahlguss kh ~ 550—650

Fig. 873—874

800—-400 kg pro qcm .    (218)

600—700 „    „

trägt.

Berechnung der Deckelschrauben.

Bezeichnet ferner (s. auch Fig. 868—870) :

A und B den Lochreihen-Abstand in cm,

/ die Anzahl der Schrauben, s den Kerndurchm. der Schrauben,

*) Näheres hierüber s. auch Bach, Masdiinen-Elemente.

so ergiebt sich (Zug) :

Beanspruchung ka

- A B’P ~ i-~s²

. . (216)

Zulässig k₃ — 400 bis 500 kg pro qcm

ImDampfkesselbau (Hamburger Normen) berechnet man die Schrauber auf folgende Weise (s. auch Fig. 869):

P — A> B .p der Gesamtdruck auf die Fläche in kg,

P • t

• der auf eine Schraube entfallende Druck in kg,

Pi =

8 = 0,5 y/P₁ + 5

Beispiel: Der zu einem Ttiderflachsckieber No. 7, Grösse 91 qcm, gehörende Schieberkasten mit Deckel sei für 7 Atm. Dampfdruck zu berechnen.

Für den nach Tabelle 104 aufgezeichneten Schieberkasten ergäben sich die entspr. Abmessungen:

Sohieberkasten : lange Seite 66 cm, kurze Seite 24,8 cm, = 2,5 cm.

„    32,6 „    <)' = 2,5 cm.

Deckel:

Nach Gleich. 210 wird für

den Schieberkasten kj, = 0,38.

24,8«

‘ + fè⁸)

mm

. (217;

7

—- «'o 225 kg pro qcm,

2,5«

nach Gleich. 211 noch zulässig.

Für den Deckel die entspr. Werte in Gleich. 210 eingesetzt, ergiebt jj, — 350 kg pro qcm, nach Gleich. 213 noch zulässig für Gusseisen.

Für die Schrauben nach Gleich. 215 75,2.46,8.7

T*¹⁾⁸⁵⁸

nach Gleich. 216 zulässig.

Die in Fig. 875 dargestellte Abdichtung eines Schieberkastendeckels ist als fehlerhaft zu bezeichnen. Durch das Anziehen der Schrauben werden in dem Deckel Biegungsbeanspruchungen hervorgerufen, bevor der innere Druck zur Geltung kommt. Der Abstand von Mitte Schraube bis Mitte Dichtung ist als Hebelarm zu betrachten, wodurch ein Aufwärtsbiegen des Deckels erfolgt.

-65-

..I

kz =

24-

380 kg pro qcm,

Fig. 876.

Dichtung eines gesprungenen Schieberkastendeckels. *)

Fig. 876.

Jl-

Es dürfte sich deshalb empfehlen, die Abdichtung wie in Fig. 876 gezeigt vorzunehmen und flache Packung zu verwenden.

Man achte darauf, dass die Verbindungslinie der beiden Eckschraubenmittel innerhalb der Dichtung (Fig. 878) liegen muss, da die

#) Haeder, Die kranke Dampfmaschine, IT. Aufl.

Zur Abführung des sich bildenden Kondenswassers ist ein Nocken anzugiessen (vgl. Seite 208) und möglichst der unteren Schieberkastenwand nachdem Nocken zu Fall zu gehen, damit sich im Schieberkasten Wasser nicht ansammeln kann.

HM

i-è>

Fig. 877 (falsch).

Fig. 878 (richtig).

Grösse der Schieberkasten.

Die lichte Weite des Schieberkastens richtet sich nach der zur Verwendung kommenden Schiebergrösse. Je schneller eine Maschine läuft, desto grösser (bei denselben Cylinderabmessungen) die Dampfkanäle, der Schieber und der Schieberkasten. Als Maass für die Grösse eines Schiebers gelte deshalb die Kanalfläche im Schieberspiegel, das Produkt a X b in qcm in Tab. 103 u. 104.

Tabelle 103. Schieberkasten, lür einfache Schieber-Steuerung.

L. y .

-\6-

tIi

Schieber

Deckel

Nach

Fig. 881-8-6.

No.

"X* a

(D) *)

CS

«>

5s-

Zahl

o d    CO INC

r- oo

30

45

65

90

110

140

4^ oo co co rc to 4^ co o>    oo cj»

So⁰⁰⁰⁰

co co

140 60

160 80

180 105

200 135

230 160

260 200

O    O    l-H    (M    CO

"rH    v—<    i-i    v—(    iH    rH

CM    CM    CM    O    O    Ol

rf    rf O iO

15 25 10 18

16 28 11 18

17 30

18 34

12 18

14 20

19 38 15 20

20 42

16 20

CO    CO    CO    <D    co    co

i-H    H    t-H    t-H    rH    r—I

O    O    O    0.1    Tf    co

tH    v—(    i—i    rH    tH    vH

o    o    o    o    o    o

r-    r-    r-    oo    oo    oo

:r.

SJ

oT

00

00

00

-Cf>-

*1

è*

<!>

_ôU

■f

IR- i¹    (-►

1° i

Ml

'1

HlF

CD

?2

r:

IfteL

L-*Î=H

r-3

łfcfara

l—>

*1 H'

5FT p<

fi.

-0-

<î>

■»

-©

Ie

fr

d=

jd|

VI

vit

tr

r*

,'/à

TI

r*

ÉTl

F^g. 885—886, Deckel.

r*

en

y///.

■ST

Ll

1111

>i K-

r*=H

i^,g; ♦

^SÉj^

Æm.

Fig. 883-884, fur Rider-Flachschieber.

wm

#e w

rf

,-C

- Éf“

jpffe

:m

MT/

03

I !•

¹

*iC

ip

ftj

g, g*

Eider

Oi

170

220

250

280

320

360

410

450

Tabelle 104. Schieberkasten mit Deckel für Meyer- und Rider-Flachschiebersteuerung. *)

(Abbildung Seite 232 zeigt Schieberkasten für Schieber No. 6, im Maassstab 1:11,5)

Meyer

-SS

170    310

220    350

250    420

280    460

320    500

360    580

400    660

440    740

Deckel

Schrb.

Deckel

Schieberkasten

Kanal

Schieber

grösse

310

008

420

460

OTO

009

680

780

o O O O O • lO o V o

o iO CD CD ^2- CD I>-    l>-

o °°    2

CD CD CD r>

co

•V&

aXb\a

No.

Ol    Ol    CO    CO    " . rt«    O    O    kC

t-H    v—1    T—i    t-H t-H    t—i    T“H    rH

o    o    o    o    ko    x o    2    2

OC    00    05    05    05    05    ^    ^

CD    CD    O    O    O i    O    CO    CD

t—i    f—i    Ol    CM    CM \    Ol    Ol    Ol

00 CC Ol-Ol Ol ^ Ol CD co

tH t-H Ol Ol Ol ' Ol Ol Ol

kC

O CD CD

co co ® S

cd    r-    oo    05    o    - co    »o    r-

t-H    H    t—i    t—i    (M OI    Ol    Ol

O    O    CD    kO    O    i— kC    \ O kO

Ol    Ol    CO    CO    ^    ^ kO    ■ kC    •

OOIOCO^^OGC

oc oc

O 01 | Ol

kO    o

t-H    t-H

00    1-H    >0 CC O . CO CD 05

Ol CO CO CO ^ TP    ^

110

140

091

180

200

230

09 Z

290

CD O Ol "'"f O » O O r-H t-H Ol Ol Ol COCO

slals!lIs!§!»!S?

iffl ÎO t— oc

*) Entfernung der beiden Schieberstangen s. unter Steuerung.

**) D Beiläufige Cylinderdurchmesser bei normaler Tourenzahl.

Zur Bestimmung der lichten Länge des Schieberkastens hat man die Schieber in den äusseren Stellungen aufzuzeichnen und etwa 10 bis 25 mm Spielraum zu geben.

Angegossene Schieberkasten s. Seite 234.

“Man findet auch Schieberkasten mit glatter Aussenwand und * ingezogenen Flanschen, wie in Fig. 888 dargestellt. Bei dieser

Äs

w\

Fig. 887.

Fig. 888.

Ausführung ist aber, infolge Fehlens der Schutzmasse, die Wärmeausstrahlung grösser.

Angeschraubte Schieberkasten (Seite 234) haben für den praktischen Betrieb grosse Vorteile, da man bei eventl. Versohleiss bequem den Schieberspiegel nacharbeiten kann.

Fig. 889-890.

Bei angegossenem Schieberkasten sollte man die Stopfbüchsgehäuse der vorderen Cylinderseite nicht angiessen, sondern ein besonderes Gehäuse anfertigen (Fig. 889—890), um den Schieberspiegel einigermassen zugänglich zu machen,- (vergl. OefFnung M auf Seite 194).

Das Schwungrad.

ln der in Fig. 891 dargestellten Kurbelstellung wirkt der Kolbendruck drehend auf die Kurbelwelle, in der Tot

ganze

punktlage Fig. 892 dagegen geht der Druck nur in das Kurbelwellenlager und kann zum Drehen der Kurbelwelle nichts bei-

Die Maschine würde

tragen.

also einfach stehen bleiben, wenn keine Schwungmassen vorhanden wären. Das Schwungrad dient nur dazu, diese wechselnden Drehmomente auszugleichen. Ferner ist auf die Gleichmässigkeit der Maschine auch noch von Einfluss

Fig. 891.

/■ i

vj.

•V

der wechselnde Dampfdruck im Cylinder, so dass eine Maschine mit kleinem Füllungsgrad ein grösseres oder schwereres Schwungrad bedingt als eine Maschine mit grossem Füllungsgrad. *

Fig. 892.

Berechnung des Schwungradgewichtes,

a) auf graphischem Wege.

Das Tangentialdruckdiagramm.

Man denkt sich die Masse der Flügelstange, Kolbenstange und Kreuzkopf, also die Masse der hin und hergehenden Teile im Kurbelzapfen einer Maschine konzentriert und in gleich-massiger Geschwindigkeit in der Bahn des Kurbelzapfens rotierend, so hat dieselbe das Bestreben in der Richtung der Tangente infolge des Beharrungsvermögens wegzufliegen. Dieses Bestreben verhindert der Kurbelmechanismus durch eine radiale Komponente, Centripetalkraft genannt. Demzufolge wird die am Kurbelzapfen auftretende Kraft P in zwei Komponenten zerlegt, in eine radiale (Centripetalkraft) und eine tangentiale (Tangentialkraft). Man findet beide Kräfte am besten durch Konstruktion in folgender Weise:

In Flg. 893 sei P = 7 kg pro qcm Kolbenfläche im Maassstab: 1 kg = 2 mm aufgetragen. Durch Vervollständigung des Parallelogramms wird:

— = 4,5 kg pro qcm Kolbenfläche,

t =

_ ¹¹

Pl = ~2

= 5,5 «

Die Mittellinie der Treibstange wird bis über den Angriffspunkt am Kurbelkreis hinaus verlängert und auf dieser Verlängerung P die auf den Quadratcentimeter Kolbenquerschnitt wirkende Kraft in Kilogramm in beliebigem Maassstab abgetragen (Fig. 893). Von dem nun gefundenen Punkt zieht man parallel der radialen Linie eine solche, welche die Tangente schneidet. Die Entfernung vom Schubstangenangriffspunkt bis zu dem Schnittpunkt giebt die Grösse der Tangentialkraft in Kilogramm pro Quadratcentimeter Kolbenquerschnitt in demselben Maassstab, wie vorhin aufgetragen, an. Eine Parallele zu der Tangente, von dem ersten Punkt aus, schneidet die Kadiale. Von diesem Schnittpunkt bis zum Treibstangenangriffspunkt erhält man die Centri-petalkraft in der Grösse, wie bei der Tangentialkraft angegeben. Ausdrücklich sei hier aber darauf aufmerksam gemacht, dass Bestimmung der Zapfendimensionen stets der volle Kolbendruck und nicht etwa die Resultierenden in Kechnung gezogen werden.

Fig. 893. Tangentialkraft.

zur

Im weiteren Verfolg dieser Abhandlung werden wir sehen, in welcher Weise die Tangentialkraft zur Bestimmung des Schwungradgewichtes benutzt wird, die?e Methode gestattet ohne weiteres

Fig. 894.

Fig. 895.

; ;

-l-h-h + d-'-rT , ,

0123408789/0

?•'

,ji

Fig.896. vorn.

IM

7:

vorn

6-

5-

' otfHp

lïïîif

ff-

¥1

4L ■ ¹    ! I ¹ I | ;-K! k rn '■

: 491--si Jtl : i i ! ! ! i 4M. ;

rtTT⁰ utTTtitttili

Fig. 897. i hinten.

GrW+1

il' S’ S' if' 6' S' 1

die Berücksichtigung der bei einer Maschine auftretenden verwickelten Verhältnisse, durch die Arbeit des Dampfes hervorgerufen, während man letztere bei rechnerischer Bestim-

mung des Gewichtes entweder vernachlässigt, oder aber bei Berücksichtigung derselben die Rechnung unausführbar macht.

ISS

if

i 'S

Die Werte für die vordere Kolbenseite sind mit Index bezeichnet. Die eingeklammerten Werte entsprechen den nicht eingeklammerten und geben an, wohin dieselben in das Druckdiagramm einzutragen sind.

Das Indikatordiagramm ist punktiert

gezeichnet.

Fig. 898.

Betrachten wir nun zunächst die Berechnung des Schwungrades einer neuen Maschine. Man entwirft das Diagramm für normale Belastung der Maschine (Fig. 894) und konstruiert nach diesem das Druckdiagramm (Fig. 895, 896 u. 897) unter Berücksichtigung der hin und her gehenden Massen. Das letztere Diagramm zerlegt man nun in eine Anzahl Teile, z. B. 10, so giebt uns bekanntlich jede Ordinate den Druck des Kolbens auf den Kurbelzapfen für die entsprechende Kurbelstellung. Fig. 895 zeigt dasselbe wie Fig. 898, nur eine andere Methode des Abtragens.

Hierauf zeichne mit den Kurbelmeehanismus schematisch und wählt hierbei zweckmässig den Kolbenweg 0—10 gleich der Diagrammlänge (Fig. 899).

V*.......

L.........

f-

7j

6 Ti

h»......2 T

-H

S¹

Fig. 899. Aufzeichnen des Kurbelmechanismus.

Den Kolbenweg teilt man in eine gleiche Anzahl Teile wie das Diagramm und beschreibt mit L (Treibstangenlänge) Radien,

durchschnittlich '= 5.)

welche den Kurbelkreis schneiden.

fi' r

)G‘

'■9

.....—L

•r—

Fig. 900. Bestimmung von 24 und a>.

Hierauf zeichnet man die Linie für die Treibstange, z. B. für den Kolbenweg 0,4, verlängert diese Linie bis zur senkrechten [Fig. 900), welche im Punkt z₄ geschnitten wird. Dann verbindet man die Punkte z₄ und 0 (Fig. 900). Hierauf trägt man (Fig. 901) den zur betreffenden Kurbelstellung gehörigen Kolbendruck diesem Pall av von 0 nach rechts ab und errichtet in diesem

in

* JZ*

û.

-,ï

’ss

■V

Fig. 901. «₄ Tangentialkraft für Kolbenstellung~0,4.

Punkt eine Senkrechte bis zur Verbindungslinie z₄ 0 (Fig. 901). Diese Senkrechte f₄ giebt für die jeweilige Kurbelstellung.

Hiernach trägt man auf der Nulllinie der Horizontalen 0—10 (Fig. 902) die am Kurbelkreis gemessenen Abschnitte (* aus Fig. 899) für die verschiedenen Kurbelstellungen ab, und zwar für Hin- und Eückgang. (Weil sind die einzelnen Teile verschieden gross.)

Die nach Fig. 901 erhaltenen Tangentialdrücke t trägt auf die Ordmaten der entsprechenden Kurbelstellung ab und verbindet die so erhaltenen Punkte Fig. 902.

uns

die Grösse der Tangentialkraft ti

an

dem Umfang gemessen,

man

Fig. 902. Abwickelung des Kurbelkreises, Aufträgen der Tangentialdrücke t.

KÓP"*“

\///*//A//A/ /M/SA/h/A//VT*,

] J X3 9 S 6 7 8 9

£-f-----Hïngâny.

-U---

71

A/s As s v s As s r s As

*JO !/' 2' 3'4'ó'6'7' 8'

H------u/,—:

///X/ À.' / ;

-T_ ir_

r*-----u/----A

Fig. 903. Verwandlung der oberen Überschussflächen m und der unteren Flächen n in Rechtecke.

Die ganze (schraffierte) Fläche verwandelt man in ein Rechteck von derselben Länge und zieht parallel 0 10' die Linie CCl.

Diese nun erhaltene Fläche (Rechteck) CO 10 ' C¹ stellt den auf den Kurbelzapfen reduzierten mittleren Widorstand dar- Der im Diagramm Fig. 895, 897—898 gewählte Maassstab muss hier beibehalten werden.

Die hieraus resultierende Linie CC¹ schneidet die Druckkurve der Tangentialdrücke in mehreren Punkten.

Wir haben nun diejenigen Flächen, welche oberhalb der Linie CC¹ die Arbeit angeben, welche das Schwungrad aufnimmt, und unterhalb der Linie CC¹ die Arbeit, welche das Schwungrad abgiebt. Es lässt sich also hieraus klar ersehen, dass, je grösser die Übergangsflächen sind, um so schwerer das Schwungrad sein muss.

Die Flächen verwandelt man mit Hülfe des Planimeters, der Simpson’schen Hegel oder nach Augenmaass in Hechtecke (Fig. 903) und bestimmt die Grösse derselben. Der grösste sich ergebende Wert ist dann in die Hechnung einzuführen.

Es bezeichnet:

Q Querschnitt des Dampfcylinders in qcm, g Accélération der Schwere = 9,81, ö₀ Ungleichförmigkeitsgrad des Ganges, r Schwerpunktradius des Hadkranzes in Mtr., n Umdrehungen pro Min.,

V Umfangsgeschwindigkeit des Schwerpunktes im Radkranz in Mtr. pro Sek.,

u‘ Länge der grössten Überragungsfläche aus der Zeichnung gemessen in Metern,

[ 6' Höhe dieser Fläche kg pro qcm (also Höhe in mm durch den Federmaassstab dividiert), l die Länge eines Doppelhubes aus der Zeichnung gemessen in Metern,

H Hub in Metern,

in Metern, die auf den Kurbelkreis reduzierte Länge der grössten Ueberragungsfläche ....    (218)

(u) = u‘.

H * 71

so ist:

2-r-n-n

60

Mtr. pro Sek.....(219)

und das Gewicht der Schwungmassen r„_Q-(u)-b‘-g

- V"²

Von diesem Gewicht der Schwungmassen entfällt (s. Seite 253) 0,9 auf den Kranz,. 0,1 auf die Arme . . . (221) d. h. das Gewicht des Kranzes braucht nur 0,9 des nach Gleich. 220 ermittelten Wertes zu betragen.

Man nimmt meistens den Schwungraddurchmesser 6—4,5 • H bei kleinen Maschinen (bis 0,5 Mtr. Hub) =

( „ 0,7    „

(über 1

„ mittleren

„ grossen

. . (220)

6-»

5,2-„

„ ) — 5-4,5-„

(222)

hat jedoch dabei zu beachten, besonders bei Schnellläufern, dass die Umfangsgeschwindigkeit des Rades bei Seilantrieb 20 und bei Riemenantrieb 30 Mtr. nicht übersteigt.

Beispiel. Eine Eincyiinder-Auspuffmaschine zeigt grosse Tourenschwan-kung, man soll untersuchen, ob zu leichtes Schwungrad die Ursache ist.

Hauptdimensionen:

CyHnderdurchmesser — 400, Hub — 700, n — 90, Schwungraddurchmesser — 3,6 Mtr., Kranzgewicht = 2400 kg.

Der Gang der Berechnung ist genau derselbe wie bei Neukonstruktion auf Seite 236. Man trägt in das mittelst Indikator genommene Diagramm die Massendruckkurve ein (Fig. 894—898, Seite 236 — 237). Als Gegendrucklinie und Kompression trägt man hier diejenige der anderen Arbeitsseite auf. Jetzt konstruiert man in der auf Seite 238 angegebenen Weise das Tangentialdruckdiagramm (Fig. 902). Der Maassstab beträgt 2 mm = 1 Atm., die grösste Übergangsfläche (Fig. 903) ist u-bi u aus dem Diagramm gemessen ergiebt 0,021 Mtr., die Länge des Kuibelkreis-Um-fanges aus der Zeichnung gemessen = 0,082 m (Fig. 902 Hin- und Rückgang). Länge u bezogen aif den Kurbelkreisumfang nach Gleich. 218

(u) — 0,021 •    = 0,56 Mtr. b aus dem Diagramm 3 mm (und da 2 mm

0,082 '

= 1 Atm.) ergiebt b = 1,5 Atm.

Die Überschussfläche u • b stellt also eine Arbeit dar von 0,56 >1,5 = 0,81 mkg pro qcm Kolbonfläche.

Der Ungleichförmigkeitsgrad bestimmt sich nach der Formel

_ Q . (u) - b. g

0' • F³ .........

do

(223)

Der wirksame Querschnitt des Dampfcylinders ist Q = 1225 qcm, der Schwerpunktdurchmesser des Radkranzes = 3,5 Mtr., die mittlere Umfangs

geschwindigkeit nach Gleich. 219:

3,5 • TT.. 90

V=

—--= 16,25 Mtr. pro Sekunde,

g Accélération der Schwere = 9,81,

G‘ das Gewicht der Schwungmassen — 2100 kg, mithin nach Gleich. 223

do-

1200 • 0,56 • 1,5.9,81 2400. 16,25 ³

= 0,016, also 1.6%

Dieser Wert (jo würde für eine gewöhnliche Transmissionsdampfmaschine (ohne grosse Belastungsänderung s. S. 248) genügen. Sollte die Maschine hierbei noch unruhig laufen, dann ist der Grund im Regulator zu suchen.

In ähnlicher Weise verfährt man bei Bestimmung des Schwungradgewichtes für

Zwillingsmaschinen.

Die Entfernung der Konstanten CC‘ von der Linie 0—10' wird hierbei jedoch annähernd doppelt so hoch, als bei einer Eincylindermaschine.

Die Tangentialdrucklinien werden natürlich um das Yoreilen der beiden Kurbeln gegen einander verschoben (in Fig. 904 ist 90 0 angenommen). Nach Bestimmung der beiden Linien (in Fig. 904 dünn ausgezogen) addiert man nun graphisch dieselben zusammen und erhält eine resultierende (Fig. 904 dick ausgezogen). Zur Bestimmung des Gewichtes wird wieder der grösste sich ergehende Ueberragungswert in die Rechnung eingeführt.

Die Berechnung erfolgt nach derselben Formel wie für Ein-cylindermaschinen, jedoch ist dabei zu beachten, dass für Q der Gesamtquerschnitt beider Cylinder einzusetzen ist.

U--

Hingangr.--

.!

- f/ing-ćtng.

- - —ftürfyany.-----Hincfa.ngr\

------ HücAgrdUfgr.-------

J.

Fig. 904. Zwillingsmaschine.

Beispiel. Für eine neue Maschine soll das Schwungrad berechnet werden.

H a upt dimension en :

Durchmesser beider Cylinder = 400 mm

Hub

= 700 „

Umdrehungen

Man trägt in das Diagramm die Massendruckkurve ein

= 90 pro Min.

(Fig. 894—898, Seite 286—237).

Gegendruck- und Kompressionslinie von der anderen Arbeits-öeite. Darnach konstruiert man zunächst für eine Seite nach dem auf Seite 238 angegebenen Verfahren das Tangentialdruckdiagramm. Der Anfangspunkt der zweiten Kurve wird um das Voreilen beider Kurbeln (900) zum ersten verschoben. Es sei hier erwähnt, dass dieser Anfangspunkt in der Mitte eines einfachen Hubes (Hin- oder Rückgang) liegt und nicht etwa hei dem Punkt 5 (Fig. 902). Dieses hat seinen Grund in der endlichen Treibstangenlänge, denn der Kolben hat, wenn die Kurbel um 90 0 gegen ihre tote Lage steht, nicht 0,5, sondern 0,55 seines Weges zurückgelegt. Sind nun beide Kurven, um das Voreilen gegeneinander verschoben, aufgezeichnet, so addiert man dieselben graphisch und erhält durch Verbindung der neuen Punkte eine dritte Kurve, die sogenannte Resultierende (Fig. 904).

16

Ha e der, Dampfmaschinen.

Das Planimetrieren der von der Nulllinie und der Eesuitierenden eingeschlossenen Fläche ergiebt die Entfernung der Linie CC‘ von der Nulllinie, in unserem Beispiel ~ 8 mm. Maassstab =1,7 mm = 1 kg pro qcm Kolbenfläche. Der durch die Linie CC dargestellte mittlere Widerstand beträgt mithin — = 4,7 kg pro qcm Kolbenfläche.

Demnach verwandelt man die Ueberragungsfläehen in Eecht-ecke von demselben Inhalt und bestimmt durch Eechnung das grösste derselben (Fig. 905).

c‘

_ 4.    u

fi    "......*T

Rückgang.

i-

ffi/igang. .........f«...............Rückgang

------------ffmgang.

.......A~fftng&ng\

Rückgang. -

----------i

Fig. 905. Zwillingsmaschine.

Es ergiebt sich als grösste die Fläche u-b, welche in die Eechnung einzuführen ist. u aus dem Diagramm gemessen ergiebt 0.010 Mtr., die Länge des Kurbelkreises aus der Zeichnung gemessen / = 0,063 Mtr.

Länge u bezogen auf den Kurbelkreis nach Gleich. 218: 0,7-tt 0,063

b aus dem Diagramm 2 mm und da 1,7 mm = 1 Atm. ~ 1,2 Atm,

Die Ueberschussfläche u-b stellt also eine Arbeit pro qcm Kolbenfläche dar von 0,35*1,2 = 0,42 mkg.

Der wirksame Querschnitt eines Dampfcylinders der beiden Dampfcylinder Qx = 2450    „

welcher, wie schon auf Seite 241 erwähnt, in die Eechnung einzuführen ist.

(i/) = 0,01 *

= 0,35 Mtr.,

Q = 1225 qcm,

Der Durchmesser des Eades sei 3,6 Mtr., der Schwerpunktdurchmesser sei 3,5 Mtr., mithin die mittlere Umfangsgeschwindigkeit im Schwerpunktkreis nach Gleich. 219: v _ 3,5*rc*90

60

= 16,25 Mtr. pro Sek.,

wählen wir

<J₀ = 0,13 = Ungleichförmigkeit des Ganges,

dann ist das Gewicht der Schwungmasse nach Gleich. 220 :

= 2900 kg

0,35 -1,2 -9,81 -2450 ~~    0,013-16,25²

und das Gesamtgewicht des Rades nach Gleich. 225a:

Gj = 1,35-2900 — 3900 kg.

Schwungräder für Kompoundmaschinen.

Die Berechnung erfolgt im grossen Ganzen wie bei der | Eincylindermaschine, und wollen wir hier nur an Hand eines ' Beispiels ein Schwungrad durchrechnen.

~~~7\

2-

*k-

/'

/////////////Z/////////// //////Z////////////////*

Fig. 906.

Beispiel. Für eine neu

zu entwerfende Kompoundmaschine,

also zweikurbelig, mit Kondensation, sei das Schwungrad zu bestimmen.

Die Grössenverhältnisse der Maschine sind folgende:

400 mm 610 „ 700 „

Durchmesser des Hochdruckcylinders .

„ Niederdruckcylinders

Hub beider Kolben

75

Umdrehungen pro Minute .    .

Dampfdruck.......

Zunächst bringt man nach dem rankinisierten Diagramm (Fig. 906) das Hoch- und Niederdruckdiagramm auf gleiche Länge (Fig. 907 und 908) und zwar (Fig 907), einen Satz für Rückgang (Fig. 908). Darnach konstruiert man das Massendruckdiagramm.

Die einzelnen Diagramme teilt man gleicher Teile, z.B. 10, und bestimmt mit Hülfe der schematischen

16*

7 Atm. abs

einen Satz für Hingang

nun

in eine Anzahl

Kurbelmechanismen die Tangentendrücke (s. S. 238) für die entsprechende Kolben- bezw. Kurbelstellung. Diese Tangentendrüeke werden nun als Ordinaten eines Systems aufgetragen, dessen Abcisse gleich dem Kurbelkreisumfang ist und welche ebenfalls in die Anzahl Teile, jedoch am Kurbelumfang abgemessen, eingeteilt wird. Es ist noch zu bemerken, dass sämtliche Kolbendrücke auf den Niederdruckcylinder zu reduzieren sind, dass

r-r?

TTT- t/i

r//

2-

/.Ai

1/

-A-

i/

|\

/"f •

TT

■e

-§

\%

oV-

-J

üLty

Fig. 907.

Fig. 908.

Vereinigung von Dampf- und Massendruck.

also die Hochdruckkolbendrücke durch das Verhältnis— dividiert

v

werden müssen. Die Anfangspunkte der zwei Tangentensysteme sind natürlich um das Yoreilen der beiden Kurbeln gegeneinander zu verschieben. Verbindet man nun in jedem System die gefundenen Punkte durch eine Kurve, so erhält man für jeden Cylinder das Tangentialdruckdiagramm {Fig. 909). Die graphische Addition der beiden ergiebt das Gesamt - Tangential-druckdigramm auf eine Kurbel wirkend gedacht.

Für unser Beispiel ist der Maassstab für die Drücke 7 mm = 1 Atm., bezw. je 7 mm Höhe entsprechend dem Druck eines Kilogramms auf den Quadratcentimeter Kolbenfläche.

Die Entfernung" der Konstante CC‘ von der Grundlinie ergiebt sich durch Planimetrieren der von der [Resultierenden und der Grundlinie eingeschlossenen Fläche zu 8 mm.

Die C C‘ überragenden Flächen stellen wieder die Arbeit dar, die das Schwungrad aufnimmt, und die unterhalb liegenden die Arbeit, welche das Schwungrad an die Kurbel abgiebt. Es ist hier wiederum die grösste dieser Flächen in Rechnung zu ziehen. Für unsern Fall ist es die Fläche uz-b«.

L_

-4—

V/As/s

¹    ¹    ¹    ¹    *    I    I I . I I I I I |    j

4*------RiicfgangA?ieoferdrucA.- —

J hocAdrucA. «)*----fi ucAęćtrifjAfocAidi'Uck — -•**----ff ingcing'.

^ - - ffrng'a ngffie oferd/u cA.

Fig. 909. [Kompoundmaschine.] I. Hochdruck II. Niederdruck.

u₃ aus der Zeichnung gemessen ergiebt 0,022 Mtr. Die Länge des Kurbelkreisumfanges aus der Zeichnung gemessen =0,104 Mtr. (Fig. 909) Hin- und Rückgang. Länge t/₃ bezogen auf den Kurbel-

0,465 Mtr. Die

Höhe 6₃ aus der Zeichnung gemessen 4 mm und (da 7 mm = lAtm.) wird 63 = ~

Jetzt haben wir sämtliche Werte, die zur Berechnung des Radkranzes erforderlich sind.

kreisumfang nach Gleich 218 (w) = 0,022- 2,2

0,104

0,6 kg pro Quadratcentimeter Kolbenfläche.

= 13,7 m pro Sekunde,

60

Der Durchmesser des Schwungrades sei angenommen zu 3600 mm, der Schwerpunktdurchmesser zu 3500 mm, dann ist die mittlere Umfangsgeschwindigkeit im Schwerpunktkreis y 3,5«7t*75

der wirksame Querschnitt des Niederdruckcylinders = 2900 qcm, Ungleichförmigkeitsgrad sei angenommen zu 1,3%, also d'₀ = 0,013*) mithin ist das Radkranzgewicht nach Gleich. 220 :

3200 kg,

_ 9,81-2900.0,6-0,465 “    0,013-13,7²

35 °/₀ für die Arme und Nabe, ergiebt Gesamtgewicht 3200-1,35 = 4300 kg.

*) Betreffs Öq beachte man Seite 247 oben.

Tandemmaschine (einkurbeiig),

mit dem Unterschied, dass die Tangentensysteme in einem

nur

Punkte beginnen infolge gleichgerichteter Kolbenbewegung. In Fig. 910 ist ein solches Diagramm in gleichem Maassstab wie vorher gezeichnet, die grossen Ueberragungsflächen lassen leicht erkennen, dass das Schwungrad einer Kompoundmaschine (zweikurbelig) leichter sein kann, als das einer Tandemmaschine (einkurbeiig).

I

ïSsss

ZI-

- Hingaiig ffocJbu. J/iw/erc/rucAr *{•* -Rückgang Hoch-u fied^rdruck.-^

Fig. 910. [Tandemmaschine.J I. Hochdruck. II. Niederdruck.

Die grösste Fläche ist hier t/₂*6₂.

Aus der Zeichnung gemessen ergiebt sich

t/₂ = 0,028 Mtr. ; 6₂ = 5,3 mm; l = 0,104 Mtr.

Unter Zugrundelegung der bei der Kompoundmaschine gewählten Grössen wird sich hier ergeben nach Gleich. 218:

0,7-TT

H'ti

(u) = u₂*—r— = 0,028*

0,104

0,59 Mtr.,

5,3

6₂ = ^ = 0,76 kg pro qcm,

das Kranzgewicht nach Gleich. 220:

5200 kg,

G‘ =

9,81*2900*0,76*0,59 _

0,013*188    ~~

das Gesamtgewicht nach Gleich. 225 a:

<?'= 1,35*5200 = 7000 kg.

Das Schwungrad einer Tandemmaschine müsste unter denselben Verhältnissen 7000 — 4300 = 2700 kg schwerer sein, als das einer gleichgrossen Kompoundmaschine.

Bei der Berechnung der Schwungräder für Dreifach-Expansionsmaschinen muss man die Reihenfolge der Kurbeln genau im Auge behalten, um nicht nach der graphischen Addition falsche Schlüsse zu ziehen. Man reduziert hier alle Kolbendrücke auf den grossen Oy linder und verfährt dann in gleicher Weise wie beim Kompoundsystem.

Der Ungleichförmigkeitsgrad d₀.

In den Lehrbüchern und der Praxis wird d₀ ausgedrückt in Dezimalen, in Prozenten oder als echter Bruch z. B.:

Tabelle 105.

4-Sl

cc|

CM

r-* <M JCO

® - H°° o

S 1°

O Ho

is-e

O

CO    Ico

O e» n»

«L ©

«cp cn co

Die ersten 2 Reihen geben ein besseres Bild als der echte Bruch (3. Reihe) deshalb werden wir auch den Unempfindlichkeitsgrad * des Regulators so ausdrücken. In den Gewichtsformeln ist d'₀ in Dezimalen einzusetzen. Heisst es z. B. Un-gleichförmigkeitsgrad = 2 °/₀, so wird eingesetzt d₀ = 0,02 oder 1 o-g-. Im allgemeinen kann man d₀ nach Seite 251 wählen, nur bei besonderen Vorschriften ist Tab. 106 zu beachten.

Tourenschwankungen. *)

Wenn wir von Tourenschwankungen reden zweierlei ins Auge fassen :

1.    Die Tourenänderung innerhalb eines Hubintervalls bei gleichmässiger Kraftleistung der Maschine.

2.    Die Tourenschwankungen, welche eintreten, bis bei plötzlicher Leistungsänderung der Regulator die Steuerung eingestellt hat.

Betrachten wir Eincylindermaschinen mit gebräuchlichen Dampfdrücken von 5 bis 7 Atm., so muss das Schwungrad gross genug sein, um auch für die Maximalleistung einen günstigen Gleichförmigkeitsgrad zu erzielen.

Ungleichförmigkeitsgrad d₀ des Schwungrades (für alle Leistungen dasselbe Schwungradgewicht angenommen):

Kleine Leistung

müssen wir

Normal

leistung

Maximal

leistung

1,3

Verhältniszahl für Öq = z. B.

Der Ungleichförmigkeitsgrad wird also desto grösser, je mehr die Maschine belastet ist.

Bei häufig vorkommenden Belastungsänderungen sind schwere Schwungräder erforderlich, um zu grosse Tourenschwankungen zu vermeiden.

J₀ —

0,13

0,16

*) Für Tourenschwankungen bei Maschinen, welche zeitweise eine grössere Kraft abzugeben haben, als den (Jylinderabmessungen entspricht, kommt die Schwungradenergie (Seite 280) in Betracht.

In den meisten Betrieben kommt es vor, dass Arbeitsmaschinen schnell ausgerückt werden und sich der Kraftbedarf plötzlich ändert. Der Begulator soll die Steuerung auf die des geänderten Kiaft-bedarfs entsprechende Füllung einstellen. Dieses thut er aber nicht plötzlich, sondern er bedarf einiger Zeit. Je schwerer nun das Schwungrad ist, desto geringer ist die Tourenschwankung, bis zu dem Zeitpunkt, in welchem der Begulator die richtige Füllung einstellt.

Auf meine Beobachtungen bei Indikatorversuchen stützen sich die Werte der Tab. 106. Den Unempfindlichkeitsgrad f des Begulators konnte ich nicht berücksichtigen ; je mehr s sich dem Wert dQ nähert, desto bessere Besultate sind für die Tourenschwankung zu erwarten. Yergl. „Abschnitt Begulator“.

Mittelwerte für d₀ in °/₀ und Tourenschwankung r in °/₀.

Die Zeit, bis zu welcher der Begulator die Steuerung einstellt, ist in der Tourenschwankung (zweite Spalte) berücksichtigt.

Tabelle 106. (Eincylindermaschinen.)

Plötzliche Belastungsänderung

Zum Betriebe

normal

bis

normal

von :

%₀ normal. 10%

bis

% normal. 25%

normal

bis

normal

‘/a normal. 50%

bis

normal

*/i normal. 75%

bis

Vg normal. 85%

Mo i°/o

7°/o

do⁰lo\i°lo

ào°/o 7% ào°lo i°/o

3,5

Pumpen und Stampfwerken

Sagemühlen

2,5

2,2

1,5

1,3

10

Mech.

Werkstätten

(Handels

maschinen)

1,8

1,5

Mahlmühlen-

Cementfabrik.

Hobelwerke

1,3

Papier-,

Spinnerei-

Maschinen

1,1

1,6

0,7 I 3,5

Dynamo

maschinen

1,5

0,8

06    3

0,3    15

Eisen

walzwerke¹)

Für Mehrfachexpansionsmaschinen d₀ das 0,8 fache .    . (224)

Die rechts von dp stehenden Werte geben die Tourenschwankung in Prozenten an.

Wenn nichts besonderes ausgemacht oder vorgeschrieben ist, nehme man die fettgedruckten Werte von t)₀.

Elektrisches Licht verträgt eine Tourenschwankung von höchstens 4%.

1.    Beit piel zu Tab. 106. Eine E i n c y 1 in d e r maschine zum Betriebe einer Sagemühle erhält einen Ungleichförmigkeitsgrad von 2%, also <3o =0,02.

2.    Beispiel: Welchen Ungleichförmigkeitsgrad f)o erhält eine zum Dynamobetrieb dienende Kompoundmaschine (zweikurbelig), welche voraussichtlich eine Belastungsänderung von 50% bei 3% Tourenschwankung erwarten lässt?

Nach Tab. 106 und Gleich. 224 wähle man 0,8 • 0,6 "v, 0,5%, also —0,005.

Berechnung des Schwungrades.²)

Es bezeichne :

d₀ den in Rechnung zu ziehenden üngleichföimigkeitsgrad, dessen Grösse aber nur bei ganz gleichmässiger Kraftentnahme die Tourenschwankung angiebt, aber nicht bei Belastungsänderungen, n Tourenzahl pro Min ,

/Umfangsgeschwindigkeit des Bades in Mtr. pro Sek, nach Gleich. 219,

/ Koeffizient nach Tab. 107,

N Anzahl der zu übertragenden effekt. Pferdestärken, £ Kranzgewicht in kg,

£'=1,35 G Gewicht inkl. Arme und Nabe .... (225a)

so ist das Kranzgewicht (unter Berücksichtigung des Einflusses der Arme an der Schwungwirkung) für alle Maschinengattungen :

N . v _ l/2-ndo’ ⁰

Der Koeffizient /, abhängig vom Füllungsgrad resp. der Gesamtexpansion und der Massenwirkung, kann für übliche Tourenzahlen aus folgender Tabelle entnommen werden. (Für gesteigerte Leistung kann man / 25°/₀ kleiner einsetzen.)

£ = 82 i

82 / •

/²-n-£ ’

• (225)

Tabelle 109. Ueberschlagswerte für /.

Absol. Dampfdruck p —

14-5 6-7 8-9110-11 11-12 12-13

Eincylinder

Zwilling

(2 kurblig)

Tandem

(1 kurblig)

Kompound

(2 kurblig)

Dreifach-Expansion

2krbl. (Tandem)

Dreifach-Expansion

(3 kurblig)

Auspuff

Kondens.

Auspuff

Kondens.

Auspuff

Kondens.

Auspuff

Kondens.

Auspuff

Kondens.

Auspuff Kondens. !

SS I ! I !

90 ! 100 110 120

60 | 65 70 , 75

80

85    90

45    50

55

58

K) I    ^ I    I

00 I    <31 I    I

Cü tO Oi ^ I I

to CO O 05 I I

Beispiel zu Seite 248 u. 249.

Dreifach-Expansionsmaschine mit Kondens.

Dynamo für elektr. Licht mit der Maschine direkt gekuppelt. Belastungsschwankung 50%.

JV=780 effekt. PS.; p — 11 Atm. Ueberdruck. Ungleichförmigkeitsgrad (nach Tab. 106 und Gleich. 224)

0,5%, also d'o = 0,005.

= 0,8 • 0,6

a) zweikurblig (Tandem, liegend.)

nach Gleich. 219:

[Hub = 1200; n = 60; Schwungraddurchm. 5,6 Mtr.

5,5 • n . 60

60

rsj

17 Mtr. ; F² = 290 ;

i = 40 (nach Tab. 107) ergiebt nach Gleich. 225 :

ff = 82 • 40 •

780

Gesamtgewicht nach Gleich. 225 a:

290 • 60 - 0,005

~ 30800 kg.

ff' = 1,35 ■ 30 800    41 600 kg.

b) dreikurbiig (stehend).

nach Gleich. 219:

Hub = 700; n = 100 ; Schwungraddurchm. 3,6 Mtr.

3,5 - n -100

18 Mtr.; F² = 325, *‘ = 25 (nach Tab. 107) ergiebt nach Gleich. 225:

60

ff = 82 • 25 -

780

Gesamtgewicht nach Gleich. 225 a:

325.100 - 0,005

10300 kg

14 300 kg.

Ein Vergleich von a) und b) zeigt, welch’ grossen Einfluss die Umdrehungszahl auf das Schwungradgewicht hat.

Die Tourenschwankung würde bei richtig gewähltem Regulator nach Tab. 106 etwa 3% betragen bei plötzlicher Belastungsänderung von 60%.

ff' =1,35 • 10 300

Bei Bestimmung des Schwungradgewichtes kommt es aber nicht nur auf die Belastungsänderung an, sondern auch der Verwendungszweck soll berücksichtigt werden, z. B. auch, ob und auf welche Weise ein Dynamo für Lichterzeugung angekuppelt werden soll.

Je weiter derselbe von der Dampfmaschine entfernt montiert ist und je mehr Biemenübertragungen zwischen beiden liegen desto leichter kann das Schwungrad sein. Mit Benutzung nachstehender Werte des Ungleichförmigkeitsgrades wird man gut zurecht kommen. Falls betreffs elektrischen Lichtes«noch nicht, bestimmt ist, dürfte es gestattet sein, d₀ aus Spalte a zu wählen-

Es bedeutet :

a Dynamo von der Transmission aus angetrieben,

„    „ Maschinenachse m. Riemen angetrieben

„    „    „    direkt gekuppelt.

Tabelle 108.

mit elektr. Licht

Ungleichförmigkeitsgrad <y₀

zum Antrieb von

Pumpen, Stampfwerken .    ... ö₀ =

Ziegeleien, Sägemühlen *)

Mechanischen Werkstätten .

Mahlmühl., Cementfabr., Hobelwerk. „ = Papiermaschinen ....... * —

„    Bleche ....

» = 0,2 „ , = 0,3 „ » = 0,4 „

l,5°/₀    1%

00

Unter Umständen kann man aus Tab. 106 u. 108 geeignete Mittelwerte suchen.

*> Das Ein- und Ausrücken der Sägen und Gatter macht sich bei leichten Schwungrädern durch unregelmässiges elektrisches Licht bemerkbar.    ^

**) Bandeisen wird bis 50 m lang gewalzt. Die letzten Meter des durchgehenden Stückes in der Fertigstrasse geben den grössten Widerstand. Beachte auch Seite 248 Fussnote.

Berechnung des Schwungrades auf Festigkeit.*)

a) Form und Grösse des Kranzquerschnittes.

Es bezeichne (s. auch Fig. 911):

G das Kranzgewicht in kg, gerechnet nach Gl. 225,

R äusserster Radius des Rades (bei Seilscheibenradern im Teilkreis) in Mtr.,

S Schwerpunkt des Kranzprofiles,

7,3 kg pro Liter (ebdem) Gusseisen.

F Querschnitt des Kranzprofiles in qdcm, y spez. Gewicht

Die Hauptquerschnittsformen treten auf bei : Massenschwungrad, Riemenscheibenschwungrad und Seilscheibenschwungrad. r Schwerpunktradius des Kranzprofiles in Mtr.

Man kann vorläufig als Annäherungswert setzen:

„ Seilscheiben

Das Kranzgewicht ist dann, wenn r in dem    eingesetzt wird;

G — 2 • r- n F-y

ais vorläufiger KranzquerschniLt

G = 7,3- n -2 r- F = 4G • r - F . (229)

woraus

46 - r

in qdcm

(230)

r nach Gleich. 226—228, da vorläufig nur R bekannt.

Bei Massenschwungrädern setzt man vorläufig Ringhöhe = 1,2 Ringbreite.

Ein dem Inhalt der Fläche F und den gegebenen Anforderungen entsprechendes Kranzprofil ist aufzuzeichnen und alsdann der genaue Schwerpunktradius r zu bestimmen, wobei die Fläche zu korrigieren ist, wenn der nachträglich errechnete Schwerpunkt) adius von der ersten Annahme abweicht.

Der Schwerpunktabstand x₀ von der Aussenkante ist :

,    2 f ■ x

r~ i

mm

Xo

TT

2f '

• (281)

ü

r mm

____1

2 bezeichnet Summa,

2f Summa aller Querschnittsflächen, also

+ 4 + 4 + • • •

2 f ■ x Summa der Produkte

Cs*

__L

Fig. 91i.

der einzelnen Querschnittsformen mal dem jeweiligen zugehörigen Schwerpunktabstand x, also :

fl ' Xl + f2 X2 + 4 * *3 + •

V Um bei Berechnung der Kranzverbindungen die sonst üblichen zulässigen Beanspruchungen (s. Seite 54, Tab. 41 j benutzen zu können und dabei doch den Ausführungen der Praxis Rechnung zu tragen, wählen einige Konstrukteure nicht die Normaltourenzahl, sondern legen etwas (z. B. lü bis 15%) höhere Tourenzahl zu Grunde, das macht aber die Rechnung umständlicher. Ich habe alles auf die Normaltourenzahl n bezogen und die zulässige Beanspruchung einfach niedriger gesetzt als die in Tab. 41.

nur

b) Centrifugalkraft und Zugspannung im Radkranz.

Die Centrifugalkraft des Kranzes wird durch die Schwungwirkung der Radarme etwa 10 °/₀ vergrössert und setze man deshalb für die Festigkeitsberechnung als wirksame Schwungmasse 1,1 G ein.

Es bezeichne noch (s. auch Flg. 912) :

r-n-n

30    <²³²)

V Umfangsgeschw. im Schwerpunktskreis =

»C

S‘ Schwerpunkt einer Eadh älft e ,

Umfangsgeschw. des Schwerpunktes S',

Fig. 912.

e Entfernung des Schwerpunktes S‘ von Mitte Rad, a die Zugbeanspruchung im Kranz in kg pro qem.

Die Centrifugalkraft will das Rad in zwei gegenüberliegenden Kranzquerschnitten zerreissen und zwar kommt das halbe

Wir erhalten demnach als

(I)

in Betracht.

Kranzgewicht Centrifugalkraft einer Radhälfte :

ferner ist :

G 1

■’UT

® -'S.

2- r

und die Centrifugalkraft bezogen auf r und V G 2 • F²

G F²

2 g Te r

= 0,036 ---

r

.    .    (233)

G V²

Da zwei Radkranzquerschnitte (F) in Rechnung kommen, ergiebt sich :

2 Fa

G — 2 ■ r- n F ■ y

ferner ist

und hieraus die Zugspannung im Radkranz bezogen auf Mtr. :

oder

G = 1,1

= 1,1*

7300 • I/²

9,81

1,1-740-F²

. (234)

G = 0,082 • V² kg pro qcm ; V in Mtr.

Der Wert a — 0,082 V² enthält wohl den Einfluss der Armgewichte auf die Centrifugalkraft, aber nicht den Einfluss der Arme auf die Spannung im Radkranze.

Unter

Einwirkung der Arme entstehen im Kranze, der sonst wie ein Kohrstück mit innerem Ueberdruck zu berechnen wäre, Biegungsbeanspruchungen. Die Grösse dieser Spannung hängt ab von der Querschnittsform des Kranzes, der Stärke, Länge

und Anzahl der Kadarme u. s. w.jjy Der Wert der Gleich. 234 er-h höht sich deshalb auf die in Tab. 109 angegebenen Annäherungswerte.

,u b r—»i rb~"l

--»

WZ

Fig. 913.

Fig. 914.

Tab. 109. Annäherungswerte für die Spannung im Radkranz. ³)

Massenschwung-

Kiemen- Kiemen- und Seilscheiben- Iräder Fig. 914 direkt scheiben Schwungräder Fig. 913 gekuppelt für Walzwerke,Dynamos etc.

©

CO

o

CO

•<1

a = 0,2 ^² 0,17/² 0,15 F0,13 /² 0,12 P² 0,11 /² 0,10/²0,09 F0,082V

Man würde also bei Berechnung einer, zwischen 2 Armen liegenden, Kranzverbindung zu setzen haben als Annäherungswert nach Tab. 109 :

a = 0,09 V³ ■ (235)

für Massenschwungräder „ Riemen-u. Seilscheibenschwungräder <7 = 0,12 i'² . (236)

\\

ff

demnach erhalten wir nach Gleich. 235 u. 236:

Tab. 110. Werte von o.

If = 10 20 30 40 50 60    80    100 Mtr.

' Riemen-

Schwungrad a = 12    48 108 192 300 430 770 1200 kgproqcm

Massen-

Schwungrad a =    9

36 81    144 225 325 575 900

Als zulässig bei dieser Rechnungsweise Gleich. 235 u. 236 mag gelten: für Gusseisen:

. .    (237)

G ~ 200 kg pro qcm .    .

(Wir sehen aus Tab 110, dass bei 40 Mtr. Umfangsgeschwindigkeit bei Riemscheibenschwungrädern die zulässige Spannung erreicht wird, bei 80 Mtr. die Elasticitätsgrenze und bei 100 Mtr. die Bruchgrenze.)

In den Grenzen gebräuchlicher Geschwindigkeiten (V = 10 bis 40 Mtr ) bietet also der volle Kranzquerschnitt stets genügende Sicherheit.

Finden dagegen Unterbrechungen im Kranzquerschnitt statt (z. B. Fig. 933—936), so erhöht sich a im Verhältnis des Kranz-Querschnittes zum kleineren Querschnitt.

c) Die Kranzverbindung.

Die hauptsächlich vorkommenden Teilungsarten derSchwung-räder sind in Fiq. 916—918 gezeigt.

-i

Uii

",

Fig. 915. Ungeteilt.

Fig. 916. Zwischen den Armen geteilt.

•i-

*;o

ff

'y'jrr.

\\

Fig. 917. In den Armen geteilt. Fig. 918. Mehrteilig, m. schmiedeeis. Arme*

Die vorteilhafteste Teilungsart ist diejenige in der Ebene der Arme (Fig. 917), bei dieser treten in der Kranzverbindung reine Zugbeanspruchungen auf, da die Biegungsspannungen den Armen aufgefangen werden, mithin C nacb Gleich 233 für die Festigkeitsrechnung massgebend.

nur

von

Nach Ansicht mancher Konstrukteure können aber bei Ausführung des Bades nach Fig. 917 ungünstige Gussspannungen auf-treten, wenn die Badhälften einzeln gegossen werden.

Für die zur Zeit noch am häufigsten vorkommende Badteilung mit der Stossstelle zwischen 2 Armen wird man der hinzukommenden Biegungsspannung für die Kranzverbindung genügend Bechnung tragen, wenn man die Werte a aus Tab. 110 einsetzt und er

hält dann als in Bechnung zu ziehende Zugkraft einer Kranzverbindung :

(238)

P — G'F in kg .    .    .

F. Querschnitt im vollen Badkranz in qcm.

Bezeichnet noch q die Summe der in Betracht kommenden Querschnitte von Schrauben, Schrumpfringen und Keilen, so wird;

. . (239)

— kg pro qcm .    .

Zur Kranzverbindung kommen hauptsächlich folgende Verbindungselemente in Betracht:

1. Schrauben. Für Biemscheibenschwungräder und Seilscheiben werden meistens Schrauben verwandt. (Bei gesprengten Bädern werden die Schraubenlöcher eingegossen.)

Für die Belastung der Schrauben nehme man folgende Werte:

Tab. 111. Zulässige Belastung der Schrauben.

Durchm. der Schraube

7s 1 lVs 1V₄ l³/s IV. l⁵/s l³/₄ 17s 2" engl.

Belastung P =

850 1150 1500 2000 2500 3200 3800 4500 5300 6200 kg,

entsprechend k =

4    4,1    4,2    ,, pro qmm,

3,2 3,3    3,4    3:5    3,7    3;8    3,9

wenn feines Gewinde

7 Gänge,

wobei der zusätzlichen Beanspruchung durch das Verwürgen beim scharfen Anziehen Bechnung getragen ist. Vorteilhaft ist hier feines Gewinde zu nehmen.

12 10    10    10    8    8    8    8    7

2.    Keilbolzen, rund, besser rechteckig, weil bequemes Ausarbeiten des Keilloches.

Fig. 919—921.

Fig. 922-923.

Auftrieb des Kernes beim

3.    Keilplatten für Massenschwungräder (s. auch S. 286, Fig. 1005), bequem bei der Montage, werden von der Innenseite eingeschoben. Nicht immer zu empfehlen, 1. weil teuer, 2. wegen Giessen (Fortschwimmen).

Der runde Keilbolzen ist trotz seines häufigen Vorkommens nicht so praktisch als der rechteckige, weil das Einschlagen des Keilloches in den Bolzen beim Schmieden denselben leicht unrund macht. Andererseits ist ein eventuelles Ausbohren bei verschobenem (rundem) Kern mittelst Bohroder Fräsmaschine wiederum leicht ermöglicht. Besser ist, wie gesagt, der rechteckige Querschnitt, weil sich die Keillöcher im Bolzen besser bearbeiten lassen.

Um den Kranz in seiner Lage genau fixieren zu können, werden Prisonsstifte oder dergl. angewandt, man kann auch den Keilbolzen an der Stossstelle in den beiden Schwungrad-

\XV>

i—1-14 m

SD.

tiTirTri-t -

Fig.7924—926.

Die

17

hälften je 10—30 'mm ringsum anliegen lassen (Fig. 924 bis 926), im übrigen aber ca. 8—10 mm allseitig Luft zu geben (durch passende Gestaltung des eingelegten Kernes). Passstelle, die ohne Zugabe für Bearbeitung gegossen wird, ist mit Meissei und Feile leicht etwas nachzuarbeiten, und es kann das Bolzenloch nach dem Hobeln der Stossstellen bequem und genau angerissen werden. Schwere Räder mit Spreng-fläche zu giessen empfiehlt sich nebenbei gesagt nicht bell ae der, Dampfmaschinen,

sonders, weil die Bruchflächen gar zu leicht beim Transport oder bei der Montage beschädigt werden, Hobeln ist da immer vorzuziehen. Dem Keil selber ist an den seitlichen Flächen je 2 — 3 mm Luft zu lassen, um unnötige Passarbeit zu vermeiden.

WWN:

snr

Fig. 927.

4. Schrumpfklammern sind auch sehr beliebt, weil das genaue An. liegen der Schrumpfringe viel Passarbeit macht. Gute Hohlkehle im Ansatz nicht vergessen ! Die aufliegenden Flächen sind hier leicht nachzuarbeiten (müssen beim Einpassen gerade Schnäbeln). Zur vorläufigen Verbindung beim Drehen, Abfallstreifen aus Kesselblech verwenden, das beim Lösen der Verbindung durch Hämmern gestreckt wird.

Vorder schwalben schwanzförmigen Verbindung Fig. 928 sei ausdrücklich gewarnt, da sie das Bestreben hat, sich leicht

herauszuziehen und infolge der

—.__]____keilartigen Wirkung die Lai-

— ------- '*■ bungsflächen nach innen zu weg

Fig. 928.

drückt. (Vergl. Z. d. V. d. Ing. 1898, Seite 357.)

5. Schrumpfringe mit dazu gehörigem hornartigen Ansatz am Bade sind nur zuverlässig, wenn sie zu beiden Seiten des

Kranzes im Schwerpunktskreis des Profiles angebracht werden, oder aufder Innenseite und auf der Aus-senseite des Kranzes also nicht nur auf der

&//////////,

1!

l "II j

Wxww w

Fig. 929-930.

ff

Innenseite. Das Wegfliegen auf der Aussenseite, durch irgend welches Kecken entstanden, kann verhütet werden durch

trapezartigen Querschnitt. Die Oeffnung

j*---l+5-8mm —

Fig. 931.

für das Einbringen nicht viel grösser als der grösste Umfang

(Fig. 931). Nach Er-und

kalten werden die Fugen mit Weissmetall ausgegossen verstemmt und der King ausserdem durch ein paar

Schrauben

verbohrt,

Das Horn für die Schrumpfringe wird auf Abscheren beansprucht.

j/i)

Man kann die in Fig. 932 schraffierte Fläche 4 mal Schrumpfringquerschnitt nehmen. Dann ist bei quadratischem Querschnitt :

p-    ---

Fig. 932. Horn

[a-a + ^-a² = 4-2-s2 ,1,4 avm= 8>²

— • s~ 2,5-s . .

1,4

. . (240)

Gebräuchliche Kranzverbindungen.

Die Verbindung des Kranzes geschieht meistens durch Schrauben und Keile oder nur durch Schrauben. Bei hoher Umfangsgeschwindigkeit giebt man Schrumpfringen den Vorzug. Gebräuchliche Ausführungsform für Schrauben und Keile siehe Fig. 937—938, für Schrauben und Schrumpfringe s. Fig. 933—936.

iE

Fig. 933-934.

-Eh

+-

Fig. 935 - 936.

Andere Ausführungen s. Seite 285 u.f. Bei hohem Kranzprofil und grosser Umfangsgeschwindigkeit ist Fig. 933 ungeeignet, da die Schrauben und Sehrumpfringo zu weit vom Schwerpunktkreis des Kranzes entfernt liegen.

17*

Berechnung*) der Kranzverbindung mit Schrauben und Keiiboizen.

Normalien hierzu Seite 284.

Bezeichnet (s. auch Fig. 937—938)

P die Belastung der Verbindung nach Gleich. 238 in kg, s Kerndurchmesser der Verbindungsschrauben in cm,

a X b Querschnitt des Keilbolzens in qcm, h X e

„ Keiles

;_-CD j

fMF*™

sSSF

*< s “

J",

t4§I;

K- i

Fig. 937—938. Verbindung mit Schrauben und Keilbolzen.

dann ist;

Querschnitt der Schrauben f — 2- — s²

r Keilplatte f " ==    —e)-a

demnach Zugbeanspruchung :

kz

(241)

r + fu

zulässig für Schmiedeeisen k = 200 — 300 — 400 kg .    .    . (242)

Die Keilverbindung ist dann zu berechnen mit:

/>' =

■ f“

r + f"

Keile werden auf Biegung berechnet, also: Biegungsmoment (nach Bach):

(243)

•(!+ )

tOl K|

(244)

Widerstandsmoment W —

e-b²

.    . (245)

(246)

demnach lcb =    ....

* zulässig, bester weicher Stahl = 600 — 800 kg .    .    . (247)

Flächendruck des Keiles auf die Grusseisenfläche des Bades:

; f = 2-z-e .    .

zulässig k = 400 — 600 kg .    .

.    . (248)

.    . (249)

*) s. auch Seite 252, Fussnote.

Ausscheren des Keilbolzens an seinen Enden (2 Flächen) :

f — 2-a-m

(250a)

P‘

— ; zulässig k 250 — 300 kg .    . (250)

demnach ks =

d) Arme.

Der. Querschnitt der Arme ist in den meisten Fällen oval massiv (Fig. 942) oder ringförmig hohl (Fig. 943), häufig auch h Form (Fig.940).

Fig. 939.

Fig. 940.

Bei schnelllanfenden Rädern macht man den Querschnitt auch oval spitz (Fig. 939), um den Luftwirbel zu verringern. Ganz grosse Schwungräder z. B. für Walzenzugmaschinen erhalten schmiedeeiserne Arme von rechteckigem Querschnitt, vergl. Fig. 974 bis 977 Seite 271.

1. Beanspruchung auf Zug am Kranz. Die Centrifugalkraft eines Bingsegmentes rechnet sich zu:

Fig. 942.

pH

ca n

1/2

. . (251) r

*T

i,R

worin bedeutet : z Anzahl der Arme, r-n-n

30

Umfangsgeschwindigkeit

i'

im Schwerpunktradius r in Mtr. (Schwerpunktradius des Ring-segmentes annähernd gleich dem

__ t

tüvf

ćt:

Fig. 943.

Fig. 941.

Schwerpunktradius des Kranzprofiles angenommen.)

Im ungünstigsten Falle, wenn der Arm in seiner untersten Lage steht, kommt zu C‘ noch die Hälfte des Kranzgewichtes,

also :

p=c'+\

(252)

wobei die Festigkeit des Kranzes ausser acht gelassen ist.

Querschnitt des Armes am Kranz: für massive ovale Arme (Fig. 942) f —

„ hohle ringförmige „ mithin Beanspruchung (Zug):

(Fig. 943) f =

b j ...    . (2531

(    — c²) .    .    . (254)

kz-L. fssL.....

** ~ f’ k

zulässig (Zug) ks = 120 — 150 kg .    .

. . (255) .    . (256)

¹

Schwungräder für Maschinen, welche vorübergehend grössere Leistung (als den Cylinderabmessungen entsprechend) zu entwickeln haben, wie z. B. zum Antrieb von Walzwerken, Stanzen, Kreissägen u. dergl., sollten nicht nur nach J , sondern nach q S. 280, G-leich. 280 b berechnet werden.

²

Betreffs der S c h w u n g r a d b e r e c h n u n g für Mehrcylinder² maschinen sowie graphische Ermittelung des Gewichtes für alle Maschinengattungen (mit Berücksichtigung von plötzlichen Belastungsänderungen) beachte Seite 235 u. f.

³

Genau lassen sich diese Werte ermitteln nach dem Goebel’schen Aufsatz Z. d. V. d. Ing., 1898, Seite 851. Die in Tab. 109 angegebenen Werte gelten nur für gleiobmässige Drehung. Kommen hierzu Verzögerungen durch plötzliche Vergrösserung der Kraftentnahme [also schnelles Heruntergehen des Regulators], so treten Stosswirkungen auf. Die Grösse der Verzögerung lässt sich aber vorher kaum bestimmen. Ist die Kranzverbindung [Laschen, Schrumpfringe, Sehrauhen u. s. w.] verhältnismässig weit von dem Schwerpunktkreis des Kranzes entfernt, so erzeugen die erwähnten Stösse unter Umständen bedeutende Biegungsspannungen, welche man nach dem oben bezeichneten Goebel’schen Aufsatz bestimmen muss-

2. Beanspruchung auf Zug und Biegung an der Nabe.

Es bezeichne :

N effektive Leistung der Maschine in Pferdestärken, R Badius des Badumfanges in Mtr.,|

P die Umfangskraft bei normaler Leistung, n Tourenzahl pro Min., so ist bekanntlich:

„716,2-N

R-n

Beim Berechnen des vom Schwungrad zu übei tragenden Maximalmomentes setze man für/'das Doppelte des aus Gleich. 257 ermittelten Wertes ein, also:

(257)

Biegungsmoment für einen Arm an der Nabe:

2 P

(258)

worin :

z Anzahl der Arme,

l die Entfernung vom Umfang des Bades bis zur Badnabe ist, (s. Fig. 941) in cm ;

Widerstandsmoment :

für massive ovale Arme (Fig. 942) W — 0,1 ab². .    . . (259)

f j 4 _

„ hohle ringförmige „ (Fig. 943) W = 0,1 ——— demnach Beanspruchung auf Biegung:

. . (260)

kf> w......

Hierzu kommt noch Beanspruchung auf Zug:

. (261)

ks =

(262)

C nach Gleich. 251, F Armquerschnitt an der Nabe in qcm, folglich ergiebt sich eine Gesamtbeanspruchung von

M ,

W ^ f.....’

k= 125 — 130 kg )

„ Schmiedeeisen £ = 250— 400 „    /

zulässig für Gusseisen

Tc =

. . (263)

. . (264)

e) Verbindung an der Nabe.

Zur Verbindung der Schwungradnabe verwendet man ebenfalls Schrauben und Schrumpfringe. Beim Konstruieren der Nabe achte man auf gute Materialverteilung. Fig. 944—950 zeigen die am häufigsten vorkommenden Nabenverbindungen.

Fig. 944—948. Schwungradnaben.

Zur Vermeidung von zu grossen Materialansammlungen ist bei Rädern von 3,5 Mtr. Durchm. und darüber die Nabe Fig. 950 zu empfehlen.

Andere Ausführungen von Radnaben zeigen Fig. 1007 bis 1009, Seite 286 bis 287.

Nach Gleich. 233, Seite 253, ist die Centrifugalkraft einer Radhälfte:

. . (265)av

GV²

C = 0,036--

r

Gesamtquerschnitt der Schrauben und Schrumpfringe :

f — 4- s² -f- i-a-b worin s Kerndurchmesser der Schrauben.

Tu

. (266)

Hi,¹*

Für die Zugspannung ergiebt sich:

km = y •    •    •    • (267)

zulässig für Schmiedeeisen kz = 200 — 350 kg

Fig. 950.

(268)

Schwungrad-Explosionen.

Bei den üblichen Umfangsgeschwindigkeiten von V= 15 bis höchstens 40 Mtr. ist in mangelhafter absoluter Kranzfestigkeit nicht die Ursache für die immer wieder vorkommenden Unfälle zu suchen. Der Grund hierfür liegt fast immer in der

f) Fliehkraft der Stossverbindung.

Während bei Massenschwungrädern mit Keilbolzen, Schrumpfringen oder klammerartigen Verbindungsstücken, solche wenig oder gar nicht in Frage kommt bezw. ein Durchbiegen des Kranzes, der starken Querschnitte wegen nicht zu befürchten ist, so sind andererseits Riemscheibenschwungräder und Seilscheibenräder mit schwachem Kranzprofil durch die Fliehkraft der Stossverbindung und des Kranzstückes an den Teilstellen ganz

ungemein gefährdet, und sind diese Bäder bei grossen Umfangsgeschwindigkeiten unbedingt in den Armen zu teilen.

Es sei :

Gn

G‘ Gewicht des Kranzstückes von der Länge a der Querrippe nebst Schrauben.

Die Centrifugalkräfte :

G‘ Vi

C‘ =

und C“ =

i9

■r

.    • J269;

erzeugen Biegungsspannungen im Querschnitt c c. Hierzu kommt das biegende Moment P-x durch die Schrauben etc. Die Kraft P

C"

I»

-o*

v/Æw,

r~a -

//

P-

T*

Fig. 951-953.

ist gleich der halben Centrifugalkraft einer Badhälfte, also nach Tabelle 109 und Gleich. 238 einzusetzen, da auf die Nabenverbindung hierbei kaum gerechnet werden kann. Als Gesamtmoment ergiebt sich dann:

. . (270)

M = C‘-V -f C“‘lu + P-x . .

Weiter entfällt für den Querschnitt c c noch die Beanspruchung des Querschnittes f=b-h auf Zug nach Gleich. 234.

Als Beispiel möge hier das explodierte Biemscheiben-schwungrad einer Kraftcentrale dienen, s. Z. d. V. d. Ing. 1900 Seite 605.

Beispiel: Hier ist:

.....84 „

zusammen 366 kg

Gewicht des 1 Mtr. langen Teiles des Sehwungradkranzes .... 282 kg „ der Verbindung nebst Schrauben

Für einen mittleren Schwerpunktradius von 1,5 Mtr. und 150 Min. Umdrehungen wird nach Gleich. 232, Seite 253:

1,5 « 7T • 150

30

= 23,5 Mtr. pro Sek.

U---— 650 -|----»I

C f ~~ “150---/

— 1000-----i---—i ;

-    ■■ -J'f'-tso JJ

-i

\v

-H

Yr

Fig. 954—955, explodiertes Schwungrad.

nach Gleich. 269:

C'=9lïï

141    23,5³

1,5

= 5200 kg

42    23,5³

= 1550 kg.

Nach Gleich. 233 erhalten wir, wenn wir für G den Wert aus Tab. 109 Seite 254, für ^ = 30 und F — 367 qcm einsetzen :

P = 0,13 • 23,5³ • 367 ^ 26500 kg.

Als Gesamtmoment ergiebt sich nach Gieich. 270, Seite 264:

M = 5200.25 + 1550.45 + 26 500.2.5 = 266000 kgcm.

Die Beanspruchung am Arm wird dann :

266 000

"M²

C“ 9,81    1,5

kb = W

= 810 kg,

65

“6”

hierzu noch die theoretische Zugspannung nach Gleich. 234:

ks = 0,082.23,52 = 46 kg

demnach Gesamtbeanspruchung:

k = 810 + 46 = 856 kg.

Nehmen wir an, dass Gusseisen hei 1200 kg Beanspruchung bedurfte es nur einer Tourenzahlsteigerung von einen Bruch des Kranzes herbeizuführen (weil

zerreisst, so 150 auf 175, um die Beanspruchung mit dem Quadrat der Tourenzahl wächst).

Die Ursache der Explosion ist daher haften und doch häufig ausgeführten Kranzverbindung zu

nur in der fehler-

suchen.

Ein zweites gleich konstruiertes Rad wurde nachträglich durch Zugstange, die in der Mitte durch Mutter mit Rech - und Linksgewinde werden konnte, in der

stramm angezogen

Weise gesichert, dass die Stossverbindung oU Kranz stramm mit der Nabe verspannt wurde. Hiermit kann bei Betriebszustand +7+ der Fliehkraft wirksam begegnet werden, ndessen ist im Ruhezustände eine gefährliche Biegungsspannung nach innen zu

vorhanden, deren Grössenbestimmung höchst

unsicher ist. Man vermeide also besser derartige Konstruktionen, wo

am

Fig. 956.

man dem Zufall und der Geschicklichkeit des Monteurs völlig preisgegeben ist.

Das zerrissene Rad zeigte weiter eine fehlerhafte Ausführung der Stossfläche, wo nur eine 17 mm breite Sprengfläche am Aussenumfang vorhanden war, und bei a Fig. 957 eine 5 mm breite fuge. Besser ist jedenfalls zwei Sprengflächen, aussen und innen (Fig. 958) oder geteilt giessen und vor dem Drehen hobeln. Sprengflächen werden namentlich bei schweren Rädern gar zu leicht beim Transport oder Montage beschädigt. Schrauben und Schrumpfrirge müssen unter allen [’m ständen so knapp wie irgend ausführbar dem Schwerpunkt nahe gebracht werden, um jeden mm Hebelarm für das biegende Moment durch die Kniehebelwirkung zu sparen. Muttern in der Schlüsselweite besonders knapp und feines Gewinde.

Bessere Konstruktion zeigt Fig. 960: Rippe hoch um den Hebelarm der Schraube günstig zu bekommén. Einziehen des Querschnittes kann ohne Bedenken erfolgen, weil die Kranzfestigkeit an sich immer noch in zulässigen Grenzen bleibt. Gute Quer-schnittsverteilung an streb en kräftig um das Widerstandsmoment thunlichst gross zu bekommen. Beste Ausführung bei grosser Umfangsgeschwindigkeit bleibt aber immer Verlegung der Stosstelle nach den Armen.

Fig. 957, (falsch).

Fig. 958.

Fig. 959, (fälsch).

wC

Fig. 960, (besser).

C. a

Fig 961.

(271)

Wulst

Beispiel zu Seite 252 und 260.

Beispiel : DieEincylindermaschine (zum Betrieb eines Dynamos von n — 75 Umdrehungen pro Min., Dampfdruck 8 Atm., Normalleistung 160 effekt. PS.

Durchm., 550 mm Breite und 8750 kg*) Gesamtgewicht erhalten.

Wir bestimmen zuerst nach Gleich. 225a Kranzgewicht

soll ein Riemenscheiben-Sohwungrad von 4900 mm

8750

G = VA 6500 kg.

1,35

*) Besteller von Maschinen schreiben häufig extra schwere Schwungräder vor, um auch später, wenn durch Vergrösserung des Betriebes eine Ueberlastung der Maschine stattfindet, noch geringe Tourenschwankung zu haben.

Zur vorläufigen Ermittlung von Querschnitt F setzen wir nach Gleich. 227, Seite 252:

r = 0,97 • 2,45 ~ 2,38 Mtr.

und erhalten nach Gleich. 230:

6500

595

46.23,8

, 5,95 qdem = 595 qcm, Kranzhöhe =    -x, 10,5 cm.

Ein diesem Kranzquerschnitt entspr. Kranzprofil (s. auch Seite 252) wird aufgezeichnet (Fig. 962) und dann die Schwerpunktlagen der einzelnen Flächen ermittelt zur Bestimmung von x₀ nach Gleich. 231, Seite 252.

/i = 56.2,5 = 138 qcm ft = 47 • 8    =376    „

f₃ = 65 .12,5= 81_„

F =    = 595 qcm

1125

80

= 138 • 1,25 = 172 cm3 = 376 . 6,5 = 2440 „ =    81 • 16,75 = 1360 „

2f'X = 3972 cm’

h- -

--1

_3

-470

125

"65^

Fig. 962.

hieraus ergiebt sich nach Gleich. 231:

r = 2460 — 67 = 2383 mm,

3972

*°= 595 ~⁶’7 Cmî

erner nach Gleich. 229:

G = 47,66 • 3,14.5,95 • 7,3 = 6500 kg.

Die Schwerpunktsgeschwindigkeit ergiebt sich nach Gleich. 2c2: V =    ⁷⁵ ~ 18,9 Mtr.

Das ergiebt nach Gleich. 236 u. 238 pro Verbindung?

P = 0,12 18,9³ • 695 = 25 500 kg.

a) Kranzverbindung.

Betr. Wahl einer geeigneten Kranzverbindung ermittelt man;

0,12 V³ • F = 0,12 • 18,9² • 595 ~ 25 500,

und wählen nach Tab. 116, Seite 284, die Kranzverbindung Ko. 6, die entspr. Maasse sind in Fig. 963—964 eingetragen.

Wir erhalten nach Fig. 968—964:

Schraubenquerschnitt /* = 2 . ^4,9a = 37,4 qcm.

Keilbolzenqnerschnitt f“ =(12,5 — 3,5). 5 = 45,0    „

f‘ + f" =82,4 qcm

6 =⁵²'⁵-

= 535 kg pro qcm.

G usseisenfläche rach Gleich. 248:

f = (16—5) • 3,5 =38,5 qcm, demnach Flächendruck nach Gleich. 248:

,    14 000    „„„ ,

« ⁼ "38 5 — ³⁸⁶ Pro <3cm.

Es ergiebfc sich demnach nach Gleich. 241, Seite 260:

26 600

f‘+r ~ 82,4

ks=

= 310 kg

4900

-J”

"»75V"iM5

Fig. 963-934.

Die Keilverbindung ist dann zu berechnen nach Gleich. 243 mit P' =

25 500

82,4

• 45 =14 000 kg.

Biegungsmomei.t des Keiles nach Gleich. 244;

14 000    ,

—-— . 4 = 28 000 kgcm.

Widerstandsmoment nach Gleich. 245:

3,5.9,53

demnach (Biegung) rach Gleich. 246:

2SOCO 52,5

K e il pl a 11 e:

Auf Ausscheren beanspruchte Endfläche nach Gleich. 250a:

f= 2 .7,6-5 =75 qcm. Scherbeanspruchung nach Gleich. 250:

,    14000

Ks =    = 187kg pro qcm.

b) Arme.

1. Zug am Kranz.

Die Centrifugalkraft eines ßing= segmentes wird nach Gleich. 251 Seite 261. 6500    18,93    ,

8-9,81    -p83 = 121500 Lg:-

1-160-

C‘ =

24 50Nhv -J

f89ü

- 100 r

Beanspruchung nach Gleich. 252:

P = 12 500 -j- 3250 = 15 750 kg. Querschnitt des Armes am Kranz nach Gleich. 254:

- ■ 2030 >

(•140-*^

200 -1

Fig. 965-967.

f =j- • (163-103) = 122 qcm

mithin Zugbeanspruchung nachGlch/<55: ,    15 750    „„„

kz ⁼"12F⁼¹³° kg-

2. Zug und Biegung an der Nabe. Umfangskraft nach Gleich. 257:

= 625 kg.

P=

716,2 ■ 160 2,45 • 75

Biegungsmoment nach Gleich. 258;

M=

2 • 625

• 203 = 31600 kgcm.

Widerstandsmoment nach Gleich. 260:

ir-= ⁶⁰⁸’

W= 0,1 •

20⁴—14⁴

folglich Biegungsbeanspruchung nach Gleich 261 :

31600

608

= 52 kg.

Hierzu kommt noch die Zugspannung: Querschnitt des Armes an der Nabe ;

f‘ =

~ ■ (203—143) = 160 qcm, 4

folglich nach Gleich. 262 Zugbeanspruchung:

12 500

160

78 kg.

ergiebt eine Gesamtbeanspruchung nach Gleich. 263:

7c = 52 + 78= 130 kg.

c) Nabe.

Centrifugalkraft einer ganzen Rad-hälfte nach Gleich. 265 :

40 L

40

•i r*

(7=0,036 .

6500 • 18,93

2,383

= 35 200 kg.

oo

Querschnitt der Schrauben und Schrumpfringe nach Gleich. 266:

SS

/•= 4    43 + 4 .43= 50 + 64 = 114 qcm.'

demnach Zugbeanspruchung nach Gleich. 267:

- f-

k—r ³⁵⁰ —

35 200

-*•1 ^

ThT “ ³¹⁰ kg-

oo

Fig. 968.

Manche Konstrukteure berechnen die Keile und Schrauben der Kranzverbindung einzeln mit der ganzen Zugkraft P, erhalten dann aber dementsprechend höhere Beanspruchungen.

Es ist zu empfehlen, bei Gelegenheiten die Kranzverbindung ausgeführter Schwungräder auszumessen, damit man die Rechnungsergebnisse mit den praktischen Ausführungen vergleichen kann. Fig. 970—973 zeigt z. B. die Aufnahme eines Rades für eine Kompoundmaschine zum Antrieb zweier Dynamos.

ff

.+■

Äbii

mn

b*

- -L&

4-

jjo-

jl

Fig. 970-973.

Schwungrad, 4500 mm Durchm. für 2 Riemer, gehörend zu einer Kom poundmaschine d — 'i50, _D = 525, H= 700, n= 90, zum Antrieb zweier

Dynamos.

Es ergiebt sich :

Kranzquerschnitt F-~^60 • 5= 300 qcm, Schwerpunktradius r r^j 2,225 Mtr., demnach nach Gleich. 232, Seite 253:

2,225 • n • 90

= 21 Mtr.,

30"

Umfangsgeschwindigkeit V—

nach Gleich. 238 erhalten wir (wenn wir für ff den Wert aus Tab. 109

für —=45 und F =300 qom einsetzen) :

h

P=0,16 • 21» • 300 = 21200 kg.

Kernquerschnitt der Schrauben und Schrumpfringe:

2 • -'^-2,95* +4 • (3,5 • 4,5)= 13,6 + 63= 76,5 qcm

demnach Beanspruchung auf Zug nach Gleich. 239 :

275 kg pro qcm.

21200 76,5

Grosse schwere Schwungräder.

Bei grossen Schwungrädern wird der Kranz aus mehreren, z. B. 4 Teilen, zusammengesetzt. Die Arme werden einzeln angefertigt und dann mit der Rosette und den Kreuzsegmenten verbunden. Arme aus Gusseisen, häufiger aus Schmiedeeisen.

Flg. 974—977 zeigt ein ausgeführtes Schwungrad für eine Walzenzugmaschine:

Cyl.-Darchm. 700, mm Hub 1100 mm, n=80 Touren, Dampfdruck p — 5,5 Atm. Ueberdr. Schwungraddurchmesser = 6300 mm, effektive Leistung 400 PS.,    nach Gleich.250a Schwungradenergie pro Pferde

kraft q = 1400,

jł- JJû- -y,

' U.

- 330----w

§ ‘"f

■e

T- i

fi

tp⁻

|T

-e

'Ą

1#

e-

U£

Æa;/i

El

.1

Pl

VT

)™s

-ts

1/

lk

,|lh

VA ^1||

aSf

i,

Fig. 977. Nabe.

Fig. 974—970.

Ausgefiihrtes Schwungrad. Duisb. Masch.-A.*G

I. Berechnung der schmiedeeisernen Arme:

Kranzquerschnitt 2^=36,5 • 33=1200 qcm, Schwerpunktradius r = 2,968 Mtr., demnach nach Gleich. 229, Seite 252:

(7 =46 ■ 29,68 ■ 12 = 16400 kg,

erner nach Gleich. 232:

2,968 • tc • 80

= 24,8 Mtr. pro Sek.

Centrifugalkraft eines Kranzsogmentes nach Gleich. 251 : 16 400    24,8*

°    8 • 9,81 ' 2,968

Querschnitt der Arme an der Nabe:

30

co 43 000 kg.

f =22 • 4,5 • 2 = 198 qcm,

emnach : Zugbeanspruchung nach Gleich. 262, Seite 262:

43 000

198

217 kg.

Hierzu Biegungsbeanspruchung, nach Gleich. 257 wird :

716,2 • 500 3,150 • 80

Biegungsmoment nach Gleich. 258: 2 • 1420

1420 kg.

• 210 = 74 500 kg pro qcm.

Widerstandsmoment :

4.5 • 22»

W= 2 •

720,

demnach Beanspruchung auf Biegung nach Gleich. 261 :

74 500

100 kg.

Als Gesamtbeanspruchung ergiebt sich:

£ = 217+100=317 kg Das wäre nach Gleich. 264 zulässig.

720

. fa)

2. Schrauben zur Verbindung der Arme am Kranz. Zugkraft eines Ringsegmentes oben ermittelt zu :

P = 43 000 kg.

Aut Abscheren beanspruchte Querschnitte der Schrauben :

—™ • 3,9 »=120 qcm,

/•= 10 •

demnach Scherbeanspruchung:

Je

43 000

350 kg

120

für Schmiedeeisen zulässig bis 450 kg.

(b)

Bemerkung zu Fig. 974—977, Seite 271.

Die schmiedeeisernen Speichen sollen am Kranz und an der Nabe schliessend eingepasst werden. Die Arme müssen seitlich und an den Kopfenden ml m.₂ genau anliegen. Die Speichen erhalten eine Versteifungshülse R (bei Raddurchmessern über 7 M!tr. zwei Stück). Von den Befestigungsschrauben am Kranz und an der Rosette werden zwei Stück mit den genau einzupassenden Büchsen c c versehen, welche die Schrauben entlasten und deren Scherbeansprochung vermindern sollen.

Um nun bei Rädern einem Schlagen bezw. Taumeln vorzubeugen, sowie dem Monteur die Montage zu erleichtern, wähle man folgende Bearbeitung und Befestigung. (Vorausgeschickt sei dabei, dass Seilscheiben von grossem Durchmesser und hoher Tourenzahl eine sorgfältige Montage bedingen, damit die Seile nicht zu schnell verschleissen.) Kranz und Nabe werden geteilt angefertigt und durch schmiedeeiserne Arme verbunden, was besonders für Walzenzugmaschinen empfehlenswert ist. Wie dies geschieht und wie das Ausrichten vor sich geht, soll durch ein Beispiel mit Figur erläutert werden.

Es handelt sieh um eine Seilscheibe von 6 Mtr. Durchmesser und 10 Seilrillen. Dieselbe ist auf vierkantiger Achse aufzukeilen und besteht aus zwei Teilen

t/A

zd_

V/

11

XL

JJ

am

Ult

8É

//.

/° o

° o°

■■

?____

'V

;i;

//

Fig. 978—980. Ausrichten von grossen Seilscheiben.

18

Haeder, Dampfmaschinen.

Der b e a r b e i t e t e Kranz sowie dieT Nabe Verden auf der Richtplatte, wie Fig. 978—980 zeigt, mittelst Latte genau centriert, und die schmiedeeisernen, gebohrten und bestossenen Arme in die fertigen sogenannten Taschen der Nabe und des Kranzes eingepasst. Sodann sind die Löcher auf beiden Seiten anzureissen, zu bohren und mit den Armen zusammen aufzureiben. Bei der Montage werden nach Aufbringen der Nabe zunächst 4 Arme zum Halten des Kranzes aufgeschraubt, hernach die übrigen. Zum Schluss sind die Keile von beiden Seiten zugleich einzutreiben und man kann mit Sicherheit annehmen, dass die so behandelten Schwungräder nicht schlagen. Wird der Kranz vorher nicht bearbeitet, so lässt sich durch ein Strecken der Arme ein genaues Rundlaufen leicht erreichen.

|| Das Ausbohren der Nabe des Schwungrades

hat vorsichtig zu geschehen. Die geringste Ungenauigkeit hat ein Taumeln*) zur Folge.

^ In Amerika ist folgende Bearbeitung des Schwungrades gebräuchlich.

Die Nabe wird centrisch zum Badkranz auf den knappen Wellendurchmesser gebohrt, dann ist das Schwungrad auf der Planscheibe zu verschieben, um eine

Njp'id

TTT

\v

fr

KH

; i/j

fi!

grössere zum Einbringen der Achse

nötige Bohrung zu vollführen, welche mit der ersten Bohrung bei a

nt Fig. 981. Nabe ausbohren.

(Fig. 981), also gegenüber der anzubringenden, tangiert.

Die Befestigung des Rades auf der Achse.

Bei kleinen Bädern bis etwa 3 Mtr. Durchmesser findet man meistens einen Keil angewendet, bei grösseren Bädern deren zwei, sog. Tangentialkeile. Bei letzteren erhält das Bad zwei Nuten mit je zwei Keilen (Fig. 983).

Nach Bach kann man setzen, wenn d in cm für den

Flachkeil I b = 0,9 \/ d. . (272) Fig. 982 j h = 0,5 v⁷ d . . (273)

fr.

_ Tangentialkeil | b = 0,25 d . (274) Fig. 983    ( h = 0,06 d . (275)

Winkel a meist 60°.

Fig. 982. Nutenkeil.

Fig. 983. Tangentialkeil.

*) Wie man Taumeln der Räder beseitigt, s. Haeder „Der Maschinen

meister“.

Die Teilstelle der Nabe liegt beim Flachkeil in der Keilmitte, bei den Tangentialkeilen zwischen diesen,

Die Achse wird im allgemeinen rund

nur bei grossen Schwungrädern, wie z. B. für Walzenzugmaschinen, vierkantig ausgeführt.

Die Achse und die Eosette werden auf den Durchmesser w gedreht bezw. gebohrt (Fig. 977), der Vierkant der Achse gehobelt, die Nuten für die Keile k eingearbeitet. Man wendet je zwei übereinanderliegende Keile k an und schlägt den Zwischenraum h mit Holzkeilen aus, welche man noch durch Eintreiben von scharfen Stahlkeilen gegen Lockerwerden sichert.

Das Sprengen der Nabe.

LR

Schwungräder bis etwa 3 Mtr. Durchm. werden meist in einem Stück {Fig. 915, Seite 255) ausgeführt. Bei schlechter Materialverteilung, z. B. schwerem Eadkranz oder schwerer Nabe, können unterUmständen beträchtliche Gussspannungen sich einstellen.

Fig. 984.

Die können zum Teil aufgehoben werden durch Sprengen der Nabe (Fig. 984), indem man mit Graphit bestrichene schmiedeeiserne Platten in die Form einlegt. Später giesst man die so entstandenen Fugen mit Zink oder dergl. aus und zieht auf jeder Seite einen Schrumpfring R auf die Nabe.

Die Form des Kranzes

für Riemen- und Seilscheibenschwungräder.

a) Kiemenscheibenschwungrad.

Die Breite des Eiemens wird nach den zu übertragenden Pferdestärken bestimmt (s. Seite 276). L—

Als Breite der Scheiben kann man i ■ setzen nach Bach:

= 1,1 b + 1

oi.!

B----

¹ (V

fTl

Fig. 985.

man gerade oder gewölbt ausgeführt.

Gehrckons empfiehlt bei Eiementrieben die treibende Scheibe flach (nicht ballig) und die getriebene Scheibe gewölbt abzudrehen. Es dürfte genügen, wenn B Scheibenbreite in cm (Fig. 985) ■

(277)

Wölbung jy=0,l \/ß    .

b) Seilscheibenschwungrad (vergl. Seite 278).

k— cc---!-k

m—Id

ii

Q8d

Hl

mm

4!

Fig. 986.

Tabelle 112. Kranzquerschnitt für Seilscheiben. Fig. 986.

f    9•)    h

O Ol o

^ "I oc CO CO

Ol

Ol

CO 05 ®

W O A

ao io ®

Riemen- und Seiltrieb.

a) Eiern en trieb.

Bezeichnet (s. auch Fig. 985) :

b die Breite, ö die Stärke des Eiemens in cm, N die Anzahl der zu übertragenden PS.,

D den Scheibendurchmesser in Mtr., n die Umdrehungszahl pro Min., so kann man setzen:

E’’emenquerschnitt b-d — x •

125 -N**)

D-n

.    .    (278)

worin x = 1 für einfache Eiemen x — 1,2 „ Doppel-

*) Maass g gilt für Seilscheiben, für Schwungräder ist g vom Kranzgewicht abhängig.

**) Man sollte bei Bestimmung der Riemenbreite und -Stärke, sowie der übertragbaren Kraft auch die Grösse der Gegenscheibe berücksichtigen.

S. Tabelle über Riementriebe, Sachregister unter B■

Doppelriemen übertragen nicht das Doppelte der einfachen Riemen derselben Breite, da sie weniger biegsam sind. Man kann bei derselben Breite das l,7fache setzen eines einfachen Riemens.

Die Riemen stärke ô ist abhängig von der Breite und wählt man dieselbe vorteilhaft aus nachstehender Tabelle 113.

Tabelle 113. Riemenstärke ö und Riemenquerschnitt b-ö.

Rienienbreite b .

. bis45 50-70 75-95 100-150 160-300 über300mm

^einfache ^ à =

Riemen j b-â =

Doppel- 1 ô =

Riemen J 6-à =

7 mm

2,5-3,5 4,1-5,2    6 9    10,4—19,5 «ber 21 qcm

14 mm

5-7 8,2-10,4 12-18 20,8—39 âber 42qcm

5,5

6,5

10

11

12

13

Einfache Riemen wende man an bis etwa 300 mm Breite bezw. 21 qcm Querschnitt, darüber hinaus sind Doppelriemen vorzuziehen. Der Scheibendurchm. sei nicht kleiner als 100 -d.

Beispiel: Für ein Schwungrad 4900 mm Durchm. sei die zu übertragende Kraft iV=160PS. bei n = 65 Umdrehungen pro Min-, welche Riemen abmessungen sind zu wählen ?

Nach Gleich. 278 wird

Riemenquerschnitt b'Ö = 1,2 -

Nach Tabelle 113 ist die Riemenstärke Ö = 14 mm, mithin die

75

Riemenbreite 6 =

125 • 160 ”4,9705"

75 qcm.

~ 53 cm.

Nach Gleich. 276 wird die Scheibenbreite B = 1,1 • 53    1    59,5 cm.

2000 mm.

Bei Annahme einer Tourenzahl von n = 160 für die Transmission erhält man als Durchm. der Gegenscheibe 4900 • 65

160

Nach der Riemen-Tabelle*) werden pro 10 cm Riemenbreite übertragen 30 PS., also Riemenbreite für unser Beispiel

160

5 = -Tr:— • 10 oo 53 cm.

Die tragfähigsten Fasern des Leders liegen auf ¹/₃ der Dicke von der Fleischseite aus, deshalb benutze man letztere als Laufseite. Bei Doppelriemen lege man die Fleischseiten aufeinander und nicht die glatten Haarseiten.

*) Näheres s. Haeder „Der Maschinenmeister“, 2. Aufl., Seite 282

b) Seiltrieb.

Die Seile selbst werden aus Hanf oder Baumwolle angefertigt und haben 20—60 mm Durchmesser, doch sind die grösseren und kleineren Durchmesser selten gebraucht, am häufigsten findet man Seile zwischen 40 und 50 mm Durchmesser.

Bei der Anwendung der Seiltriebe findet man Umfangsgeschwindigkeiten von 15—40 Mtr. per Sekunde. Als günstigsteUm-fangsgeschwindigkeit wird 20—25 Mtr. angenommen.

man

Die horizontale Entfernung zwischen beiden Scheibenmitteln schwankt gewöhnlich zwischen 6 und 28 Mtr. ; doch findet auch kleinere Achsenabstände zuweilen ausgeführt.

Die Seile selbst hängen durch und ist deren Kurve eine zwischen der Parabel und Kettenlinie liegende. Wie bei den Kiemscheiben soll das untere Trum das ziehende sein, wodurch der Umspannungsbogen etwas grösser, der freie Kaum unter dem Seile kann dann etwas kleiner genommen werden.

Die Anzahl der Seile auf einer Scheibe schwankt innerhalb der Grenzen l und 40; 67 Seile auf einer Scheibe dürfte wahrscheinlich die grösste Zahl sein, die bisher ausgeführt wurde.

Der Scheibendurchmesser muss mit der zu übertragenden Kraft im Verhältnis stehen. Gegen diese Bedingung wird häufig von unerfahrenen Fabrikanten gesündigt, und kurze Lebensdauer des Seiles, Kraftverlust durch Seilsteifigkeit sind die Folgen des Fehlers, denn je grösser der Scheibendurchmesser ist, um so kleiner sind die Beanspruchungen des Seiles auf Biegung und um so weniger werden die einzelnen Litzen sich beim Biegen und Auf biegen gegeneinander reiben. (Hierauf macht Bach in seinen „Maschinenelementen“ besonders aufmerksam.)

Es ist also bei der Berechnung der Seiltriebe nicht statthaft, wenn man die übertragbare Kraft nur aus dem Querschnitt des Seiles folgert ; *) auch ist man in manchen Fällen gezwungen, einen kleineren Seilscheibendurchmesser zu nehmen. Die Ausführung der Anlage ist dadurch nicht in Frage gestellt, wenn darauf geachtet wird, dass die übertragbare Kraft desto geringer genommen wird, je kleiner der Durchmesser der kleineren Seilscheibe ist. Natürlich wird auch trotz der geringeren Belastung die Lebensdauer des Seiles eine kürzere sein. Auch bei Seilgeschwindigkeiten über 28 Mtr. ist die übertragbare Kraft kleiner zu wählen.

Ganz unzulässig ist es jedoch, mit einem Seil auf einer kleinen Scheibe eine grosse Kralt übertragen zu wollen.

Für Seiltriebe, welche 100 und mehr PS. zu übertragen haben, nimmt man meistens Seile von 50 mm Durchm. Die Anzahl der Seilrillen im Schwungrad bestimmt sich zu

z = 17 •

]/• d²

(279)

worin N die zu übertragenden effekt. PS., V die Seilgeschwindigkeit in Mtr. pro Sek., d der Seildurchmesser in ca,

(Ist die Gegenscheibe sehr gross, so kommt man unter Umständen mit einer geringeren Anzahl Seile aus, bei unbekanntem Verwendungszweck der Dampfmaschine bestimme man jedoch die Seilrillenzahl des Schwungrades stets für den ungünstigsten Fall nach Gleich. 279.)

Beispiel: Ein Seilscheibenschwungrad von 4900 mm Durchm. soll bei 65 Umdrehungen pro Min. 160 PS. übertragen. Wieviel Seilrillen sind vorzusehen ?

Seilgeschwindigkeit V

4,9 • 7t • 65

60

16,6 Mtr. pro Sek.,

mithin nach Gleich. 279 Seilrillenzahl s = 17 •

160

16,6 ¹52

«'o 6,6, wofür 7 zu

nehmen sind.

Soll die Transmission 160 Umdrehungen machen, so erhält man als Durchmesser der Gegenscheibe

2000 mm.

4900 - 65

160

Nach der Tabelle im Anhang¹) überträgt ein Seil bei 2000 mm Scheibendurchmesser und 160 Umdrehungen 25 PS., mithin Anzahl der seile

160

wobei 7 Seile vorzusehen sind.

aus

Ausser den bisher allgemein üblichen Bundseilen,

3 Litzen geflochten, werden in den letzten Jahren auch noch Quadratseile und Dreikantseile in den Handel gebracht. Quadratseile sollen sich im Betrieb gut bewährt haben und eine ziemlich lange Lebensdauer besitzen. Ueber Dreikantseile liegen für den Dauerbetrieb Erfahrungen noch nicht vor. Vergleiche Haeders Zeitschrift 1901, Seite 171.

Tabelle 114 und 115 zeigen Schwungräder für Maschinen nach den Tabellen Seite 68 und normale Tourenzahl.

Das Gewicht des Kranzes entspricht einem Gleichförmigkeitsgrad des Schwungrades von <)'₀ = 1,2°/₀, genügt also auch für hohe Ansprüche, z. B. Spinnereimaschinen, vergl. Seite 251. Für Ziegeleimaschinen kann man à₀ = 2,5n/₀ nehmen, es ergiebt sich dann als Kranzgewicht das 0,5 fache der angegebenen Werte.

Thatsächlich zeigen eine Anzahl Maschinen Schwungradgewichte, welche halb so gross sind als die in Tabelle 114 u. 115 angegebenen, doch treten bei diesen Anlagen Mängel auf, sofern die Maschine mit leichtem Schwungrad auch noch den Dynamo für elektr. Licht anzutreiben hat.

Schwungenergie.

Damit bezeichnet man die lebendige Kraft der Schwung-

; mit Berücksichtigung des Einflusses der Arme ist:

Energie £ — 0,055 V²-G .    .

Beachte auch Fussnote Seite 248 unten.

Energie pro Pferdekraft q = E.N......

N

Kranzgewicht G='20-q-^.....

1/2

masse — •

. . (280)

(280 a) (280 b)

Bei der graphischen Ermittelung des Sch wungradge wichtes Seite 235 u. f. bestimmt sich an Hand der Gleich. 220, Seite 239 die Energie zu

ào

(281)

¹

s. Fussnote Seite 278.

Wahl der Abmessungen für die Kranzverbindung.

Um für ein Schwungrad, von welchem Kranzquerschnitt und Umfangsgeschwindigkeit bekannt sind, die entsprechende Kranzverbindung wählen zu können, ist Tabelle 116 entworfen. Die Werte der Kubrik P — 0,12-V²-F, vergl. Seite 256.

Die unteren Werte gelten für den grössten zulässigen Wert von P. „ oberen

entspr. normalen Ausführungen.

Bei sorgfältiger Bearbeitung, gewissenhafter Montage und nicht zu grossen Belastungsänderungen kann man bis zu den grösseren Werten gehen, andernfalls aber als zulässig die kleineren Werte betrachten.*)

Beispiel: Ein Schwungrad hat F= 500 qcm Kranzquerschnitt bei 17 Mtr. Umfangsgeschwindigkeit, mithin der in Betracht kommende Wert P== 0,12 • 17 ³ • 500

Man wird also wählen für sorgfältige Bearbeitung für grosse Belastungsschwankungen

17 400 kg.

Nr. 4 Nr. 5

der Tabelle 116.

Tabelle 114- Kleine

Räder bis 3 Mtr. Durchm. Fig.987-988.

He-

- CT- -

-1

KX

_ JL

■'a

M-*

-1

T-pmy

f ZTZll1 LJßmM

I i*

(Abbildung zeigt Schwungrad zur Maschine 300 Hub, Maassstab 1 :20)

Maschine

Kranz

Ge

wicht

f h    i* ) k Im

*o o

i> 03

200 120 250 160 300 190 350 225 400 250 450 275 500 300

V*---

rTf--

O) i

>v

Oj M

r-

i.?j

\S

r*[

'fil

<s>

;l-i

.1

&    &

! i_!    &

Maasse für die Kranzveibindung s. Seite 284.

-<^7*

M.

'* “\

7'7'

_.CQ

'i---

iO

S -H

-L

a-

h*

--C.

o -o

! Œ]

O"

!«il

fflE

I„,o rn,„„,

flnlfmlf f u ii i i

-HK

i©

I fl Ili M lli_J LU (U ll_J U-J U_J UJ (LJ U_J lJ 1LJ DLJ A.J UJ U ł_X

:

Seil-

scheibe

Tabelle 115. Grössere Schwungräder über 3 Wltr. Durchm. (Fig. 989—996). (Abbildung zeigt Schwungrad zur Maschine 800 Hub im Maąssstab 1 : 25.)

Kranz

Arme

Nabe

Schwer- Kranzpunkt quer-Durchm. schnitt

z I n ISI d | o

a\b\c\e\f\g zahl) h | i \Wk\ m \ n

d‘ F

Gewicht*)

Ge Durchm.

samt

Kranz

Ma

schine

250

340

410

475¹

540

646

714

o o    o    o    o    o    o

O    O    O    iQ    kO    O

^ O CO I> GO 05

00 o o

160

180

65

70

75,200

235

80'

300

370

430

500

04

co ^

T—i T—i

260

95

550

280

110

600

300

125;

650

lO    GO    O    CO    O    CO    O

04    0-1    CO    CO    CO    CO    ^T¹

06

120

105

120

140

160

180

200

135

150

180

200

220

250

CO CO O 00    00 o o

120

140

160

180

200

220

240

04 CO O GO O 04 O CO CO CO CO    ^

er

O

co

350

210

210

088 68

400

Ot'Z

260

g

CC

700

04 O 00 TH co

rr    àO àO

480

520

550

600

650

280

330

8200 3100 3700 3600 4100 4000

310

350

380

450

430

4390

4500

520

4780

4900

600

850

5270

5550

5400

5700

1500 2000 2200 2950 3000 4000 4300 5800 5700 7700 7200 9700 11000 14800

350

400

«3

500

550

CD

O L-

O O OO O

1000

1200700

Bei schweren Kranzquerschnitten kann Ausführung B gewählt werden, damit die Entfernung zwischen Kranzverbindung und Schwerpunkt-Kreis nicht zu gross wird. Man beachte dann Seite 255.

Betr. Leiste A welche man übrigens auch weglassen kann beachte Seite 257.

*) Bei den auf Seite 68, Tab. 47 angegebenen Umdrehungen und Leistungen entsprechen die vorstehenden Ab*

<J₀ = 1,2 °/₀ (für die meisten Fälle aus-

von

messungen (bei 6 Atm. Betriebsdruck) einem Ungleichförmigkeitsgrad

reichend, s. Seite 251).

iuA

-H

:Y

'ii¹

Q7v

lipr -[ 4

i    i

r-----s!----¹1

I--X-

[ Abbildung zeigt Kranz Verbindung Nr. 4 im Maassstab 1:10.] Betreffs Leisten A s. Seite 257.

No.

j e-¹) i

|0,12T²-F

qcm

P ¹)

f“

f‘+f“

f‘+f“

7800 10000 9200 ² 12 000 11200

³    U 600

.    13 600

⁴    17 600 _ 18 000

⁵    22 000 . 24000

⁶    27 000 32 000

⁷    39 900 43 000

50000

16,8

19,6

14,6

31,4

250

39 20

180

55 28 72 84 70

17,4 37

250

325

42

22

190 60 30

80 90 75

22,4 22,8 45,2

25,6

29,6

37,7

48,2

57,3

250

325

45 25 200 65 35

90 105 85

28,8 54,4

250

325

48

28 225

75 40 100 120

95

36

45

56

67,8

65,6

82,7

104

125

280

340

300

51

30

250 85

45 110 135

105

350 58

320

380

350

400

35

280 95

50 125 150 115

64 38 320 108 55

140 165

125

70

42 350

120

60

155

180 135

ln welcher Weise

man bei Wahl einer Kranzverbindung zu verfahren hat, ist auf Seite 280 angegeben, auch Fussnote Seite 252 ist zu beachten. Beispiel Seite 281.

Schwungräder mit

hoher Umfangsgeschwindigkeit und grossen Schwungmassen

verlangen eine sehr sorgfältige Kranzverbindung und giebt man hierfür Schrumpfringen den Vorzug. Die zur Verwendung-kommenden Schrumpfringe sollen möglichst in dem Schwerpunktkreis des Radkranzes liegen, keinesfalls aber auf der Innenseite des Kranzes.

Nach den Ermittlungen auf Seite 253 u. f. kommt für Massenschwungräder als Belastung der Kranzverbindung in Betracht :

.    .    (281 a)

0,1 F

welcher Wert den weiteren Ausführungen zu Grunde gelegt werden soll.

Tabelle 117. Kranzverbindungen für Massenschwungräder.

■ Beanspruchung /(z _

M^L~350 bis 450 kg.*)

r + f"

Nr.

0,1 -V² F

2 Schrauben f‘ -f- f“ Fig. 1003

qcm

Durchm. mm

2 Schrumpfringe Fig. 1004 mm

Horn, Fig.932 Seite 259

3a

110000 „

120

135

150

180

210

240

40

45

48

52

58

64

45 X 45 52 X 52 55 X 55 60 X 60 65 x 65 70 X 70

115

350

130

140

150

165

180

400

420

450

480

550

Nachstehend einige der Praxis entnommene Ausführungen.

u.

ri

.i.

r*- - vd)0 -

K- föo----» K-

äJJp

U-w-

26

Fig. 1003—1004.

Schwungrad für Walzenzugmaschinen.

( V= 25; 0,1 • /² F~ 74 000)

Die Schrauben an der Kranzinnenseite dienen mehr als Behelf bei der Bearbeitung des Bades, als zur Sicherheit der Kranzverbin lung.

Hg. 1001-1002.

Schwungrad für Walzenzugmaschinen.

(V = 41 ; 0,1 • F 70 000)

Dieses Rad war explodiert. (Riss bei/*.) Die Uriache der Explosion wurde rechnerisch ermittelt.

(Z. d. V. d. Ing. 1898, Seite 357.)

*) V gilt für normale Tourenzahl, deshalb zu beachten Seite 252 Fuss-note. Man geht wohl auch bis kg =500, vergl. Fig, 1003—1004 und 1007.

IS

ii

Fig. 1005-1006. [ V = 23,2 ; 0,1- F² • 2S==.93 500]

Hochdruckcyl. 550 Niederdruckcyl. 950 [mm ÎDurchm., I Kolbenhub 800 mm, Umdrehungen 110 pro Min, Normalleistung 650 effekt. PS., Schwungraddurchm. 4500 mm, Gesamtgewicht des Rades ’ G = 20 000 kg ; V 25 Mtr. ; Ungleichförmigkeitsgrad A= 0,25%. Nach Gleich. 280 a ist q = 720.

Das Horn des äusseren Schrumpfringes erscheint etwas knapp bemessen im Verhältnis der Schrumpfringstärke, vergl. Seite 259 und Tab. 117.

~k~

----J-- 5650 -

Q#

!#□

O#

'CD

- - D ² 7500

!_

05 IO B CA P

Fig. 1007. Crimmitschauer Maschinenfabrik ²) (1:50.) Schwungrad Fig■ 1007 gehört zu einer liegenden Dreifach-Expansions aschine [Baumwollspinnerei] von Hochdruckcyl. 620. Mitteldruckeyl. 940, Niederdruckcyl. je 1400 mm, Durchm., Kolbenhub 1500 mm., Umdrehungen pro Min., Leistung 2500 PS,, 6 teiliges Schwungrad mit 30 Armen, 56 Seile Durchm. Gesamtgewicht des Rades (?'= 90000 kg; [V=25 Mtr. 012- VaF = 220000 kg, pro Schraube 15000 kg; J=0,3%.]

Fig 1008 za einer stehenden Tandem. Dreifach-Expansionsmaschine mit Dynamo (Lichtbetrieb) direkt gekuppelt. Hochdruckcyl. 760, Mittel-druckcyl. 1180, 2 Niederdruckcyl. je 1340mm Darchm. Kolbenhub 1200 mm, Umdrehungen 90. pro Min., Leistung 2500 PS., [G‘ =41000kg; F= 30 Mtr. ; 0,1-V³ -F= 190 000 kg; 7c = 490; $₀ = 0,32°/₀; nach Seite 280, Gleich. 230a Schwungradenergie proPferdekraft q = 600J.

üD

U- -

OM

CN

o

LO

D = 6500

D= 7500 -

1--

Fig. 1008. Borsig.³) Fig. 1009. Maschinen-Fabrik Augsburg. ⁴) (1 ; 50)

= 700.

Fig 1009 zu einer liegenden Tandem-Dreifach-Expansionsmaschine, [Kammgarnspinnerei] Hochdruckcyl. 700, Mitteldruckcyl. 1100, 2 Niederdruckcyl. ja 1150 mm.Durchm. Kolbenhub 1600 mm, Umdrehungen 60 pro Min., Leistung 1500 PS. 34 Seile à 50 Darchm., Gesamtgewicht G' = 43000 kg; V= 23 Mtr. ; 0,12 . V³. F = 130 000 kg. ; = 0,43 »/„, nach Gl. z80a ist g

Schaltwerk, Anstellvorrichtung.

Bei grösseren Maschinen, etwa von 600 Hub an, ist es unbedingt erforderlich, Schaltwerke vorzusehen. Dieselben dienen zum Drehen der kalten Maschine, beim Anlassen, Riemenauf-legen und Reparaturen.

Die Zähne bezw. Knaggen werden am Schwungrad angegossen und ist die Anordnung reckteckiger Knaggen, wie in Fi g. 1021 bi < 1026, vorzuziehen. Es sind schon Fälle vorgekommen, bei welchen durch Unachtsamkeit Aussparungen, wie in Fig. 1010—1020 verkehrt eingegossen wurden, und man nachher gezwungen war, die Aussparungen rechteckig zu bearbeiten.

Ferner ist dafür zu sorgen, dass die Klinkhebel nach Gebrauch festgelegt werden können, um ein unbeabsichtigtes Eingreifen der Hebel bei arbeitender Maschine zu vermeiden.

aus

Die Schaltwerke selbst werden in verschiedener Weise

geführt.

zu

EinfachwTkende Schaltwerke {Fig. 1010—1013) sind nicht empfehlen, weil durch den Eiemenzug die Maschine immer wieder ein Stück zurückdreht.

Doppelt wirk snde Schaltwerke {Fig. 1014—1026) sind schon besse Mit diesen ist ein Zurückdrehen der Maschine bei einiger Aufmerksamkeit nicht zu befürchten.

Das doppeltwirkende Schaltwerk Seite 290 hat noch besondere Vorteile. Dasselbe liegt versteckt in der Schwungradgrube und stört in keiner Weise die Grubeneinfassung. Der Hebelarm wird um i/₈ bis 1 Mtr. länger, als bei über Flur liegenden Schaltwerken.

Ferner baut man für grosse Maschinen Schaltwerke mit Schnecke und solche mit Dampfantrieb Seite 291.

fl

/ [fl

ÜJ

Fig. 1010—1013. Einfachwirkends Schaltwerke mit Hebel.

e.

Doppeltwirkende Schaltwerke.

53

V*

L

i4i

r.

.‘/Ci

#p

f⁻* HF

&

*1

1.3

■ W

m'gf’ïv

r

.....ł

M--

.....

ff

-r/’i

;i.

-"171

! r

JfOO...

i

&r

-------^-i-------i---

;;;;

;

£.....-350-......■*•!    " | .

•idŁ,*¹-

;

(j>-

1»

5

••f

m

•ff

rt

Fig. 1016—1020.

Für grössere Maschinen.

J à#é-iô

1*-02/ ~ ⁺

f

VVä. 'Ç-oé-,

\

A

§

O

I

!

J-

*-+kx' : -ff ^

tà

i^o*

[4-----

I

R

4*

Fig. 1014—1015.

<?JV

Fur kleinere und mittlere Maschinen.

Haeder, Dampfmaschinen.

19

•v \

coi

iy,

/

< " /    |--i7°-ih

/ Stahl |-,80i:W

*Ef

Stahl

VI

17/

-v //

12 5 -h

r~

--520-1 -

4J

-,s»

Irr

Kt

=5.

¹ \20.

50

45

Cj

S y\y

> iU⁸

11*

Lsdimied»

jj eisen

_ï_____

4>

-racź

y///////, r-T

y///////.

W

ii

i"

—«Uu

&mt

rT

n⁻¹

Si W U

w,

AS

,65

»i

1RS

$1 *V f un

ly| !»

u iis >4

[ ! ! 2

,!y

' \ aus geschaltet •

fi

«w

~Pt

V>

s'

20¹ T

■ I I

¹¹ !    '² i

[«—opn----—•

Fig. 1021—1026 für 900 bis 1100 mm Kolbenhub.

Abbildung zeigt Schaltwerk für eine Maschine 1000 Hub im Maassstab 1 : 15.

puc -«■

r*

- • •• ..........

..............

......--------

MO

ÉÉ

«Wo-

w—~

t.

a.

w::M

i"

1" —

ii

Ä //

sJ

■ '    ;    i!

ild

_£

Fig. 1027—1028. Ausrückung mit Hebe von Hand.

i.

TT⁻]:.::

§ B-

gsu

fS

pßm

Za?

JL

m*

-SO-

■ J/42.

i... a

(Fl

©Bi

.4;

"t!

~-F

-MO

- - -r-    >0# -- -*i

Fig. 1029—1030. Ausrückung selbsttätig durch Schraubengang «.

jj-i

Sobald die Maschine schneller läuft, als das Schaltwerk gedreht wird, verschiebt sich das Getriebe nach innen und wird dadurch ausgerückt.

Drehvorrichtungen mit Dampfbetrieb

für ganz grosse Maschinen.

Dieselben bestehen aus einer Eincylinder- oderZwillings-damp fmaschin e , welche Schnecke und Schneckenrad treiben. Das Schneckenrad bewegt entweder direkt oder mittęlst Getriebe

19*

den Zahnkranz des Schwungrades, wobei unter allen Umständen darauf zu sehen ist, dass beim Angehen der Maschine die Hülfs-maschine oder der Zahnkranz nicht Schaden leidet.

Die Leistung der Hülfsmaschine beträgt etwa 5 bis 7% der mittleren Leistung der Hauptdampfmaschine und n — 150—200, entsprechend einer Umfangsgeschwindigkeit des Schwungrades von 0,3 m pro Sekunde.

Fig. 1031. Galloways Patent-Umdrehvorrichtung.

Das G-etriebe ist auf der Welle verschiebbar und werden die schraubenförmigen Federn gegen die Schulter am freien Ende der Trieb welle gedrückt, läuft aber das Schwungrad schneller wie das Getriebe, so wird es von der Schulter gedrückt und so ausgerückt; vgl. auch Flg. 1029—1030.

!' i

\i

fjBla

æPyLÏTV

■ylg; 'S r Jer mH t: W Y?l!

,_ 'm \i —W

t; fi=

\ ~ \ •

ig. 1031. Anstellvorrichtung (Galloways Limited, Boilers, Engines and Machinery).

Fig. 1032. John Musgrave & Sons Drehvorrichtung.

Auf der Schraubenradwelle sitzt ein festgekeiltes Rad und ein beweglicher Rahmen, dessen Ende zu einem i Handhebel ausgebildet ist. Im Rahmen I befindet sich ein Getriebe (im Eingriffe fA“ | mit dem erwähnten Rade), das in den . . ł/Zr-słi' m Zahnkranz des Schwungrades einge-i Tg rückt werden kann. Läuft die Haupt-i.Fyj. if⁴;! maschine schneller als die Hülfsma-—A -A|BŁA schine, ' so wird das Getriebe nach abwärts gedrückt und . selbstthätig ausgerückt.

MŁ

___

Fig. 1032. -

1-

Fig. 1033—1034. Hick, Hargreave & Co. *) Drehvorrichtun

D as Schneckenrad ist gleichzeitig Getriebe und dessen Welle verschiebbar gelagert, beim Drehen der Hauptmaschine drückt die Reaktion die Welle zum Schwungrade, während beim Laufen der Maschine das Getriebe vom Schwungrad gedrückt wird. Zum

KS5 '

M|. j,

ÇpbffS?.

TT

l!

il

J&-

ü2h

-é-

I!

ui

>N ^----1

c£

-i

ir

Fig. 1033—1034.

Einrücken des Getriebes dient ein Hebel, der einen Stift in eine Zahnlücke schiebt; dieser Stift dient als Drehpunkt so lange, bis der Eingriff erfolgt, wmrauf der Stift herausgezogen wird.

Das Maschinenfundament.

am

Die Tiefe des Fundamentes richtet sich nach der Beschaffenheit des Baugrundes. — Die Sohle der A u ss cha ch tung soll eine horizontale Ebene sein, Ausgleichungen mit Füllmaterial sind unstatthaft. — Die zur Verwendung kommenden, besten hartgebrannten Ziegelsteine müssen vorher so lange mit Wasser getränkt werden, bis sich ihr eigenes Gewicht um dasselbe Gewicht durch Wasser vermehrt hat. — Zu 1 cbm Cementfundament sind nötig: 400 Ziegelsteine und 360 1 Cementmörtel, bestehend aus : 170 kg Cement, 350 kg Sand und 40 kg Wasser. Für das untere drittel des Fundamentes begnügt man sich häufig mit sogen, ve rl ä n ge r t e m Cementmörtel, bestehend aus: 1 Volumteil Kalk, 1 Cement und 3 bis 4 Sand. —- Es empfiehlt sich, das Fundament vor dem Infi etriebsetzen der Maschine 3 bis 4 Wochen trocknen zu lassen. — Nach der vorhandenen Zeichnung oder dem Fundamentrahmen ist eine Schablone aus Brettern, in welcher für die Ankerlöcher bestimmte rechteckige Holzstempel eingepasst werden, zu verwenden. — Für Maschinen bis 1000 Hub finden Anker mit Hamm er köpfe n (siehe S. 297) Verwendung. Grössere Maschinen erhalten Anker mit Keilen, welche durch Kanäle Grunde des Fundamentes zugänglich gemacht werden. — Nach Vollendung der Montage werden die Ankerlöcher bis zur - (Fortsetzung Seite 296.)

*) Clark, The Steam Engine.

’-ûÿûf-

Bi

Fig. 1040 mit Kanal.

grössere Maschinen über 800

zweckmässig die

rO

CD

CO

'S.

d

T3

Es ist

DO

co

ci

man

Für

Hub ordnet

durch Kanäle zugänglich sind.

GG

ë

Ph

'S

JS    h

4    -s

Keile bezw. Muttern noch bequem

die.

angezogen werden können (s. Fig. 1041).

4'

■JEEE

k>

Fig. 1088—1039.

+—

^-J

D j^W'

......>^->1

---!T~

ssssi

iü

i..

i;

i-

i *-iC'

i*~ -j

—t.

Fig. 1035—1037.

te

gipni—

~¥.SSIŚl f

Nr ¹pil§l

i'i

Vi *

I>

400

400 1 1000

100

60 j 110

OiOOiOOiOOO

TH t-i cm cm co ^ o co

120j380j 1100j425

450

140360,1200!

475,

00G

525

550

.575

009

160 340 1300

,320,1400

081

00911085 OOQIjOOS

1700

1800

200

200

220260

250

220;

110

120!

130

140'

150

160

170!

180

530¹, 60

70

570

70

80

80

80

06

Tabelle 118. Iflachinenfundameni. Fig. 1035—1039.

d \ d\ 0

l \m \ n

830

900

980 620

S30

740

081

o

SS

1020

1020 440

580 830

1150 390

680

480'

520!

560 1060 650

069 0STT 06G

1240,760

630

665 1330 800

06 058 0881

700

1100

1180

1250

1350

1430

006

980

1050

1140

630.

680

730

790;

850 1210

OSQT 0651

920,

1270 430

1410 480

1530 530

1640 580

1610

1360

980

910

950

1030

066 00TT

089 082*1,0011

co

730

1190 1890

1260 2000

go    th

CM

270

14(0

z

cc

275 1600

co

1900

2000 300.105

330 120

130.1170

150 1320

2150

§    Ci

CO    CO

2300

CM

2680 425

co___

1450

co

1750 350

2000,395

2250

2500 485

545

2750

2950 615

385

445

500

560

620

680

735

Maschine

400    250    2060

500    300 2400

600    350 2760

700 I 40 0 3165!

800    450 3550

900 ! 500 3970

1000    550 4395!

1100 I 600 Î4820 790

1200    700 5280 850

M ist der Inhalt des Fundamentes in cbm, 1 cbm = 400 Ziegelsteine und 360 Liter Mörtel.

(Fortsetzung von Seite 293.,'

Hälfte mit Sand gefüllt, die andere Hälfte gleichzeitig mit dem Bahmen mit Cementmörtel untergossen sowie das sichtbare Fundament mit Cementmörtel 1 :1 glatt verputzt.

Eine hochangesehene ausländische Firma*) nimmt an allen Auflagerstellen des Maschinenrahmens Hausteine bester Qualität, welche genau und sauber nach der Wasserwage einige Zeit nach Fertigstellung des Fundamentes bearbeitet und, ich möchte fast sagen, poliert werden. In diesen Hausteinen sind runde

Löcher von 60—80 mm Durchmesser für die Ankerschrauben, während sie im darunter befind

lichen Mauerwerk 80—100 mm vierkantig sind und unten ist ein schwächerer Haustein mit rundem Loch wie oben.

Die

MM

Fig. 1041. Fundament mit Hausteinen.

Fundamentschrauben haben oben und unten Muttern, und zwischen dem unteren Hausteine und der Mutter ist eine dicke Gussplatte von 200 mm Stärke.Selbstverständlich müssen die unteren Ankerenden durch Kanäle zugänglich sein. Die unteren Muttern sind deshalb angenehm, weil man das Yorstehen der Fundamentbolzen oben über den Muttern genau gleich machen kann.

¹

Man beachte Seite 280 unten. Für P>50000 nimmt man mehr Schrauben s. Seite 287.

²

Z. d. V. d. Ing 1901,iTafel 12-

³

Z. d. V. d. Ing. 1900, Tafel 7.

⁴

«) Z. d. V. d. Ing. 1833, Tafel 3.

SSÛ

ff.

Y—îôOO—^r -

Fig. 1042—1047. Hausteine.

Alle Tragflächen des Maschinenrahmens auf dem Fundament sind sauber gehobelt, und da die Hausteine ganz genau richtig liegen, so muss beim Auflegen des Bahmens alles stimmen. Andernfalls ist an den Hausteinen etwas nicht richtig und muss nachgearbeitet werden, so ist es den Monteuren streng untersagt, auch nur ein Papier zwischen Bahmen und Hausteine zu legen. Vergossen wird gar nichts und man kann den Cylinder jederzeit abheben, gleichgültig, ob er in dem Bajonettrahmen centriert oder glatt befestigt ist.

*) Auch einige deutsche Firmen.

fabeiie 119. Fundamentanker und -Platten. Fij.i048-1052.

r*-

Jfj

e-m-

* Ni

"t*

5Î!

7-x-- î5n - yU

4 4rrh4

IIZtAl

Zoll

Maschine

250

160

23 120. 55

65 10001130 200

30

75

28 25

300

190

26 120 25

65 1200 1350 200

30

75

30 25

400

250

30 130

28

70 1400

1560 250

33

80

35 25

500

300

32 130

30

70

1600

1780 250

33

90

38

25

600 3 50

32 140

30

80

1800

2000 275

37

90

38

28

700

400

32

140

30

80

1900

2120 275

37

90

38

28

800

450

J¹/*

32

140 30

80

2000 2230 300

40

90

38

28

900

500

¹⁶U

35

150 32

90

2150 2400 300

40

100 42

28

1000

550

1% 35

150 32

90

2300 2560 320

42

100

42

28

1100

600

*7.

40

205 34

100 2450 2735 350

45

110

60 30

1200

7 00

45

220 36

100 2600 2900 350

45

110

60 30

fl

Fig. 1063.

te

Tabelle 120.

cl-—*

Schutzstange. Fig. 1054—1056.

—6'<— ah

n-

r<-

9-*

HdW.

sm

1*4------

le.Länge    —

Als gleichzeitigen Schutz für die Kreuzkopf bewegung kann man die Stange bei S bis zum Kahmenflansch durchführen.

Maschine

400

250

70

1300, 407 305

100

1996

500

300

76

1500\ 477 330

110

2288

600

350

84

1700

700

400

94

1950

800

450

540 | 365 610 I 425 I 130

120

2685

2967,

100

2150

680

445

150

3246

900

500

105

2400

760

490

170

3360

1000

550

110

835

535

200

3958

1100

600

120

925

580

220

1200

700

125

1025 605

250

r~

M:

Das Schutzgeländer. ng. 1057-wei.

An Stelle der oben angegebenen Schutzstange für kleinere Maschinen ist das in Fig. 1059—1061 dar-

gesteilte Geländer, bei welchem die schmiedeeisernen Säulen in einen im Flur festliegenden Kähmen geschraubt sind, zu empfehlen. Dasselbe eignet sich auch besonders zum Schutz von Flur-Fig. 1059—1C6I. vertiefungcn für den Kondensator.

.. ca /Q00--—1j< • --Col/OOH-*.

— ccttfOO-.X

w-

:    if» {.y ‘

1.Æ

Fig. 1057-1058.

31

Der Regulator.

Während das Schwungrad (bei gleichbleibender Kraftleistung) die Geschwindigkeit innerhalb einer Umdrehung der Maschine regeln, und bei plötzlicher Aenderung in der Kraftentnahme eine starke Tourenänderung so lange verhindern soll, bis der Regulator in Wirkung tritt, hat der Regulator die Kraftquelle (den Frischdampf) zu regulieren.

Nehmen wir z. B. eine Minute lang einer Dampfmaschine 100 PS. ab, in der nächsten Minute aber nur 50 PS., so würde die Maschine ohne Regulierung des Dampfzutritts in der zweiten Minute eine viel höhere Tourenzahl annehmen. Der Regulator ist nur dazu bestimmt, die Menge des in den Cylinder ein-tretendenDampfes, genau der Kraftentnahme, gemäss zu regulieren.

Astasie der Regulatoren.

Statisch sind diejenigen Regulatoren, bei denen jeder Kugel-stellung eine andere Tourenzahl -entspricht.

Astatische Regulatoren haben konstante Umdrehungszahl bei beliebiger Kugelstellung und sind nur (s. auch Seite 324) indirekt, z. B. in Verbindung mit einer Kuppelung (Fig.1109), brauchbar.

enen

Pseudo-astatischeRegulatoren nähern sich stark dem astatischen Zustande. Durch einen in möglichst engen Grenzen gehalt pseudo-astatischen Regulator ist gute Regulierung zu erzielen.

Ungleichförmigkeitsgrad des Regulators.

Hierunter versteht man das Verhältnis des Unterschiedes

zwischen der grössten und kleinsten Tourenzahl

welcher

zur mittleren Tourenzahl eines Regulato: nicht mit dem Stellzeug verbunden ist.

Denken wir uns z. B. einen Regulator Fig 1062, also ohne Verbindung mit dem Stellzeug der Steuerung, und bezeichnen mit

o^b

H

Fig. 1062.

n₀ die Tourenzahl der oberen Muffenstellung, „ mittleren ,, unteren

so ist:

Ungleichförmigkeitsgrad d —    •

n₀ — nu

angenahert —---......

. (282)

(282 a)

Beispiel ;Die Muffe eines Regulators stell j,|sidi bei 112 Umdrehungen in die obere, bei 108 Umdrehungen in die unterste Stellung, dann ist nach Gleich. 282 :

Ungleichförmigkeitsgrad d = 2 •

112 — 108

11z + l"08

~ 0,036, also 3,6 %.

Der Unempfindlichkeitsgrad.

In Wirklichkeit ist aber die Muffe stets mit dem Stellzeug der Steuerung verbunden, wodurch ein Widerstand entsteht, welcher dem Regulator das Steigen und Rallen erschwert. Dieser Widerstand setzt sich zusammen aus;

1.    Der Reibung im Regulator selbst,

2.    Dem Widerstand des Steuerorgans und der Reibung in den Gelenken des Steuergestänges.

Bevor der Regulator seine Yerstellungskraft auf das Steuerorgan übertragen kann, muss er die unter 1 aufgeführte Reibung überwinden, ein Teil seiner Energie (s. Seite 304) wird nur dazu verbraucht.

o4>o

ÎL

a'lg. lUÖb.

Unter Unempfindlichkeitsgrad versteht man das Verhältnis des Unterschiedes zwischen der Tourenzahl, bei welcher der Regulator mit angekup-p eitern. Stell zeug zu steigen und derjenigen, bei welcher er zu fallen beginnt, zur mittleren Tourenzahl.

Bezeichnen wir mit:

n‘ die vergrösserte Tourenzahl, bei welcher der Regulator den unter 1 und 2 erwähnten Widerstand überwunden hat und zu steigen beginnt,

n“ die verringerte Tourenzahl, bei welcher das Fallen des Regulators beginnt,

welche der

n die mittlere, bezw. diejenige Tourenzahl

Regulator vor dem Steigen bezw. Fallen inne hatte,

so ist:

Unempfindlichkeitsgrad e =

₂ —__

ri + n“

angenäh. =

(283) n

Der Wert von e schliesst also ein Steigen und ein Fallen des Regulators ein, während er in Wirklichkeit durch Belastungsänderung nur in einer Richtung entweder nach oben oder nach unten aus der Gleichgewichtslage sich bewegen wird.

Für die wirkliche Tourenänderung kommt also nur — in Betracht.

Folgen jedoch Be- und Entlastung einer Maschine so kurz aufeinander, dass der Regulator keine Zeit hat, die der ver-grösserten Leistung entspr. Gleichgewichtslage einzunehmen, sondern schon vorher wieder fallen muss, so ist für die Tourenänderung der Unempfindlichkeitsgrad s einzusetzen.

Diese Möglichkeit kann man jedoch im allgemeinen für den

regelmässigen Betrieb ausser acht lassen, und für die Touren-£

änderung — in Betracht ziehen.

Die Zeit in Sek., welche vergeht, bis der Regulator die Steuerung einstellt, wird gemessen durch

(284)

,= 60.i

Beispiel: Die Tourenzahl, bei welcher ein Regulator von irgend eine Gleichgewichtslage aus zu steigen beginnt, sei 122, diejenige, bei welcher derselben Gleichgewichtslage aus das Fallen beginnt, 118 ; dann ist nach

122 - 118 Ï22-j- 118

£

Da jedoch für die Tourenänderung nur — in Betracht kommt, so beträgt dieselbe nach oben oder nach unten — =    = 0,0165 bezw. l,65°/₀.

von Gleich. 283 :

Unempfindlichkeitsgrad £ — 2 •

oo 0,033, also 3,3#/₀.

Die Zeit, welche bis zum Einstellen der Steuerung vergeht, ist nach Gleich. 284:

t = 30 • 0,033 e'o 1 Sek.

zu

Der Regulator braucht also eine Sek., um einer Belastungsänderung der Maschine entspr., mit dem Einstellen der Steuerung beginnen. Je nachdem nun die Belastungsänderung gross oder klein ist, kommt hierzu noch mehr oder weniger Zeit, bis der Regulator die entspr. Stellung eingenommen hat. Die Werte der Tabelle 106 Seite 248 sind Schätzungen.

Es sei hier noch auf folgenden Umstand aufmerksam gemacht:

In den Tabellen der Regul atorfabrikanten findet man meistens angegeben „Verstellungskraft bei 2°/₀ Geschwindig-

sodass der Un-

keitsänderung“. Diese 2°/₀ entspr. unserm , empfindlichkeitsgrad in diesem Falle £ = 4 °/₈ beträgt.

Den Unempfindlichkeitsgrad s wählt man je nach dem Zweck der Dampfmaschine bezw, dem Gewicht des Schwungrades verschieden, s. Seite 308.

Arbeitsvermögen des Regulators

ist das Produkt aus der mittleren Energie S und dem Muffenhub m, also

A = S-m .    .

.    .    (289)

Beispiel: Nach Gleich. 287 bezw. 288 sei ermittelt -S = 53 kg, der Muffenhub betrage m = 70 mm, so ist das Arbeitsvermögen nach Gleich. 289

A = 53 • 70 = 3710 kgmm = 3,7 kgm.

Verstellungskraft

ist diejenige Kraft, welche ein Regulator bei gegebenem Unempfindlichkeitsgrad s (s. Seite 300) zu leisten imstande ist, und wird ausgedrückt durch

(290)

sin (ß + y)

(286)

ideelle Länge A = L -

sin a • cos y

Mit Berücksichtigung von Gleich. 283 ergiebt sich als Energie S für die Regulatoren :

Watt, Porter, Kley Fig. 1065—1067

| S = z-G- j + Q in kg .    .    .    (287)

. (288)

Hartung-Steinle, Proell \    _

Fig. 1068—1069 fS~

Diese Gleichungen finden sinngemässe Anwendung auf andere Gewichtsregulatoren, wenn man für solche mit festem Pendeldrehpuukt (wie in Fig 1065—1067) Gleich. 287 und für solche mit beweglichem Pendeldrehpunkt (wie in Fig. 1068—1069) Gleich. 288 einsetzt.

Federregulatoren haben im allgemeinen stark veränderliche Energie S, da der Federdruck proportional mit dem Muffenhub wächst. Konstante Energie haben, soviel uns bekannt, die Federregulatoren Hartung und Tolle.

In den Prospekten der Regulatorfabriken ist meist die Energie S bezogen auf die mittlere Regulatorstellung angegeben.

z-G + Q - z-G-

in kg

17 = S-t in kg

Beispiel : Kür eine Maschine, zu welcher der Regulator des vorigen Beispieles Verwendung findet, sei ein Unempfindlichkeitsgrad von 2%, also f = 0,02 zu Grunde gelegt, nach Gleich. 290 ist die Verstellungskraft

V= 53 » 0,02 = 1,06 kg.

Man beachte hierzu die Bemerkung auf Seite 301 unten betr. Angabe der Vers teil ungskraft in den Prospekten der Regulatorfabrikanten.

Fig. 1065 Watt.

1066

Porter.

1067

1069

Kley.

1068

Steinle-Hartung. Proeil.

r>.

Energie des Regulators.

Mit Energie S bezeichnet man diejenige Kraft in kg, mit welcher der im Ruhezustand befindliche Regulator auf seine Muffe drückt.

Bei einem vorhandenen Regulator kann man die Energie leicht durch Auswägen ermitteln, wie in Fig. 1064 angedeutet :

Energie S —    .

Ja

---ij)

-b-Mr

.    . (285)

Während nun der durch das Urnengewicht hervorgerufene Druck in jeder Regulatorstellung derselbe ist, ist der Einfluss der Kugeln verschieden.

In der oberen Regulatorstellung üben die Kugeln: bei unbeweglicher Aufhängung einen grösseren Druck „ beweglicher

auf die Muffe aus, als in der unteren Stellung, je nachdem dieselben im Verhältnis zum Urnengewicht schwerer oder leichter sind.

Fig. 10ö4.

kleineren

Die rechnerische Ermittelung der Energie S²) für Gewichtsregulatoren gehräuchlicher Systeme ist in nachstehendem durchgeführt.

Bezeichnet (s. auch Fig. 1065—1069): l, lv 4 Hebellängen in Mtr.,

«, ß, y die zu diesen Hebellängen gehörenden Winkel, Q das Urnengewicht in kg,

G ,, Gewicht einer Kugel in kg, z die Anzahl der Kugeln, so ergiebt sich:

<%-ß

\²

a/f,

Wki

-w i

fr /

Die Eigenreibung eines Regulators.

In den Gelenken eines Regulators treten Drücke auf, welche Reibung erzeugen. Die Summe der Reibung der einzelnen Bolzen und die der Muffe denken wir uns auf letztere reduziert.

Als Annäherungswert kann man setzen:

Tabelle 121. Eigenreibung R in kg verschiedener Regulatoren.³)

Gewichts-Regulatoren R — 0,013 S.

Feder - Regulatoren:

Proeil Zabel Beyer Trenck Rost Hartung Tolle Steinie /?= 0,03 5 0,015 0,01 5 0,015

0,003 5 0,008 5

Beispiel: Nach Tabelle 138 hat ein Trenck-Regulator No. 5 eine Energie von S’— 340 kg. Nach Tabelle 121 beträgt die Eigenreibung R = 0,01 • 340    3,4 kg.

Der Widerstand des Stellzeuges und der Steuerung.

Die Verstellungskraft eines Regulators muss gleich sein dem auf die Regulatormuffe reduzierten Widerstand W des Stellzeuges und der Steuerung plus der Eigenreibung R.f des.Regulators, also

V = W+R-e

(291)

Da nun (nach Gleich. 290) V=S-s, so ist der Anteil der Verstellungskraft, welcher für die Steuerung in Betracht kommt bezogen auf die Energie

— S — R in kg .    .

•    .. (292)

also

. . (293

at

Beispiel : Zur Bewegung des Expansionsschiebers während des Ganges einer Maschine sei eine, an der Zugstange Z wirkende Kraft von k = 2 kg nötig, ferner sei (nach Tig. 1070) a —160, b = 190 mm, mithin der auf die Muffe wirkende Steuerungswiderstand

Fig. 1070.

in kg .    .

. . (294)

dnnd für das Beispiel nach Gleich. 294:

190

²* i60~²’4 kg-

Legen wir nun einen Gewidits-Regulator zu Grunde, dessen Eigenreibung nach Tabelle 121 R = 0,013 S beträgt und einen Unempfindlichkeitsgrad f = 0,02, so muss sein nach Gleich. 293:

2,4

S =    + 0,013 S ; 0,987 S = 120, mithin

S= 122 kg.

Man müsste also für die gewählten Verhältnisse einen Regulator wählen, welcher S = 122 kg mittlere Energie besitzt.

Würden wir (etwa aus Sparsamkeitsrücksichten) einen billigeren Regulator mit S = 80 kg Energie wählen, so wird die Regulierung schlechter und zwar ergiebt sich

(294)

IV , R

i--S 5 f

und für das Beispiel

~ +0,013 . f ~ 0,03, also 3% statt 2%.

Man kann auch bei Bestimmung der Regulatorgrösse von der Arbeit ausgehen, welche die Steuerung zum Verstellen nötig hat.

Bezeichnet (s. auch Fig. 1071):

P die zum Verstellen der Steuerung nötige Kraft in kg, h den ganzen Weg, welchen die Kraft P zurücklegt, um die Steuerung von Null auf grösste Oylinderfüllung zu verstellen, in mm, m den Muffenhub in mm,

= P-h die erforderliche Arbeit in kgmm so muss nun sein :

rr

Fig. 1071.

.    .    (295)

(296)

+ JR-m

Beispiel : Für eine Maschine sei P = 2 kg, h = 60 mm, als Regulator kommt ein Trenck-Regulator zur Anwendung, der Unempfindlichkeitsgrad betrage e = 0,03. Nach Tabelle 121 ist R = 0,01 S, mithin nach Gleich. 296:

s-m = ür⁺⁰'0is-'”

4040 kgmm = 4,04 kgm.

20

Ein anderes Beispiel s. Seite 321 unten. H a e d e r, Dampfmaschinen.

Wahl des Systems eines Regulators.

Wir haben hier zu beachten :

du Ungleichförmigkeitsgrad des Schwungrades (Seite 249),

„ Regulators bei freischwebender, (nicht mit dem Stellzeug verbundener) Muffe (s. auch S. 299), t Unempfindlichkeitsgrad des Regulators (Seite 300).

Für den kleinsten zulässigen Ungleichförmigkeitsgrad J ist die Zeit T in Sek., welche nötig ist, um die Maschine unbelastet von Null auf normale Tourenzahl zu bringen, von Einfluss. Die Füllung soll hierbei dem tiefsten Regulatorstand entsprechen. Diese Zeit lässt sich an einer Maschine vor Auflegen des Riemens bezw. der Seile direkt bestimmen. Man kann diese Zeit auch rechnerisch ermitteln.

Bedeutet :

G das Gewicht des Schwungringes in kg; g = 981 Beschleunigung in cm,

V die Umfangsgeschwindigkeit im Schwerpunktkreis nach Gleich. 232 Seite 253,

N die Normalleistung in PS.,

L die bei normaler Tourenzahl der grössten Füllung entspr. Leistung in Sekmkg., so ist die Zeit in Sek.:

. . (297) *)

G V²

' ~~ g T ~ 1000 N ‘ '

Tabelle 122. Werte von T für Eincylindermaschinen mit ö₀ = 0,013.

(Berechnet nach Gleich. 297.)

Kolbenhub

= 400    600

800 1000

1200 mm

Cylinder-Durchm. .    .    =    250

350

450    550

700

Schwungrad-Durchm. = 2700 3200

4100 4900

5700

Umdrehungen . . n = 120 Zeit    . . T=    5

77    65

10 12

57 pro Min.

15 Sek.

Umdrehungen    . . n = 240

Zeit . . T= 2,5

154    130

114 pro Min.

7,5 Sek.

Bei leichterem Schwungradgewicht, also d₀ grösser, wird T im Verhältnis kleiner.

Bei demselben J₀ geben die Maschinen mit hoher Tourenzahl kleineres T, weil die Schwungmassen geringer ausfallen.

Bezeichnet ferner: m den Muffenhub in cm,

x eine vom Gewicht des Regulators dem Muffenhub und dem Arbeitsvermögen abhängige Konstante, (für Gewichtsregulatoren ist x = 1, für Hederregulatoren x <C 1, s. Tab. 123), so ist der kleinste zulässige Ungleichförmigkeitsgrad des Regulators :

Ô = 0,1 -X y/m- \J

rp 2

(298)

Tabelle 123. Werte von *.*)

Gewichts-

Regulatoren

Zabel

Feder-Regulatoren Trenck Hartung Tolle Beyer

Steinie

0,84

0,79

0,58

0,42

Ha nun der Muffenhub m meist noch nicht bekannt ist, weil die Regulatorgrösse erst gewählt werden soll, so möge folgende Tabelle 124 Anhaltswerte geben.

Tab. 124. Kleinste zulässige Werte von ô für verschiedene Regulatoren.

(nur gütig für 8 cm Muffenhub).

Gl/²

1000-N

4    6    8    10    12    14    16    18    20

0,4    0,3 0,25 0,22 0,19 0,17 0,16 0,15 0,14

Gewichts-Regul. 0,08 0,06 0,05 0,044 0,0380,034 0,032 0,03 0,028

Feder-

Regu

latoren

Zabel 0,067 Trenck 0,063 Hartung 0,046 Tolle 0,034

0,042 0,037 0,032 0,029 0,027 0,04 0,035 0,03 0,027 0,025 0,0290,025 0,022 0,02 0,019 0,0210,0190,0160,0140,013

0,024

0,022

0,016

0,012

Handelt es sich um einen anderen Muffenhub als m = 80 mm,

so sind obige Werte zu multiplizieren mit

.    .    (299)

8 _

0,5 ‘\/m, m wirklicher Muffenhub in cm .

V Es ist x

a/

Sum.ne aller Gewichte mal d. Quadrat ihrer Wege Arbeits/ermlgea mal Muffenhub

(298 a)

20*

das ergiebt;

Tabelle | bei m —    4    6    8    10    12 cm Muffenhub

125.

das    0,8    0,9    1    1,1 1,15 fache der Werte in    Tab.124

Ferner soll sein;

Unempfindlichkeitsgrad e = Ungleichförmigkeitsgrad ö

c = 1,5 J . ......

Wir wollen setzen

. (300)

, (300a)

ferner e nicht kleiner als der Ungleichförmigkeitsgrad J₀ des Schwungrades, also Wir wollen setzen

()₀ ^ f, f ^ (J₀ ⁴)    .    .

ô = 1,2 d₀ . . .

Aus Gleich. 300a und 301a folgt «=1,8J₀ .    .    .    (301 d)

Beispiel : Es sei Schwungrad J₀ = 0,03, ferner (nach Gleich. 297) T = 12, so wählen wir nach Gleich. 301 a, ö — 1,2-0,03 = 0,036 und genügt nach Tabelle 124 ein Gewichtsregulator, für diesen ist ö = 0,038.

. . (301) ⁴)

(301 a)

Für den Unempfindlichkeitsgrad e benützen wir Gleich. 300 a, also setzen f = 0,036-1,5 =0,054; Gleich. 301 wird dadurch auch erfüllt, da 0,03 <; 0,054.

so

Hätten wir t)₀ = 0,015, also (nach Gleich. 301a) J = 0,018, würde für denselben Wert von T — 12 ein Hartung-Federregulator (oder ein Regulator mit verstellbarem ô z. B. Tolle) angebracht sein, weil dieser Wert ô = 0,018 am nächsten kommt. Wir setzen dann e = 1,5-0,018 = 0,027.

Anleitung zur genauen Bestimmung der einzelnen Dimensionen für die Anfertigung der Regulatoren hier aufzunehmen, würde zu weit führen und muss zu diesem Zweck auf die Special. litteratur erwiesen werden.⁵) Die graphische Berechnung führt übersichtlicher Weise schneller zum Ziele. Man muss aber das Gebiet, soweit es hier behandelt ist, vollständig beherrschen, bevor man sich mit den Details der Regulatoren befasst.

ZurZeit ist es im Dampfmaschinenbau fast allgemein üblich, die Regulatoren von Specialfabriken zu beziehen, und habe ich deshalb mehr Wert darauf gelegt, für einen gewissen Fall einen geeigneten Regulator zu bestimmen. In welcher Weise man hierbei verfährt, zeigt Seite 320 u. f.

Die nachstehenden Tabellen 127—140 zeigen verschiedene Regulatorsysteme mit Angabe ihrer Hauptdimensionen etc.

■    (301 b)

.    (301c)

Tabelle 127. Regulator mit Urnenbelastung.

(Fig 1072-1074).

Herrn. Hartung Naehf., Düsseldorf.

ha

Fig. 1072.

L*-*

Fig. 1073.

LJ?

LJ

cl:

i.

Fig. 1072.

Urne massiv.

Fig. 1073.

Urne zum Nachfüllen von Blei.

Laufende No. Umdrehung, p. Min. Muffenhub m mm Energie S in kg Arbeitsverm.A mkg Maass A

mm

120

100

90

40

50

60

12

25

37

0,48

0,62

2,2

50

60

70

46

50

55

16

20

25

25

30

35

390

500

600

420

515

610

500

020

750

4 B

80 180 70 45 50 27 3,5 1,2 80 50 65 45 30 18 40 25 690 390 710 390 900 500

145

130

115

55

65

75

32

60

62

Sis

120

120

1,66 3,2

4,65

6,56

80

112

100

140

8,96

14

60

46

20

30

445

470

550

60

50

20

35

610

515

620

70

55

25

35

615

610

750

80

65

30

40

650

650

900

80

90

65

30

40

700

710

900

10

11

12

120

120

110

120

140

150

190

287

487

22,8

40

73

90

65

67

72

80

35

46

780

800

40

50

65

65

880

980

106^

120

960

1100

1000 1000

11001350

26

30

30

22

26

30

30

34

34

35

35

42

50

45

61

56

45

45

61

56

70

70

80

88

90

100

74

78

90

65

70

78

86

102

102

112

124

130

180

90

106

120

80

90

106

120

132

132

148

165

170

200

Preis poliert

M.

100

130

158

200 140

150

190 215

235

290

370

450

630

950

Fig. 1076.

Fig. 1073.

Fig. 1074.

Tabelle 128. Gewichts.Regulatoren

(System Steinie). Fig. 1074—1077.

Steinie & Hartung, Quedlinburg.

Fig. 1074. Regulator mit massiver Urne.

Fig. 1075—1076. Regulator mit Urne, welche zum Nachlüllen von Blei eingerichtet ist.

SsSIs

Si g I | g

K* O O O Tv» W O h ^

3^ H ^ Cvl ^

830 885 1010 57 65    80

82 85 100 130 140 160 130 140 160 25 28    32

55 60    64

90 100 110 30 30    30

65 70 85

Fig. 1077. ! jr PTI-

r-

—vH

A !*A—

—vh

V___

IS,

fPf\

JS2r

Fig. 1076

5 § § g £

2 2 S g |2gS22;gg§j = |

2 g § | 3 |2gS2SggSig|

14

13

12

11

10

Fig. 1075

Fig. 1074

180

230

75

116

8,7

615

52

65

100

110

12

50

09

18

45

65

76

4,9j

500

43

09

06

95

12

40

09

18

40

120    230    300

120    40    55

195    24    48

24,3 0,96 2,6

450

40

52

80

88

10

35

09

18

35

18012261265

120

1201

100

80

140

1021

8,2 14

A 5    6    7

145 130 115 107 55 65 75 80 34 37 59 81

1,9 3,4 4,4 6,5

155

45

15

0,67

12 3 4

120 100 90 80

40 50 60 70

12 21 34 50

0,5 1    2    3,5

Laufende No. Umdrehungen pro Min.

Muffenhub m

Energie S

Arbeitsvermögen

785 885    365

40 40    32

80 82    48

114 114 I 72 114 114    76

18 18 10 35    35    30

76 80    50

25    25    15

46    50    30

365 440 145

520 620 700 700 28 35 40 40 50 55 65 65 75 85 100 100 75 85 100 100 10 12 15 15 25 30 35 35 50 50 58 58 17 20 25 25 30 35 40 40 190 215 235 290

450

385

28 28

45

45

mm

kg

kgm

75

75

75

75

10

10

22

50

16

30

150

22

45

16

30

125

450 520 620 700 23 28 35 40 40 50 55 65 60 75 85 100 60 75 85 100 8 10 12 15 20 25 30 35 35 45 50 55 15 17 20 25 25 30 35 40 110 130 158 200

Maass A

5=

Preis poliert

Tabelle 129. Vierpendel-Regulator. Fig. 1078—1079.

Schaffer & Budenberg, Magdeburg-Buckau.

Dieser Regulator ist ein kombinierter Feder- und Winkelpendel-Regulator. Die Pendel sind so aufgehängt, dass sie bei stillstehendem Regulator, also ohne Centrifugalwirkung, aus der in Fig. 1078 gezeichneten tiefsten Stellung bis nahezu in die punktiert angedeutete höchste Stellung sich bewegen würden, wenn sie nicht durch das Muffengewicht daran verhindert würden. Die Pendel unterstützen also während des grösseren Teils des Hubes durch ihre Schwerkraftwirkung die bei Rotation des Regulators wirkende Centrifugalkraft.

Die Pendel sind an der Welle to befestigt, dass beim Ausschlagen derselben der ganze Regulator — mit den Pendeln -, selbst — sich heben muss.

Hierdurch bekommt der Regulator im : • i Verhältnis zu seinen Dimensionen eine f 6 i grosse Energie.

Durch Einsetzen verschieden starker Federn kann man dem Vierpendel-Regulator einen beliebigen Grad von Stabilität geben; S.&B. wählen die Federn so, dass sie norma'en Betriebsverhältnissen entsprechen.

Auf besonderen Wunsch werden diese Regulatoren auch mit einer oberen, während des Ganges für verschiedene Umdrehungszahlen einstellbaren (s. Fig. 1079) zweiten Feder geliefert. Mittelst dieser Feder kann die Tourenzahl um etwa 20 »/„ verstellt werden.

ff

f-'

$.........

;,*♦....."b--

•X.

fi

1;

M r-...

Fig- 1018.

Fig. 1079.

Laufende Nr. Umdrehungen pro Min.

mm

⁰ i ¹

250 200

II

III

IV

VI

VII

VIII

IX

200 200

200

190

180

165

150

135

Muffenhub m

Energie 5    .    .

Arbeitsvermögen .

Maass a .

kg

kgm

mm

Preis.....

Mehr für 2.Feder(Fig.1079)

20

25

30

33

38

44

50

58

66

76

3,5 5,6 13,5 20 30 52 0,1 0,2 0,4 0,7 1,14 2,3 230 272 310 350 390 445 185 225 275 300 330 400

85

130

180

245

4,25

500

7,5

12

18

635

700

800

460

550

610

700

33

40

50

55

60

68

75

100

110

120

10

11

11

12

15

20

22

25

14

16

18

20

22

25

25

35

40

45

170 198

226

257

289

339

415

470

518

590

25

32

34

36

36

48

54

68

76

88

14

18

55

16

20

70

20 22

19

23

90

27

22

22

24

27

34

36

40

25

25

32

37

48

50

56

100 120

150 200

300400

500

30

40

45

50

55

65

80

Fig 1081—10S2.

Eisenwerk Lauchh

Eisenwerk Lauchhammer.

Federregulatoren. Pat. Proell. Fig.1083.

Eisenwerk Lauchhammer.

■M

il.-l

il»

_.p.

L. Jr/

V\

TÉZæikzb

t....

~x'i

»

r « *i

m. schwer.Urne. Fig. 1081—1082.

Regulatoren mit

schwerer Urne

Einwirkung auf

steuerungen mit

grossem Kraftbedarf:

Farcot-, Rider-,

Coulissen-, zwang-

läufige

etc.

Ventil-Steuerung

-é- • v

Regulatoren

mit' leichter Urne

Einwirkung auf Drossel-

klappe, Regulierventil, Aus

losungsmechanismus von Prä

jh-[> SÖ7

u. .*

;V

0 -Î0X -Sr j

leicht.Urne. Fig. 1080.Regulatoren n.Proell,

cisionssteueruugen mit gerin-

gem Kraftbedarf.

Regulatoren nachProell,

Tabelle 130

^ Eine kr&ftige Spiralfeder ersetzt in diesem neuen Uegułatoi1 da» sonst, übliche zur Erzeugung eines gewissen Betrages von Vorstellungskraft nötige'Belastungsgewicht der Hülse.

> Il § l'issgfsssl SS 5- I

ogsslsssl S S S- S

3 la s Sssssgssss    f

â || §    | Sg O glglgg O « g s®, g

_ U 250

n |U6

Nummer des Regulators

Grösster Cylinderdurchmesser

Tourenzahl pro Minute . . .

420-

IwTF

des Regulators ohne

Gesamthöhe

Spindel

Grösste Breitendimension der schlagenden - Kugeln    .

d/|| 25 t \ 550

i/ ! 00

AI 23 c 45 II 70

Hülsenhub    . #11 55

Dicke der" Spindel unterhalb Bund d M 30 Durchmesser des Zapfens .

Länge der Spindel Länge des Zapfens Höhe der Hülse

_Htilsendurchmesser . .

Äusserer Hülsendurchmesser "Abstand von Mitte Hülse bis Unterkante Bund.......

Bundhöhe . . ~ j

« 43

_Vgjgtgj|u pgskra ft inder Hülse in kg Q Arbeitsvermögen des Regulators ’

_E= Q* in kgmm „    ,QS\ 7^5

Gewicht des Regulators in kc-    40

SS S 2 s s « zs

SSSgogog

13

■ -a

I :|*

■t

g S S S § S. s SK

!

IIPM| ;£M-s sII” jS-i H 1IÜIIUI1I!

ïd IjO h* © O it fi fi J J

j!

g w

II

•<5

W> Il •* k)

PB

i«:

.5

.3

! ! ! a ■. . ? I

*pi • .■ a ! e

ilil

Ki*eKAen4eni^LS,¹|⁰X⁴ ’rf ^ ^ ^^ungskraft «r 2•/„ TonienStndernng, also « = 0,04 (».Seite 301) de» Werten der KubrikArbeitfve. mögen. “ ““ d,e Verstellungskraft mit 25 multipliziert. Dasselbe giltvon

200

85

725

61,5

1020

730

850

65

38

93

290

260

500

285

70

240

245

240

68

475

Tabelle 132. Feder-Regulator. D. R. P. 90 824. Fig. 1084—1085. C. E. Rost & Co. Dresden A.

280,

56

370

Laufende No. .    .

t-

32,5

820

590

750

55

33

85

320

46

215

320 320

89

84

mm

115

65

19

6851

4901

670|

50

27

78

188 232

208

400

230

09

190

146

9,9

2,2 4,5

Umdrehungen pro Min. Muffenhub m .

Energie S

Arbeitsvermögen .    . kgm

kg

560

480

415

mm

Maass H .

+—-ac

400

345

300

D*)

[çy

600

550

500

172

45

35

30

22

20

18

T"

70

152

140

09

130

120

50

114

104,

200 230 2701330

194

158

140

126

s**)

-........>!

50

160

96

40

OST

56

36

110

34

34

96

20

Gewicht mit Spindel kg

*) Durchm. des erforderlichen freien Raumes **'    der Hülse zur Aufnahme des Gleitringes.

k-

;<

■B

A.

3B-

Fig. 1085.

fo,

-T'

ai

/5

\o

4,

Fig. 1084.

O)

Tabelle 133. Federregulator (D. E. P. 75 790). Fig.1086. Herm. Härtung Nach/., Düsseldorf.

Laufende No. .

91

92 93

94

95

96

97

98

99

100)101102

Um (Heftungen pro Min-

Muffenhub m mm

340

20

Energie S

kg

575

310 240 25 30 80 105

240

210

200 190

180

30

40

50

60

70

Arbeitsvermögen Kgm

1,15

Preis poliert Mk.

130

2 3,15

140 160

142 172 222 260

4,26 6,88 11,1 15,6

190 I 225 265,320

290

165160140130

80 90 100110

378563 730 940

20,3 30 51 73 103

390 500620740860

.<■

B.2------^

? th >

«'“1

SI¹

i:

:L

mjiiiiî

Die in Tabelle 134

vj «fe-r v

füll

BU enthaltenen Abmessungen

'S

v_

^ A"'~ f'iv, Bill I I.I.M

sind genaue Maasse und dienen dazu, die Eegula-toren in die Dispositionszeichnungen einzuzeichnen.

~>0

Tabelle 134.

fil?

8-

!*

«I

N<X<<CH!flïlÿBo₁o*lrx-

i 'ocsz

8-“- "»'S Et -1    » g; ä-tt s-

°°ä “*3 £S ~ i - i= g.Ä ä *s «s ~ g-js 's.'c s

g ^s “ ■ * ^r“=-1 o ss « S S 5 S.i»~o||Ä g^j SgJ’s'SS'Spg-g^sjgg^MZgÿgiij.^-

°⁸    °    e --s* |sïï?|

»»»sj if §

S-S-ffStJiS: 5-St 8 8t    5.»o.'S

Tabelle 135—136. Federregulator (D. R. P. 114 539). Fig. 1087. Herm. Hartung Nachf.t Düsseldorf.

Laufende Nr. .    .

20 lj 202

203

204

205

206

207

208

209

210

211

212

Umdrehungen pro Min-

Muffenhub m mm

Energie S kg

Arbeitsvermögen Kgm

Preis poliert Mk.

440

380

330

290

270

250

220

200

185

170

160

150

30

53

1,6

128

35

76

40

45

50

60

70

80

90

100

110

120

107

130

180

312

390

560

725

960

1240

1500

2,66 4,28

5,85

18,7

27,3

44,8 65,3

96

136

180

145

170

210

250 325

420

520

650

7 80

910

1050

Tabelle 136.

der Regulatoren zum Einträgen

_I 2 20

41 I 42 I 45 1 47 I 5°

'47 I »65 I '84

3¹31 341 '3'I ¹39

51«

5Ä

■s

‘'Wj

17-

1 23

J5

874 I 943 850I918

böTTjoo? 1

48

46

208

104

198

70

788

766

oof 1

o?8

4²

16

787“

4L

9?

TT

|6|.5

76

al⁶_

661

800

500

340

9^»

45

77

²4

²94

208

²«4

‘188

»94

l66

00 Ç

008

o77

izi

45

-XiLl

40

8ff

4P 3 ¹8

4' I 4«

■ 3&I'48

I 87 I 204

hb c;

ogÇ

«56

77

40

786

no

Wo

g *11 g    s s j j|& = 5|n- sjs râ|7iT|

; s a s £ à I Rj* ? g-j-sjsfs ? g> ? ? âl|; *|a °|s; sjjjijf

162    184

79 ~88~ 45    50

4 » 3 476 400 460 465 5*7 750 800 *8 _jz_

70

»»7 ¹3²

ii_ _i5_

,6 77

20

01

Ta

iX.

97

6 z Lz

Iinr

oL

cci 777

o?t> oqf

68

f 8¹ 09» 6 z Lz

Ü_L!2_

⁸xl«L

|8_88

3» s! s! s,

rn •+) I »O I <o

o?

3.|'S|«p’2|'Â

”8

*n

besitzt konstante Energie für jede

5> .2 § ^ g B

= P a* ?iu|l| = |»|-|~ 2|:i'2|'5>!a^;ï|~!s|a|®jr|.

ToV

Ti⁻

59-5

Nummer II201

67

sa

DT**

7t7

Ł, 236 F 280 G 550

4°

I Lît

m r„,

m

R, 88

44

R,

”77

*13

15

Ml

__4_'

x___:

Xi

‘I

rt

a>

O

Dieser Regulator

il

d-

in

■i

..    _j *

J—"/Ar-

qnH

<!

Fig. 1087.

-Z *•

£2

->—.h —-

-*-x“'-'y

•— V--------

£>

!!

f'i

sb

t-

-h-pri

\s

-•H

Oł

rçp_-

r»

-*Cc&r

Lh *

___„t

Laufende No. .

0    1    2    3 4    5    6    7    8    9    10 1 11 112

UmdreliMPD pro Mm-

Muffenhub m mm

Energie S

kg

Arbeitsvermögen m

360 340 320 300300 300300 290 280 260 250

28 33 38 44 48 51 55 60 66 72 80

31,553,6 80 112130151175 212 252 296 394

0,88 1,77 3,04 4 9 6,2 7,7 9,6 12,716,6 21,3 31,5

230 220

100 110

576 750

57,6 82

Maass a

mm

70

84

"K <t>    O O

88

84

42

61

30

36

20

105

96

50

74

36

42

25

208 250

98 112 120 130 140 154 168 182 192 230 266 123 140150162175193 112 130140150160174 188 208 220 58 64 72 78 80 92 102 110 115 86 102106114127136 146 42 48 52 56 60 66 72

54

66

66

68

74

82

210 227 243 295 332 266 305 120 130 159 201 242 290 78 82 98 114 88 96 110 126 140

30

35

35

38

40

45

48

50

60

70

80

r>

31

35

24

30

14    18

575 690

796

65

60

38

78

82

72

44

85

48

12

14

16

18

18

18

18

20

22

24

26

30

40

52

500

Preis

. M.

120

60    76 84 88 94 102114

500 500 500 500500500 500 140 155\170185200230270

122

500

320

132 150 180 200 500 500 500 500 390 500 620 750

Laufende Nr.

I.-------

W¹'¹

Bi

i

i'-*:

* v£l ¹ c

11_!

-AV-

01234    5    6    7    8

Umdrehungen pro Min. 300 280 260 240 220 200 180

Muffenhub m .    . mm

Energie S .    .

Arbeitsvermögen

30 40 50 60 70    80    95

42 63 100 162 240 340 450

kgm 1,3 2,5 5 9,7 16,8 27,2 42,7

kg

160

160

115

115

610

760

70

87,5

Maass D

cS

Preis poliert

125 140 165 200 245 310 400

950

990

1075 1075

135

110

1200

1200

110

110

70

70

55

55

60

60

115

170

75

25

515

115

170

75

25

550

H* —

m

frf

D—-

c:

l^r>u

V

V--V

sc:

«r

n./

«=

4-

î.

■.t

f-T

K+H

ai

p-

ÏT

Laufende No.

10

11

12 | 13

14

15

16

17

Umdrehungen pro Min.

MufTenhub m .    . mm

Energie S

Arbeitsvermögen . kgm

Maass D

300

280

260 240

220

200

180

160

kg

mm

V)

Gewicht .

Preis poliert .    . M.

kg

30

40

50

60

70

80

95

115

42,5

1,28

310

87    150 237 337

3,48 7,5 14,2 23,6

395

490

570

655

475

675

950

38

64

110

395 510 590 400 I 450 550

660

775

650 775

760 885 1035 900 1015 1160 900 1050 1200

25

22

40

30

35

40

45

50

60

70

24

26

30

35

40

45

60

50

60

65

75

85

95

115

65    75

85

95

110

130

145

170

25

30

30    35

40    50    60

75

15

25

40

70

105

150

220 335

95

115

140

175 215

2 80

375 475

i\

Tabelle 140. Federregulatoren (0. R. G. M. 148 082).

Fig. 1094—1095.

Steinie & Hartung, Quedlinburg.

---A —

Q)

ej

\"V

— nH

sc;

r»

'i!

b\

il

z3

9\

«z:

k---B--

r.i

Laufende No.

148

149

150

151

152 153

154

155 156

Umdrehungen pro Min.

Muffenhub m .    . mm

Energie S Arbeitsvermögen

• kg . kgm

300

300

280

270

260 250

240

230

210

30

37

1,1

40

40

50

60

70

80

90

100

54

80

106

2,16 3,2

5,3

160 242

9,6 16,9

335

518

835

26,8 46,5 83,5

Maass

mm

240

260 285 315

365 410

450

500

560

285

320

440

480

550

625

705

785

855

360

415

470

530

587

631

710

810

916

30

30

38

40

45

50

55

60

70

25

25 30,5

30,5

35

35

37,5

55

65

40

44

50

52

60

70

75

90

115

65

70

80

85

100

110

120

135

170

25

25

25

25

30

35

35

'50

60

«    9 •

„    h .

Preis poliert

M.

50

55

70

70 70

70

85

100

105

15

15

18

20

20

20

20

22

25

115

130

145

165

195

240

300 400

520

¹

ie Anker für Fundament

_ ,    _ mitzugänglichen Kanälen

(nach Fig. 1040) erhalten statt H_ j__i__₁J    des Hammerkopfes unten Ge-

winde mit Mutter (s. Fig. 1041) oder Keil {Fig. 1053.)

²

Nach Tolle im Taschenbuch der Hutte 1999, Seite 583.

³

Nach Tolle, Hütte 1899, Seite 592 u. f.

⁴

Nach Prospekt Herm. Hartung Düsseldorf soll man nehmen .-bei rückdrudifreien Steuerungen 3 Ö0 bei Steuerungen mit Rückdrudc t ^ 2 d₀

⁵

z. B. Lynen, Berechnung der Centrifugalregulatoren; Tolle, Zeitschr. d. V. d. Ing. 1895 und 1896 u. A.

Wahl der Grösse eines Regulators, a. Riderflachschieber.

Bezeichnen wir mit

F die Druckfläche des Expansionsschiebers in qcm (in Fig. 1096 punktiert), fl den Eeibungskoeffizienten, p den Dampf-Ueberdruck in Atm.,

P die zum Verstellen des Schiebers nötige Kraft in kg, so wäre nach üblicher Auffassung

Fig. 1096.

P— F-p-fi in kg .    . (302)

In Wirklichkeit ist der Schieberwiderstand viel kleiner und zwar im Verhältnis der L än g sb ewegung 2-x des Schiebers zur jeweiligen Querbewegung u.¹)

Bezeichnet ferner

2 x den Hub des Belativ-Exeenters (die Verschiebung beider Schieber unter sich s. S. 347), u die jeweilige Querbewegung,

so kann man als Annäherungswerte Tabelle 141 benützen, setzt man noch fi — 0,1 und die wirklich gedrückte Fläche = 0,7 F so erhalten wir als Mittelwert

(303)

P = 0,7 F- 0,1 ■ p- 2^ - .    .

Tabelle 141. Werte von ^~x und Zeit /.**)

Belastungsänderung =

10    15    20    40    60 f80o/o

in Sek t

0,06 0,13 0,17

0,5    1 I 1,4

JN© O

ro

0,55 0,65

4,5 5.-

Als normal gelte 10% Belastungsänderung, damit soll die Verschiebung während einer Umdrehung stattfinden und wir erhalten:

0,004 F-p . . . . (304)

P = 0,7-0,1-0,06-/%

man

Man wird also für einen Eiderflachschieber als Schieberwiderstand den Wert der Gleich. 304 einsetzen und für grössere Belastungsänderungen als 10°/o eine grössere Zeit t zum Verstellen der Steuerung in Kauf nehmen. Die Zeit t kann aus Tabelle 141 entnehmen.

gemacht.

Zur schnellen Ermittelung der Druckfläche F dient Tabelle 142.

Tabelle 142. Werte der Druckfläche F für Riderflachschieber

_(s Seite 348)._

Schieber No.

Druckfläche F = j 100 124 158 186 216 j 260 368 458 qcm.

Beispiel: Der Schieber No. 5 hat nach Tabelle 142 eine Druckfläche F — 216 qcm. Bei 7 Atm. Dampfdruck wird nach Gleich. 304 : P = 0,004-216-7 ~ 5,2 kg.

Die ganze Querbewegung h = 46 mm, mithin nach Gleich. 295 die Reibungsarbeit

240 kgmm.

= 5,2-46

Bei einem Unempfindlichkeitsgrad von f = 0,04 und unter Zugrundelegung eines llartung’schen Federregulators, welcher nach Tabelle 121 eine Eigenreibung von R — 0,003 S besitzt, müsste sein nach Gleich. 296:

6000 kgmm,

240

S-m = -ÖÖ4 + 0,003 S • m

wofür nach Tabelle 133 ein Regulator No. 95 zu nehmen wäre. Letzterer hat jedoch ein Arbeitsvermögen von S-m = 6880 kgmm, mithin nach Gleich. 294:

0,035 bezw. 3,5 °/₀,

2 Ri

T + 0,003 • f

6880

d. h. die grösste Schwankung der Tourenzahl des Regulators bei 10°/o Belastungsänderung beträgt demnach 3,5 °/o> meist jedoch

= 1,75 °/₀ Für Schwungrad nach Gleich. 301 Seite 308 soll dann

sein $₀ < 0,035.

b) Riderbüchsen und Kolbenschieber.

Bei diesen fällt der Widerstand zum Verstellen erheblich kleiner aus, da der Schieber vollständig entlastet ist und nur der durch das Gewicht des Schiebers sich ergebende Beibungs-widerstand und die Stopf büchsreibung überwunden werden muss.

c) Ventilsteuerung.

Der Widerstand lässt sich bei Ventilsteuerung rechnerisch kaum ermitteln und muss man hierfür Erfahrungswerte, welche die Praxis ergiebt, zu Grunde legen.

Um nun für die

verschiedenen Steuerungsarten

von vornherein über den Schieberwiderstand Annäherungswerte zu besitzen, ist Tabelle 143 entworfen. Dieselbe giebt den Arbeitsbedarf der Verstellung der Steuerungen in kgmm.

Beispiel ZU Tabelle 143 Seite 322: Eine Dampfmaschine von 400 mm Cylinderdurchm. ist mit Kolbensteuerung ausgerüstet. Nach Tabelle 143 beträgt der Arbeitsbedarf 280 kgmm. Legt man nun einen Beyer-Regulator zu Grunde, welcher nach Tabelle 121 eine Haeder, Dampfmaschinen.    21

Eigenreibung- von R = 0,01 S besitzt und nimmt als Unempfindlichkeitsgrad e = 0,04 an, so ist nach Gleich. 296, Seite 305:

280

7000 kgmm = 7 kgm.

Diesem enstpricht nach Seite 318 ein Regulator No. 12 mit 7,5 kgm.

S-m — q + 0,01 S-m

Tabelle 143. Arbeitsbedarf 21 zum Verstellen der Steuerungen in kgmm.

(für 10°/o plötzliche Belastungsänderung s. Seite 320).

Cyl.-Durchm. =

200250|300|350400| 450 |500j600j700|800j 900 |l000

Rider-

Schieber

flach

halbrd.

.Büchsen

100200350 5508001100 ----—    —

60 120 220 350500 600 —--— —    —

50 100160220 280 320 360560 730 90010501200

Ventil- (

J steuerg. (

auslös.

zwangl.

70 130190 230 280 320 440 560 670 130190 230 280 320 360 560 670 780

780

890

890 1000

Beispiel hierzu Seite 321 unten.

Oelbremse.²)

Anwendung: Bei zu kleinemUngleichförmigkeitsgradJ'desRegulators. Zweck: Das Verhindern des unruhigen.. Schwankens um eine mittlere Gleichgewichtslage, hervorgerufen#durch die Trägheit der Massen.

nifL

fl

i/r

;•>

Ivi

gl«?

ii

''■M

ll

(m-i

i-

IU I

i {&-

Eig. 1097—1098. Oelbremsen. Maassstab 1:4.

Fig. 1099-1100. Oelbremse nach Dr. Proeil.

AtisfUhrung : Verbreitetste Konstruktionen zeigen die Fig. 1097—1098. Der Uebertritt des Oeles oder Glycerins, mit welchem der Cylinder gefüllt ist, wird reguliert in Fig. 1097 durch die Schraube R, und in Fig. 1098 durch die Schraube s.

Eine Oelbremse mit Federgehänge nach Dr. Proeil ist in Fig. 1099—1100 dargestellt. Es soll hier die starre Verbindung der Bremskolben mit dem Regulator durch eine elastische ersetzt werden.

Regulierung der Maschinen durch Drosseln.

Bei kleineren Maschinen (unter 200 Cylinderdurch-messer) lässt man den Regulator nicht auf die Steuerung, sondern auf eine Drosselklappe oder Drosselventil einwirken, und nimmt den Dampfverlust durch Drosseln in Kauf.

Einfachste Ausführung von

Drosselklappe und Drosselventil.

20

30

30

40

10

16    130    25

16    140    35

r->.

40

50

50

SE

60

00

70

70

10

10

:=F

80

80

12

10

10

12

12

18    150    50

18    160    65

12

18    175    80

12

14

12

20    185    95

90

13

16

12

Tabelle 145. Universal-Regulier-Apparat. Fig. 1103—1104

v. Herrn» Hartung, Düsseldorf.

90

100

_5

100    1 105 _6*

110    1256

120    135    7

18

20

22

24

14

15

16

18

20 200 1 10

13    20 215 120

13    20 230 130*

13

14

22    240    140

22

250

>:/■

fjï

f: it

Laufende Nummer

21 j 22 J 23

Durchmesser des Dampfrohres . .

I ²⁵

26

I ÿ7I28 | 29 j 30

30/35

40

50

60

70

80

90

100

110

120

Gewöhnliche Tourenzahl pr. Min.

185

185

185

170

170

.170

155

155

156

155

in der Ventilstange bei windigkeitsänderung in

> 2°/0 ke •

1,8

1,8

1,8

Dimension A

130

140

160

175

185

200

215

230

245

260

180

180

185

220

225

230

265

270

.270

285

130"

140

160

175

185

200

215

230

245

260

95

95

105

115

120

135

145

156

156

175

290

290

290

380

380

380

445

445

445

100

100

100

125

.125

125

140

140

140

140

50

50

50

65

65

65

70

70

70

70

670

750

810

820

845

1045

1065

1065

ÎORO

Preis in Mark

190

190

190

220

220

275

275

275

275

II ¹⁷⁵

185

195

220

235

255

280 | 300

320

385

fl

Expansionsapparate.

Die Anbringung eines Expansionsapparates ist bei alten Maschinen unter Umständen vorteilhaft. Neue Maschinen mit solchen zu versehen, scheint wegen deren Kostspieligkeit überflüssig und erweckt in dem Beschauer die Ueberzeugung, dass der Konstrukteur nicht die nötigen Kenntnisse für den Entwurf einerselbstthätigen Expansion besitzt.

Die meisten Expansionsapparate geben dem Dampf nur für einen bestimmten Füllungsgrad den nötigen Durchgangsquerschnitt, während beiden anderen Füllungsgraden eine starke Drosselung stattfindet.

Durch’ Anwendung von Expansionsapparaten wird der schä'dliche Kaum der E xp a ns i on s p e r i o de um den Inhalt des Schieberkastens vergrössert, man füttert letzteren deshalb mit Eisen aus ; Holz zersetzt sich in einigen Jahren.

Expansionsapparat v. Fritz Voss, Köln.

Indirekt wirkende Regulatoren.

Dieselben sind teurer in der Herstellung, regulieren aber viel besser als die direkt wirkenden. Der Unterschied in der Tourenzahl ^zwischen höchster, ^mittlerer und tiefster Kegulator-stellung ist hier fast^gleich Null.

(S)

lüi

ff

Fig. 1108-1108.

Indirekt wirkender Regulator mit Reibungskuppelung von Ed. König.

Fig. 1109—1111. Via der nat. Grösse (mit Klauenkuppelung).

-44

I a______

In der mittleren Stellung ist die obere und untere Klaue bezw. Reibungskuppelung ausgerückt. Hebt sich der Regulator, so kommt die obere Kuppelung k in Eingriff und bewirkt durch Drehen der Gewindemuffe die Verschiebung der Zugstange der Steuerung.

Die Steuerungen.

Dieselben sind in Band 2 ausführlich behandelt. An dieser Stelle wollen wir uns nur mit Normalien gebräuchlicher Elach-schiebersteuerungen befassen.

In der Hauptsache unterscheidet man 2 Arten von Flach-Schiebersteuerungen und zwar solche mit einem Schieber und solche mit 2 Schiebern. Von beiden Arten sind eine grosse Zahl verschiedener Konstruktionen entstanden, von denen die zur Zt. gebräuchlichsten sind:

einfache Muschelschieber,

Meyer-Schieber, fixe Expansion,

„    „ veränderliche Expansion,

Rider-Schieber, runde, halbrunde und flache.

Die Berechnung der Kanaldimensionen ist auf Seite 197 erklärt und sei hier noch bemerkt, dass man den Kanal im Grundschieber av also für den Dampfeintritt, kleiner macht als den Kanal im Schieberspiegel a, also für den Dampfaustritt, und zwar etwa

.    (305)

ax i-o 0,8 a

man lässt also für den Dampfeintritt eine grössere Dampfgeschwindigkeit zu.

Die Kanalweite cr₀ (Fig. 1130, Seite 330) ist so gross zu wählen, dass in äusserster Schieberstellung noch die Kanalweite a offen bleibt, also

a₀ > / —{— r —er — c Bedeutung der einzelnen Buchstaben s. Seite 331 u. f.

Die Abmessungen der Schieber sind abhängig vom Kanalquerschnitt a - b. In den Tabellen 147—156 ist deshalb a-b als Maass für die Grösse eines Schiebers zu Grunde gelegt. Bezeichnet:

(306 a)

Q wirksamer Kolbenquerschnitt in qcm (Gleich. 10, Seite 27), c mittlere Kolbengeschwindigkeit in Mtr. pro Sek., v = 26 — 34, im Mittel 30 Mtr.

Dampfgeschwindigkeit pro Sek. (vergl. auch Seite 197),

so ist

a-b —

Q-c

. .    (307)

— in qcm .    .

Aus den Tabellen 147—156 nimmt man nun einen Schieber, welcher dem gerechneten Wert am nächsten kommt.

1. Beispiel : Eine Dampfmaschine von 200 mm Durchm., 300 Kolbenhub, n = 150 Umdrehungen pro Min., soll einfache Schiebersteuerung erhalten. Welcher Schieber ist zu nehmen?

Nach Gleich. 9, Seite 27 :

mm

2 • 0,3 • 150

mittl. Kolbengeschw. c —

Nach Gleich. 10, Seite 27:

wirks. Kolbenfl. Q = 0,98 • ~ - 20² ~ 307 qcm,

60

^ 1,5 Mtr.

nach Gleich. 306 a setzen wir v — 30 Mtr., mithin nach Gleich. 307:

307-1,5

Kanalquerschnitt a-b —

~ 15,4 qcm,

entspr. einem einfachen Schieber No. 5 nach Tabelle 147, Seite 329.

30

2. Beispiel: Für eine Maschine 425 mm Durchm., 800 mm Hub, fl 75 Umdrehungen pro Min., ist eine Doppelschiebersteuerung zu bestimmen.

Nach Gleich. 9, Seite 27 :

mittl. Kolbengeschw. c Nach Gleich. 10, Seite 27: wirks. Kolbenfl. Q =

mithin nach Gleich. 307 :

2-0,8-75

60

2 Mtr.,

0,98    42,5²

1390 qcm,

1390-2

30~ ~ ⁹³ 9cm>

Kanalquerschnitt a-b = also nach Seite 347 ein Doppelschieber No. 7.

I. Einfache Schiebersteuerung.

Dieselbe wird angewandt für kleinere Maschinen bis etwa 225 Durchm. und ist für einen bestimmten Füllungsgrad (meistens 60 bis 70°/o) eingerichtet. Man kann auch 50% erreichen. Die Regulierung des Ganges bezw. der Leistung erfolgt durch Drosselapparat (vgl. Seite 323).

■ * Die für unsere Normalmaschinen (Tabelle 46 Seite 68) geeigneten Schiebergrössen können aus Tabelle 146 entnommen werden.

Tabelle 146. Schiebergrössen für normale Maschinen.

Cylinderdurchm. Kolbenhub Touren pro Min.

J) =

90    120

160 200 200 180

ro

O O’ Oi

O’ o o

Schieber No.

4 15    6

(Seile as» bis b8i.)    ‘

Bei den kleinsten Schiebern ist die Kanalweite mit Rücksicht auf Ausführung grösser genommen als die Rechnung mit v = 26—34 Mtr. Dampfgeschwindigkeit ergiebt.

Ausführungsformen der Muschelschieber. ï

^"1

Ts

ma

Mrnmm.

ł£r

m-

Aid :

!___L___:

Man erkennt aus Flg. 1112—1121 das Bestreben, den Angriff“ der Schieberstange möglichst in die Nähe des Schieberspiegels bringen, um Unrundwerden des letzteren zu vermeiden.

zu

'S ï

rg

rS

0 ‘S

04 05

Schieberdiagramm.

<D CO

•g |

Il

I *

g co r-i a)

05

tJ bß

0 s

II

-g

Bg

ginn des Hubes.

X X Mittellage des Excenters.

«*3" c-2 0

lus i

-“lia

CG O) rd CÖ *“* r—. ch ü chi O D ft M CL ®

■e i si s,

P Co    CO

CH

•s

l m E< ®

I •=. s •= S

s h<£

■h a a c a

I ? ! i I

œpqppqp

<500°

Druckdiagramm I. u. II.

0=

.2

cô

<D

•iH

d

.2

reduzierte Fliehkraft der hin- und her-

im toten Punkt (un

SX

bc

§

■S '

P»?

rS

0 2

09 ->

I ?

0*

0)

d

g:0

0 ¹ -

05 Ö fcJD 05

V^'

«s j

-I—

Mm

«u W⁻

M---f-*

Fig. 1128—1129.

44 0 S

04 04

S o

ë ë

l|

U fH rG

® <D ti £

P P

t-4 <N

P P

09 © C+H «4H

t?

.i

i—i

1/

-J____

.2^

■ox

05

se

Fig. 1125 —1127.

/    ------QJ -—y

co

*    «> w •• O

\-^

s-—

S--Î

°o

S- —

U.

ramm

---1

S'-cSfeir--.--

\\

3b

in

-g

œ>

_r

-2

Vf

p-

05

-g

Pi

'Ą

-00--

J____

Ov

Fig. 1122- 1124.

a+a-

S/'P I

*ivr:

--Pc---\

#>

•r- O

22,4

(225)

16

13

18

4,5

31

18,5

45

0,6

0,09

0,2

Diagramm der einfachen Schiebersteuerung. Flg. 1122-1129.    (S. auch Seite 13)

(Fig. 1122—1127 zeigt Diagramm für Schieber No. 4 in natürl. Grösse.)

(061)

121

2 - 3 ■* § « 3 5 § S- Z-

10

3,8

(160)

(120)

® s

*«5£

No.

11

12

10

3,5

21

17

2,5

11

44

45

0,6

0.09

0,2

0,6

0,09

0.2

r- o r~ oj

Ol C O iTj tD

^ m ^ 6

0,08

OJ

a>

Ł. ii

O    "O

^ c ^ to

Tabelle 147.

Schieber........

Kanalquerschnitt in qcm . (Beiläufiger Cylinder-Durchm.)

Kanalweite im Schieberspiegel.....,

Nötige Kanalweite für den Dampfeintritt .    .

Aeussere Deckung.....

Innere Deckung*).....

Excentricität.......

Aeusseres lineares Voreilen Inneres lineares Voreilen Voreilwinkel in Grad .    .    .

Cylinderfüllung......

Verfrühter Dampfaustritt .    .    .

Kompression.......

Kolbenhub == 1 gesetzt

Aus Druckdiagramm I ist ersichtlich, dass bei 7 Atm. abs. und voller Arbeit der Maschine Tourenzahl nach Tàb. 146 der Druckwechsel im Gestänge genau im toten Punkt stattfindet, dagegen zeigt das Druckdiagramm II, wie bei 5 Atm. abs. Eintrittsspannong der Druckwechsel bereits in der Kurbelstellung 0 R, um den ß vor dem toten Punkte erfolgt; siehe auch Massenwirkung.

*) Für gleiche Kompressionswege [siehe auch Fehlerglied, Band 2] nehme man die innere Deckung vorn = 1,3?, hinten = 0,7?.

-JJ

|j—■\

lLz_____

J’ig. 1134-1135. Gewöhnlicher Muschelschieber.

A Dampfschieber, B dickwandiges zu A, wird genau eingepasst so dass man die Schieberstangenmuttern anziehen und der Schieber sich zwischen den Unterlegscheiben bewegen und so trotz eventl. Abnutzung sich stets auf den Schieberspiegel aufsetzen kann.

Pressrohr

fest

noch leicht

'ÈWfA

Sn T«

IM

«S

t- ->

_i„.

Ét.

<55

vorn

>s

%-l-r

iffJ-h-H

r¹—¹-f

k-

Wl\

?N!

's*

t*

T

<** -

S5

Fig. 1180—1183. Muschelßchieber.

i.

Wzh

>i-

ML.i~

hinten

wmmmkmmÆ

Exc.

Kasten

Tabelle 148. Einfache Schiebersteuerung. Fig. 1130—1133.

(Zum Schieberdiagramm Tabelle 147, Seite 329, also für 0,6 Füllung.)

Schieber

Schieberspiegel

Schieber

No. d-b D*) ao a b c d e f g h i**) klmnopqqjS tu \ v w r

CM

CO

kO

~7

CO

CM

70

co

CM

CO

CM

03

kO

CO

05

CM

!>•

O

03

54

r-

co

30 14

1 i 2,1 II (75)

80

90

100

115

130

co

kO

o

co

CM

00

CM

co

I>*

I>

X

03

cc

CC

CM

73

00

co

45 15

CO

CM

2    | 3,6    (90)

o

co

CM

00

CM

00

CM

CM

X

co

co

00

CM

CM

X

co

CM

X

CO

X

GO

co

r~

00

00

CM

kO

CM

CM

5!

05

97

co

65 16

05

3    5,8    (120)

X

CM

05

co

03

ao

co

co

kO

cc

CO

x

126

CM

90 17

4    ! 10    (160)

05

X

OQT

iO

o

CM

110 18

00

CM

5 j 15,4    (190)

s #7

‘

CM

3 Z

190

Ho

HO 19

Q lf

co

CO

6 i 22,4    (225)

*) Beiläufiger Cylinderdurehm. bei Hub und Touren nach Tabelle 146, Seite 327.

**) Für gleiche Kompressicnswege nehme man die innere Deckung vorn 1,3 i, hinten 0,7 i. Betr. Breite der Tragleiste 0,5 (f — b) beachte man Seite 382 oben.

II. Doppelschiebersteuerung.

a) Meyer-Steuerung, fixe Expansion.

Dieselbe wird ausgeführt für kleine und mittlere Maschinen und meistens für einen Füllungsgrad von etwa 30% eingerichtet. Die Regulierung erfolgt durch Drosselapparate (s. Seite 323). Die allgemeine Form einer solchen Steuerung zeigt Fig. 1137

bis 1138.

Ÿ?p

-an

o.

II

V'

yt\ î va wmm,

Fig. 1137—1138. Steuerung mit fixer Expansion.

b) Meyer-Steuerung, veränderliche Expansion

unterscheidet sich von der vorhergehenden in der Hauptsache durch Anwendung eines geteilten Expansionsschiebers. Die Expansionsschieherstange erhält Rechts- und Linksgewinde, sodass man durch Drehen derselben die Expansionsschieber der Leistung der Maschine entsprechend einander nähern oder weiter auseinander bringen kann. Die grösste Füllung, die ein solcher Schieber zulässt, wird erreicht, wenn die Expansionsschieber dicht zusammen stehen.

Diese Steuerung findet hauptsächlich Anwendung für Maschinen mit nahezu konstanter Arbeitsleistung und für Nieder-druckcylinder von Mehrfach-Expansionsmaschinen. Die Regulierung erfolgt von Hand mit Hülfe der Stellvorrichtungen Seite 338 u. f. Man findet, allerdings selten, auch Verstellen der Expansionsschieberlappen durch Regulatoren, hierfür sind jedoch umständliche und teuere Einrichtungen erforderlich. fc... In Fig. 1139—1140 ist die allgemeine Form eines solchen Schiebers dargestelit.

Fig. 1139—1140. Mey ersehe Steuerung mit veränderlicher Expansion.

Bei der Konstruktion hat man darauf zu achten, dass die Entfernung vom Angriffspunkt der Expansionsschieberstange und Grundschieber möglichst klein wird (Fig. 1141), um Unrundwerden und Ecken zu vermeiden.

Fig. 1141.

Ferner hat man auf das Einbringen der Expansionsschieber zu achten, d. h. den Schieberkasten gross genug zu wählen. Flg. 1143 zeigt ein derartiges Zusammenbauen.

î~èr"-IzÊ—    - -IL - : -

U'- - I

SÀ

li

Ig

Fig. 1143. Einbauen der Expansionsschieber.

Man baut die beiden Mitnehmermuttern, wie in Fig. 1143 angedeutet, ein und kann dann die Mutter der Expansionsschieber, links beliebig drehen.

Zur Erzielung einer guten Schieber führung führt man die Schieberstange des Grundschiebers durch wie in Fig. 1137 und auf Seite 334 und 336. Ausführungen mit Hammerkopf wie in Fiq. 1139 ergeben allerdings eine geringere Entfernung vom Schieberspiegel bis Mitte Schieberstange, aber die Führung an sich wird schlechter, deshalb sollte man diese Anordnung unterlassen.

Um nun die Vorteile des möglichst tiefen Stangenangriffs mit dem der guten Führung zu vereinigen, wendet man Schieberrahmen an (Fin. 1165, Seite 338). Dieselben werden aus Schmiedeeisen hergestellt und genau schliessend auf den Grundschieber gepasst, sind aber in der Herstellung sehr teuer.

Betr. Benutzung der Tabellen 150 und 151 beachte man, Seite 326.

Die für unsere Normalmaschinen (s. Seite 68) geeigneten Schiebergrössen können aus Tabelle 149 genommen werden.

Tabelle 149. Schiebergrössen für normale Maschinen.

Cylinderdurchm. D — Kolbenhub .    . H —

Umdrehungen . n =

190 225

300 350 150 135

250

400

120

275

300

350

450

450

500

600

800

112

106

95

77

Schieber No. .    .

12

Fig. 1150-1153.

É)

fi 3

N

Ł,' ®

S ô-c

,û sî O 03 ftfe

9«J

!°°

>7

üiig ^

T!

zu A,

⁷ |E3l

■ ! Ilî

«g£

Si

o-s'i

ao

S'Tf

8—4 T--’

, cr>

Muf

«3 «8

S 5

Jf

L!

±__

Teir'i? i

' oll i**s i îcfflWlF

_s

Fig. 1149.

H Ö

ID

*?s

h

£ -ri

-ł---

j—,;

UjL

,0-

03 -H

Pi

ai-8'o

** ® ® ® ’rt .15

•g v, ®

t! “'æ

*Iü

-er--

33---

=t-4-

mr

i----

j.

Ki

it ö

Hf-

Fig. 1144—1148.

h S

»ß«

03    ^_.

03 &JD

'S's ö

• ^ -S >

'S $

öo £

oT

J.

jr_

il

il '

rl ¹ W» IJ ¹ ISF Il Ulfe

-j» £ -

■<=>'

F“

L.

j IJ !T-]

a*

i

_i

__L_

311

’S ®

Oi >

S|1

é§«

ö u .

H ® 6c

rO o

® tn

eu

A a

O ® GO TJ

UJ

Doppelschiebersteuerung, fixe Expansion. Fig. 1144—1149. (Schieberdiagramm s. S. 346.) (Abbildung Flg. 1144—1148 zeigt Schieber No. 3 im Maassstab 1 ; 6.)

§ s ’ ą£ s sr g g

82

155

94

175

112

210

123

230

135

160

185

210

255

300

340

390

so

c*

CC

'S

■H

CM

Schieberspiegel Stangen

a a₀1 a\ I b I c d I d{

D*)

O-r^^kOCOOOO t-It-ItHt—IvSCMCMCO

kC 00 O O CO kC CO 00 T-1-r—(CMCMCMCMCMCM

OCOCOCOOCMTfCO

CMCMCMCMC0C0C0C0

64

70

76

82

85

94

102

110

[> I> 00    00 o

00 00

CM

CMCMCO^fOCOD-OO

tH tH tH tH H tH tH t-H

CO    00    O    o    CM    ^    l>-    T-ł

T—l    r-H    t—i    CM    CM    CM    CM    CO

co

00    O    O    O    CO    co 05

CM    CO CO    CO    ^    ^    ^

150

190

220

250

280

320

360

400

tHCOCOOOO^COCM 1-ht-Ht—It-^CMCMCMCO

kC 00 -rH —< ^ I> Oi CM tHt-hCMCMCMCMCMCO

ocococoocmoo}

CM CM CM CM CM CO CO CO

00 O) O    —i CM    CD GO

1-Ht-iCMCMCMCMCMCM

110

140

160

180

200

230

260

290

^tHCMCMCMCOCO^

(190)

(225)

(250)

(275)

(300)

(350)

(400)

(450)

Tabelle 150.

Schieber

No. a-b

^    ^ co

LO* 03 oo oT *■■< (M    CO

*) Beiläufiger Cylinderdurchm. bei Hub und Touren nach Tabelle 149, Seite 333.

Das Maass l ist abhängig vom Füllungsgrad, man beachte Diagramm Seite 346, auch betr. der Exeentricitäten. Betr. Breite der Tragleiste 0,5 (f — b) beachte man Seite 382 oben.

y*?

iii

na

Fig. 1160—1164. Teile zur Meyer-Steuerung.

^4 Grundsehieber, i? Gasrohr zu J, C zwei Expansionsschieber, F Feder zu C, G zwei Spindelmuttern.

T—

oo

SHt

ł_n

oo

-+J-

ÉH

K---tr

-T* 0>>

— J--fV

SB»

Jil r

J

jE#W SÉTîs rlL*^

i-tü

---f—

IfHïï

il

*i

O

rO

i-eg Ujt ëë

fjl

fl

Fig. 1159.

für kleinste Füllung.

. 1159

ram

-a

■*T*-

Jj| _r-r£: njgiljj il [HL

_L]1 tta J ♦

U----QH

gf

tZJZZL

Ils

lit !

i m <

LWfiË

if

vt

jj

A-

Fig. 1154—1158.

grösste Füllung, Fig

r,

si

■h

“1

T* «<

r~

*42

~>

<♦

f-

Fig. 1154 Mittelstellung für

Meyersche Steuerung, veränderliche Expansion. Fig. 1154-1159. (DiaBramm Seite 346.) (Abbildung Fig- 1154—1158 zeigt

**

■40

0Ô

Schieber No. 3 im Maassstab 1 : 6.)

52

155

123 127

135 141

160 174

185 200

210 232

09

74

08

06

110

125

145

175

210'

,230

300

390

OTH-^fiOCOOOO T—i ▼—4 -ł—i f*H T—I Ol Ol CO

SSSSoiSSS

00 00 ⁰⁵

rH

05

oo oo

OlCd CO    kO CO t>^ CO

ir ins s § ^ s s s

lO co

00    05 o S 3 S

Ö5 csJCOcSoO^”^^

150

190

220

250

280

320

360

400

<S>

g 05 gj g^’, g TO ^

'a S c3 cn cn' S co co co

o !2SoïcNc3oîoiS

a a₀

110

140

160

180

200

230

260

290

14 ¹ 24

16 30

20,42

48

22

24 54

68

82

30

35

40 ¹ 94

Tabelle 151.

D*)

(,061)

(225)

(250)

(275)

(300)

(350)

(400)

(450)

Schieber

a-b

15.4

22.4

32

39,6

48

69

16

116

No.

oj co ^ o r>- oc

pa

0>

a.

CD

3.

p

CB

3!

als Null gewählt, so können w und C kleiner werden, w muss so ein Oeffnen von innen vermieden wird.

*) Beiläufiger Cylinderdurchm.

**\ Für 0—0,65 Füllung, wird die kleinste Füllung grösser sein, dass bei der Stellung, grösste Entfernung beider Schieber unterzieh,

bei Hub und Touren nach Tabelle 149, Seite 333.

Betr. Breite der Tragleiste 0,5 (f—b) beadite man Seite 382 oben.

gross

.ÏS

¹

Auf diese Rechnungsweise wurde ich von Prof. Tolle aufmerksam

²

Indirekt wirkende Regulatoren (S. 324) brauchen keine Oelbremsen

Tabelle 152. Schieberrahmen.¹) Fig. 1156—1166.

rC

OL

14

<?U

Maschine

300

200

135 172

400

250

170 210

500

300

210 246

600

350

250

282

700

400

290

324

800

450

325

364

900

500

380

404

1000 550

420

440

CO CO i—¹•    i—^    s-¹-    (—i.

OOGOOOO^Cn^cO Ci

V COCOCOCOOOlOO

^    T-:    ^    T-^    t-h CM    CM    (M CO

pp

^ I    s    s    s    n    s

Nil

KF

«À'-¹

60 j 52 65    55

70

60

00 a oi

78

65

86

70

92

75

CO

100, 80 110 84

Stellvorrichtung für Meyersche Steuerung.

Fig. 1167-1171.

Die Expansionsexcenterstange muss wie bei der Rider-Steuerung (vgl. S. 350 u. f.) drehbar sein im Gelenk des Excenterstangenangriffes. Man kann auch zwischen Führungsbock und Schieberkasten eine Muffe {Fig. 1167 bis 1171) einschalten.

Die Stellvorrichtung selbst wird auf verschiedene Art und Weise ausgeführt. Yergl. Fig. 1172—1180.

Fig. 1172—1173. Einfachste Ausführung für kleine Maschinen.

Fig. 1174—1176 (s. Seite 341).

ZU

*• • —I- --

-GE)-----

Mi

Fig. 1177-1180 (s. Seite 340).

Ausführung Fig. 1174—1176 wird zwischen Führungsbock und Schieberkasten angeordnet, Fig. 1177— 1180 dagegen an der hinteren Schieberkastenwand.

ff

Eine ähnliche Ausführung zeigt Fig. 1181—1182, Dieselbe ist etwas einfacher als Fig.1177—1180, darum auch billiger und beansprucht weniger Raum zur Aufstellung,

Fig. 1181-1182.

Die am hinteren Ende des Schieberkastens angebrachte Stellvorrichtung hat sich am meisten eingeführt.

ir

• mr

iiim

Fig. 1183. Meyerscher Sdiieber mit verstellbarer Expansion.

-S Handrad, Z Zeiger, welcher die jeweilige Füllung angiebt, G and (T. (Expansionsschieber.

Tabelle 153. Stellvorrichtung mit Scala (Fig. 1184—1186)

zur Meyerschen Schiebersteuerung.

~-9-

V—-H

«-6-

—>i

<s>

h -fa-

-m-m l

-O.

WmmîMïêMîâÊâ

.X____^

mmmm.

Fig. 1184-1186.

Schieber

No. a b *d c e fig

<2<1 CO T}< LO CO t>- OO

15,4 22, 4

32

39,6

48

69

91

116

COtOtOtOtOtOi-^i-*-

tOCO-^ł^i-^h-ł-OOO¹«

30 100 32 105

90

100

110

120

130

to

CO

T—l T—I

140

150

155

10

13

13

13

16

16

co co

yH rH

150 40 180 50 210 60 240 70 270 80 300 90 330 100 360 110

85

95

110

125

140

160

180

165

Tabelle 154. Stellvorrichtung mit Skala (Fig. 1187—1188)

zur

Meyer’schen Schiebersteuerung (Seite 336).

«z?

i.b

-k-

-h

,v'r-rT,'A '

«SmÊÊàâm

»a

LH-Rr hnn.

If

Pf

>- ¥ Gangef'-rngl.

S"T

/?

J 6/fant

\ '

Schie

ber

.0

No

1    15,4

2    22,4

25

48

38

70

18

60

20

25

43

24

16

105 35

26

20

27

52

40

75

20

65

21

26

46

26

18

114 40

29

23

82

30

56

46

80

22

70

22

27

48

28

20

124 49

32

26

39,0

30

58

46

85

24

75

23

28

52

28

22

130 55

32

26

48

32

64

50

90

26

80

24

32

55

30

24

138 60

35

29

09

35

68

56

96

28

85

26

34

58

32

26

91

38

72

60

104 30

90

28

36

62

10

35

28

110

40

75

62

114 32

100

30

38

65

10

38

30

154 74 170 86 178 75

39

42

45

32

35

39

Bei dieser Konstruktion fällt das Handrad sehr klein aus und wird deshalb mit einem Sechskant versehen, um event. mit dem Schraubenschlüssel verstellen zu können. q ist für 0,0—0,65 Füllung bestimmt.

Gewinde der Schieberstange s. Tab. 163, Seite 373.

c) Rider-Steuerung.

L-l

r<— -

ccT

Fig. 1189.

Eider-Schieber werden ausgeführt als geschlossene, offene oder flache Schieber.

Die Eider-Steuerung unterscheidet sich von der Meyerschen Steuerung dadurch, dass die Expansionsplatten durch einen Trapezschieber er. setzt werden. Durch Drehung der Expansionsschieberstange wird die Kanten - Entfernung L—l variabel (s. Fig. 1189).- Das Schieberdiagramm ist hier ohne weiteres zu verwenden.

Der geschlossene oder Büchsen-Rider-Schiober (Tiq. 1/90—1191) hat den Nachteil, dass er für dauernden Betrieb nicht dicht hält-Der Vorteil dieser Anordnung liegt hauptsächlich in der durch die Entlastung bedingten leichteren Verstellbarkeit des Expansionsschiebers durch den Regulator, schrägen Kanäle in die Grundschieberbüchse und den Expansionsschieber ist teuer.

r> f

Das Einarbeiten der

mm»

ill.üIlEifes

Hill II

1²8

II!

III

miiim

iiB

»

Fig. 1190—1191. Geschlossener oder Büchsenriderschieber.

Bei dem offenen Rider-Schieber stellt sich Undichtigkeit nicht leicht ein, da durch den Dampfdruck der Expansionsschieber innen auf den Grundschieber gedrückt und so ein Dichthalten der Expansionsschieberfläche gewährleistet wird. Die allgemeine Form eines solchen Schiebers ist in Fig. 1192-1193 dargestellt.

SO

SS\S

3-

iTTTi

Fig. 1192—1193.X Halbrunder Rider-Schieber.

Will man mit dem offenen Rider-S chieber einen ebenso günstigen Dampfabschluss erreichen, als mit der Meyerschen Steuerung, so ist die Kanalhöhe c — der Kanalbreite b²) nehmen. Zur Umgehung der daraus resultierenden

zu

grossen

Schieberdimensionen begnügt man sich häufig mit der Kanalhöhe c— 0,8 b und nimmt dadurch eine stärkere Drosselung des Eintrittsdampfes am Ende der Admissionsperiode in Kauf. Näheres hierüber s. Band 2 „Steuerungen“.

Der früher so häufig angewandte offene Rider-Schieber is^ in neuerer Zeit verdrängt worden durch den sogenannten flachen Rider-Schieber (S. 348).

Fig. 1194—1197 zeigt einen solchen Rider-Flachschieber, die hier gezeichnete Verdrehung mit Zahnrad und Zahnstange vermeide da entweder der Angriff des Regulatorgestänges auf die

man,

Expansionsschieberstange ebenfalls mit Zahnstange erfolgen oder sonst ein Fehler sich einstellt, vergl. Fig.1201—1205.

muss,

hm

V"

in

,\

C.

Fig. 1194—1197.

Rider-Schieber mit 30° Neigung und 3 Kanälen.

SS

'I!

Fig. 1198—1^00. Rider-Flachschieber mit 3 Kanälen.

Dieser baut etwas höher, da bei S (Fig. 1198—1200) ein Spielraum hleiben muss und ergiebt etwas weniger Drosselung als der Schieber mit 2 Kanälen und 40° Neigung.

Der Drehwinkel der Expansionsschieberstange. Mit der Verschiebung des Expansionsschiebers ändert sich auch der Drehwinkel der Expansionsschieberstange und damit auch die für die Zugkraft in Betracht kommende Hebellänge, also auch das

l*-(X—«j

’u-a-h

j___t

im

JP

Fig. 1203.

^ Rider-Flachschieber ;    40 ⁸ Neigung.

r--iv

K--Ï

•40

Fig. 1204.

Rider-Flachschieber 30° Neigung.

'-w

Fig. 1201 -1202.

¹ JP

oe

\ SO'

Drehmoment. Demnach ist es von Vorteil, den Drehwinkel klein zu halten. Wird der Schieber durch Daumen (Fig 1201—1202) bewegt, so findet bei den verkürzten Hebellängen ax und Fig. 1203—1205 ein j Ausgleich statt.

Fig. 1 £05.

DrehwiDkel zu gross.

Die Abmessungen auf Seite 348-349 sind so gewählt, dass der Ausschlag des Expansionsschiebers ca. 50° beträgt.

an

Bei der Konstruktion der Rider-Schieber hat man darauf zu achten, dass in keiner Schieberstellung von innen Dampf einströmt. Zu diesem Zweck muss man die verschiedenen Stellungen, welche auftreten können, für kleinste und grösste Füllung zeichnerisch festlegen. Wie hierbei zu verfahren ist Hand des Schieberdiagramms, zeigt Fig. 1224—1226 auf Seite 348.

Eine gute bewährte Ausführung flacher Rider-Schieber zeigt Fij. 1219—1223. Das Modell des Grundschiebers ist sehr einfach (jedenfalls billiger als das des halbrunden Rider-Schiebers Fig.1192), die Konstruktion bietet einen sehr guten Abschluss der Dampfeintrittsspannung, da die Einlasskanäle reichlich breit ausfallen. Ich habe denselben für alle Maschinengrössen durchgearbeitet und kann mit Konstruktionszeichnungen dienen.

Auch beim Eider-Schieber muss, wie bei der Meyer-Steuerung. darauf geachtet werden, dass die Schieberstange den Schieber möglichst tief (also näher der Schieberfläche) angreift, da sonst ein Hohl- bezw. Eundwerden des Schieberspiegels ein-treten kann (s. Seite 333.)

Bemerkung zu Tabelle 155 und 156 (Seite 347 und 349.)

Die kleinste Füllung ist so gewählt, dass der Expansionsschieber schon abschliesst, bevor der Yoreintritt des Dampfes beginnt (Kurbelstellung 0 Ve im Diagramm Seite 346), also Dampf nicht in den Cylinder gelangen kann. Ein Durchgehen der Maschinen (selbst bei sehr grossen schädlichen Eäumen) ist also nicht zu befürchten.

Die Excentricität des Expansionsschiebers ist grösser als diejenige des Grundschiebers. Hierfür war der Grund: Erzielung eines möglichst grossen Eelativexcenters bezw. schnelleres Ab-schliessen des Expansionsschiebers (s. Band II Steuerungen).

Der Expansionsschieber ist zum Verdrehen mit 2 Keilen auf der Schieberstange befestigt der Art, dass eine Längsverschiebung nach Lösen der Muttern stattfinden kann. Die Keile sind also nur schliessend in die Schieberstange eingepasst.

Zum Centrieren des Mitnehmers auf der Schieberstange greifen die Innenmuttern mit einem Ansatz an den Mitnehmer (Fig.1220, Seite 348).

Betr. Wahl eines geeigneten Schiebers für eine gegebene Maschine beachte man Seite 326. Ferner sind in Tabelle 149 (Seite 333) für die Normalmaschinen Seite 68 die entsprechenden Schieberdimensionen gegeben.

Bei Bestimmung der Schieberkastenbreite ist der Ausschlag des Expansionsschiebers zu berücksichtigen. Zur Vermeidung zu grosser Abmessungen ist eine Aussparung vorgesehen (siehe Seite 232).

Fig. 1206—1212 zeigt die perspektivische Ansicht der Teile eines Eider-Flachschiebers.

,c na

-“A

Ji

la

i!l

Fig. 1206—1212. A. Grundschieber, B Pressrohr, C Expansionsschieber, J2Mitnehmer, JFFeder, O Schrauben zu JFt .ET Druckstück, «/'Schrauben zu H.

-TL.

Fig. 1218.

OK Richtung der Kurbel,

OG    „ desGrundexcenters,

OE    „    „ Expansions

excenters.

Schieberdiagramm.

0 Ve Beginn desDampfeintritts,

OF    „ der Expansion,

„ des Dampfaustritts,

0 C    „ der Kompression.

Pfeil 1 Drehrichtung der Diagram mkurbel,

Pfeil 2 Drehrichtung der Maschinenkurbel.

I g“

Ol/a

---T

a-

JL

;^T

Druckdiagramm.

<7i ist die auf die Kolbenfläche reduzierte Fliehkraft der hergehenden Massen im toten Punkt (unendlich lange Treibstange). S. auch Abschnitt „Massenwirkung“.

und

hin-

⁷ ili ’s" l

tin

i/    _|-o m A

-------te qj—

g

(=5 o

wm

Dampfdiagramm mit Kondensation

ZïH--

Fig. 121b—1217.

“VT

..o.

4nLb-

I ,1^

-T—N

I    iX

oo rs. co ^ ^

*n <N

2i

s-— §■- — S-----

tx

/N

X-

§r~

s,

.    H

o'-'-Wi

U~~ g““ï“ “2---T_

I

“I

§--

s—

A,

ItT

SŚł

>»■

\l

"S

O)

03

GO

\N®

|-L- fl,⁺0 -ÿ-

.-X

_l

Dampfdtagramm

xn

S\

-g

_l__L

|\

==Px^

Fig. 1213-1215.

J/i'

;a>

J.

Schieber-Diagramm für Expansion.

Tabelle 155. Diagramm der Expansionsschiebersteuerung. Fig. 1213—1217 (s. auch Seite 345). (Fig. 1213—1217 zeigt Diagramm für Schieber No. 6 im Maassstab 1:2)

Schieber Nummer

ï^gsSSSSSSSSSi

s æ s g 88 s £

39,6    48    69    91

(275)    (300)    (350)    (400)

22    24    30    35

18    20    24

18    20

28

28

24

10    12    14

15    17    20    23

86    40    48    56

4    48    58    67

420    42°    41°    41°

90°    900    9oo    9Q0

33    36    44    51.5

O CD M iC lO lO lO ^ Tłi CO (M "

-36

32

(250)

20

16

15,4 22,4

(190) (225)

= a ‘

= q ■ t)

16

14

13

11

11 ’    13

. . a =

•    • «1 =

e =

Kanal querschnitt in qcm .    .

(Beiläufiger Cylinderdurchm-)f) Kanalweite im Schieberspiegel

„ Grundschieber

Aeussere Deckung

Innere

Aeusseres lineares Voreilen

*)

Inneres

Excentricität des Grundschiebers . .

,, Expansionsschiebers .    .    . rx =

Voreilwinkel dos Grundexcenters ....

,, Expansionsexcenters

Grösste Entfernung beider Schieber unter sich

- •'o = .    r —

42

35

32

40

36

29

21

14

33

09

30

25

19

11

27

22

16

10

-21 I -26    —32

g§ s; S! s s ®

23

22

20

16

12

-21

-17

CO

Sz

ta

O 05 1> ^ O lO r-

04 -r-i T—i T—I T—I    tH I

°s

. . d

bfl

Sfe

|.a

Füllung

fi

q^cô

CO

I § S- S- S- a o- a

Die veränderliche Entfernung L—/ der arbeitenden Kanten im Schieberdiagramm mit y bezeichnet für

£§« d ^ -2

•s^l

0)5^

|"3|

S|S

aâs

05 <* g ^ Ph O

gJSH

.2 S*

CC S

§.!•§

s a as

B

O ^

pi

22 O bD^ Ö ^ 0) Sh

:P •£ :P

feOfa

Mittelstellung für Aeusserste Stellung Aeusserste Stellung-kleinste und links für kleinste Füllung.

rechts

0,65 Füllung.

für 0,65 Füllung.

-kr

S\ I

i'

Ï- o /?

-Ą -

VN

Ci

.Sk "Al

Cj

!\W I V

Ci

4-

*///////,

.SS////////'//,

Łsjrprni

«JÉ

ua\un

irt*

Tpr

U---CQ-----

- CQ- -

Kl. Full.

4i

-•1

ET

Fig. 1224-1226 (A s. Seite 347).

I's2

II*

M ■§ .2

h o

05 <D gj C Mg

v o

. ^ *|H

ai <V m

£ -S O ® ö s rOf P<

JHh

S § a

CO 05

g

SS

ZL

zz

h-isM-fk

Ł3

tü

0,6 5 Filll.

ójvĘ§

-ft -

S5

i°"l

f&ni

Â1

Hak

fl!

C8 rj

IgJS

$ *g

^ gw

Sgl

O ®

:g PQ ŁC

rj ^ -i->

4d ö.-S 2 a

'///////.

I o"

ueqo

zum

05

ä?l

_i_

-Hih*

£f

*N

.-£-1

_£t

I -Ç3W

CT

oben

N)

°.i

unten

SP*'

'f

rO I

a*S

itrii

ft

>!

V-

r-?

-us-?—

-1

“'kr = 151 jff ;

-i-

ir

l ro | l

f-iT 1

I CI»

«É

Ml

»Km

Fig. 1219—1223.

2-

^CLtä?

r-

o-mß

Ajt

genau beim Aufzeichnen.

S «

Ö ® 43

« ö d

£ -53.2

^ S

r§ -’rt

i£ll-S

CO <"

Cd Ö

l|l|

■is«!

I”!:

ä11§

HO

B-Sl

•rH

CO

■® I -2 3

Tabelle 156. Flacher Rider-Schieber. Fig. 1219—1226 (s. auch Seite 345 und 346—347). (Abbildung Seite 348 zeigt Schieber No. 6 im Maassstab 1: 9.)

y lcn <n n ? ls s \ b d xo o u lwm\y yß\ß J

Stangen

d di

Schieber

2Vo. a b D*) a₀ b c

80 120 200

82

100 137 230

112 160 270

122 178 300

140 197 330

163 235 I 390

188 273 455

215 310 520

94

112

123

135

160

185

210

-2

’S

coooococoooo H TH Ol Ol Ol co    ^

142

178

196

212

238

278

318

364

iO    CO    O    O    CO    ‘C    CO    GO

T-M    i-i    Ol    Ol    Ol    Ol    Ol    Ol

o co co Ol Ol Ol

O Ol ^ co CO CO co co

910 7

9118

OOIOCOOIOOO

ddddCO^rfliO

OOOICOCOO^OCO

dCOCOCO^^OO

co    O    ^    ^    O    . Ô    Ö    o

CO^rf^iCCO^CO CO    CO    Ci    o    Ol Tt+    I>    T-H

•r^T-H^HddddCO

150 28 30

190 3134

220 3538

250 35 38

280 40 42

320 43 46

360 46 50

400 49 53

lOOO-r-l t-H CO CO O d ■ł—ł t—i    Ol Cl Ol Ol Ol co

OCOCOCOCidiOCi

Ol Ol Ol Ol Ol co co co

COCiO-rHOl^COCO

t—(    —i    Ol Cl Ol Ol Ol Ol

24110

(osi) ]\T⁽GT

30140

42160

48180

54200

68230

82260

94)290

22,4    (225)

te) I! zs

(275)

(300)

(350)

(400)

(450)

39,6

48

69

91

116

r2

■3

lO

a S rO

* ?H

1 Sf

I I -

“O

Ï3 co

« .a h

Herstellung der Kugelgelenke nicht teuer, da nur Dreherarbeit.

fl

Fig. 1227-Ss'Mit Kugelgelenken.

od

USÉS

i?'

---

— . ....

lh

Fig. 1228 — 1230. Führungsstücke aus Gusseisen oder Stahlguss.*)

\r-

IV"

g||

Fig. 1231—1232. Führungsstück aus Gusseisen.

Der Regulatorhebel R in Flg. 1241 (folgende Seite) macht die hin- und hergehende Bewegung der Expansionsschieber-

I!

ÏS-1.

UJ

•i

YmlH

i e&ż.

'H

©;

Fig. 1233—1237. 1:8 Kugelgelenke für hin- und hergehenden Begulatorhebel.

*) Wird häufig auRgeführt.

Fig. 1238-1240 gehört zu Fig. 1241

Stange E mit; die Verbindung mit dem Eegulator geschieht besten mit den in Fig. 1233—1240 dargestellten Doppelgelenken. Die Zugstange in Fig. 1238—1240 muss sehr lang (10 mal Schieberhub) sein, sonst wird die Regulatormuffe durch den hin- und hergehenden Hebel R in fortwährendes Zucken versetzt.

am

~ _fi ß

-4E

----^

WM,

ru

#“'4"

jj

Fig. 1241.

x/%

&-

Fig. 1242-1243.

|Anwendang leines besonderen Lagerbockes'für den Hebel R.

"&R

EÏEE

ii-R

WZ.

mW

Die Vierkantführung lässt sich schlecht bearbeiten und ist nicht zu empfehlen.

Fig. 1244-1246.

SE3-

Fig. 1247—1248. Ausführlich detalliert auf Seite 356 387 und 375, jedoch mit von aussen nachstellbaren Schieberstangen.

•r©4\

Wfl

|3-

G_

Fig. 1249—1251. Die Muttern mit Rechtsund Linksgewinde gestatten ein bequemes Einstellen der Schieber selbst während des Ganges der Maschine

ex?*

jjPjg

l-fh-

fff

hmmmA

n-

Fig. 1252. Die Kr öpfung der Grundschieberstange in dieser Ausführung ma? für geringen Druck und nicht zu grosse Maschinen gestattet sein.

Auf keinen Fall soll man die folgende Konstruktion (Fig. 1253) ausführen. Die Uebertragung von der Excenterstange

G,

j§

~T‘

:G

Fig. 1253. Falsche Ausführung.

G hat sich in der Weise nie

Gt nach der Grundschiebersbange bewährt, ebenso schlecht ist die Ausführung nach Fig. 1254,

Statt des Umdieeckegehens der Grundschieberstange wende man die Schwinge an.

W'/Æ'Æ

iS

«5=

VA

Fig. 1254.

Die Anwendung einer Schwinge an und für sich kann als sachgemäss betrachtet werden. Bei richtiger Anordnung zeigen sich selbst bei langjährigem Betriebe keine Nachteile.

Man kann demnach in Fällen, wo die Scbieberkanäle fallen, auch bei einer neuen Maschine die Schwingen anordnen.

zu lang aus-

Konstruktion der Schwinge fUr Schieberbewegung.

Die Grundexcenterstange G (Fig. 1255—1260) greift an der gusseisernen Schwinge 4 an. Durch letztere*wird die Bewegung vermittelst eines kurzen Zwischenstückes 0 auf die Schieberstange G übertragen.

~TP©~l

-w,—

V72

XJ

kJ

it

'M

♦=*! Ti

mî

ja!

.........S....... J

Schnitl a-b

I-P

S!

£*

■*21

-n

>- -4-

-H

Ut

II

FfJteÆO «SJ mlL ITlIü 01 ..

o|r;.@. ~\Ą“<

Fig. 1255—1260. Anordnung der Schwinge.

A. Schwinge'; B Augenlager; C Platte;’ JD Zwischenstück von G und A: J?’Welle; G Grundschieberstange G\ Excenterstange zu Gf; JE Expansionsschieberstange ; JE?! Excenterstange zu J57.

Die Schwinge 4 ist unten mit einer Welle versehen. Eine gusseiserne Platte mit zwei Augenlagern dient zur Lagerung derselben. Baeder, Dampfmaschinen.

-U C

<C

.1

Beim Konstruieren der Schwinge beachte man folgendes (s.

auch Hg. 1255-1260): das M a a s s l mache man möglichst lang, die Welle F nicht zu schwach ;

die Augenlager BBX sollen abnehmbar sein (also nicht angiessen) ; die Platte C wird mit Steinschrauben festigt ;

das Zwischenstück D erhält durch Keil nachstellbare Buchslager.

1)

Iwß

Jl

ili

be-

©i

■c

Fig. 1261. Schwinge zur Ueberfragung des Excenterhubes auf den Grundschieber.

¹

Die Maasse der Tabelle 152 sollen nur als Anhalt dienen, dieselbe stimmen mit den Schiebern nicht genau überein.

²

Fig. 1189 Seite 342.

Schieberstangenführung und Regulatorantrieb.

Ben hier gezeichneten Details entspricht die Ausführung auf Seite 356, letztere hat jedoch von aussen nachstellbare Schieberstangen.

n /fi.

7\

J5

)|>S

ra

tE

Z7t

Mi

Ji

'*w\l

SÜ$

Tm

S*

B'

%D

:4> ='

\7

Fig. 1262—1274. Schieberstangenführang.

d Führungsbock, B Stiftschrauben zum Führungsbock, C Stiftschrauben

zur Regulatorsäule, D Stiftschrauben zum Regulatorantriebsbock,

E Schmierröhrchen, F Schmiertopfdeckel, G Führungsbüchse zur Regulatorspindel, H Büchse zur Grundschieberstange, J Mutterring dazu, K FUhrungsbüchse zur klxpansionsschieberstange, L Mutterring dazu, M Reguiierhebel (Klemmhebel) zu K, N Kopfschraube dazu.

«    f-0 [

m. m

i\

thÖ

•r j.

EHffl

CM !

ĄXk

Oelbremse

WP

mm

\Tt

/*

«57*.

A

Ä//

!0"'-V5

«§Ä5\

r-<o;Ti .."æaSĄ

vi

-I

H?

--1

1 li M

"x

ifer^

! <. ..' r

.y

■ry

Ka

i'<?

<a?

/•

Fig. 1275—1299. ßegulaf orgestänge.

a Konsol, 6 Stahlspur für die Regulatorspindel, c Lagerbüchse der Antriebswelle, d Regulatorantriebswelle, e Riemscheibe z. Regulator-antrieb, f Keil zu e, g Federkeil zu h, q} Stiftschraube zu g und </, A zwei konische Zahnräder, / Regulatorsäule, k Grundring zur Regulatorspindel, /Regulatorhebel, m Bolzen mit Mutter, mj Stiftschräubchen zu m, m₂ Splint zu m, n Gleitrirg, o Schrauben zun, p und p, Zugstangen, q Bolzen zu p, <jr, Stiftschräub-chen zu q, q₂ Splint zu q, r Muffe mit Rechts-und Links-Oewinde, s Bolzen mit Mutter, s₁ Stiftsch räubchen zu s, .% Splint zu s, t Schmierölfänger, u Stiftschrauben dazu.

-4--

mmmm ______

ÎT    O)

—j----->--------+-

fi

CD

Us

CN

* 'd

CD

t rH—i

ra

D-

-CP,

L3ï-

Fig. 1314-1315.

o.

St

"T

-—j=>

_T

~o Ho

--Wi

Cj.*- TJ i-¹

._.l____ter?- _

•ir’-

u-

’s"

tvnc

>©»\$

■ô-

mû

i-i!-

i,«

. 4-

un’

yjLL _

J_,_ t t----

r^î

- - *T - -

--.•4

k»— A - - J

'4?f

'Léâ

§!s

-----iX---«*7Vw^

f^aT^nafe¹ ^

I-.-

F lg. 1300—1313.

m-4-

yÿyP/t

NW^

-r

01-11

d¹

£J4

ly

»L.I .

ll^SS

SS

Cfc,

CD TJ

m.

h"

r*-~

TVî ^

Der Schmierfänger F (Fig. 1300—1313) soll zum Schutz des Eegulatorriemens gegen Oel dienen. Die Buchse d ist drehbar, Buchse f fest. Wie in Fig. 1314—1315 gezeigt, muss bei dem mittleren Schmierloch eine Aussparung angeordnet werden, damit in jeder Stellung dem Führungsstück Oel zugeführt werden kann.

GO

CD

S-

<x>

er

IO

09

65

75

80

06

06

oo

220

220

220

110

120

160

165 220

220

170

220

175

Tabelle 157. Schieberstangenführung und Regulatorsäule. Fig. 1300—1315.

(s. auch Seite 367, 375 u. 376.)

Schrauben

16

20

Schieber-

Maschinen

v‘

o 1

c i d e e‘ f g h i k

16

20

20

23

20

23

20

23

23

26

13

50

195

62

80 50

175

270

580

70

50

10

10

65

06

85

108

250

400

14

50

205

68

80 60

180

280

009

70

50

10

10

65

95

88

275.    4    116

450

14

15

16

17

52

216

78

70

80

185

290

620

80

55

10

12

75

103

92

126

300

500

55

226

85

80

90

190

290

650

85

09

10

12

80

114

100

146

350

009

09

237

95

06

100

200

290

675

90

65

10

14

85

125

110

165

400

700

70

252

105

105 100!

210

300

700

97

72

10

14

90

140

120

8    1183

450

800

1 Für normale Touren nach Tabelle 149, Seite 333, Dimensionen A, B, M und x richten sich nach dem gewählten Regulator.

Aeussere Steuerungsteile der Schiebersteuerungen.

Excenter. Schieberstangenführung. Führungsbock. Gelenke. Schieber- und Excenterstangen.

Excenter und Excenterbügel.¹)

Vi

loĄ-C

> ‘lir

u|l.

-Jt

ii'

un

ir

ijij

"k

■•i

■I

i"

li

Fig. 1316—1325. Excenter mit Bügel.

A geteilte Excentersoheibe, Al Excenterscheibe [ungeteilt], B Ex^enterbügel-hälften, C Zwischenlage, D Schrauben zur Verbindung von Excenterbügel mit Stange, E Schrauben 'zur Verbindung der Excenterbügelhälften, F Keil, G Schmiertopfdeckdl, II Keilschraube zurjVerbindung der Excenterscheiben A.

Ir- Andere Ausführungsformen

rund Befestigungen des Excenterbügeis mit der Stange.

rag**/

17i

œn

Bügel mit btange aus einem Stück geschmiedet.

ü: üi

Dasselbe Excenter treibt auch die Speisepumpe an. Bei Schiffsmaschinen ausgeführt (s. auch S. 385 u. f.)

Um das Heisslaufen der Excenter zu vermeiden, verlangen dieselben sehr sorgfältige Bearbeitung.

TP/

^,Die Anwendung von Weissgussfutter ist empfehlenswert. P Die Querschnittsform der aufeinandergleitenden Bingflächen wird in den meisten Fällen nach Fig. 1342—1343 ausgeführt. Die Bearbeitung des Bügelsjist sehr schwierig, weil der Dreher den Grleitfläch en mit der Feile nicht beikommen kann.

z.

I.

mm wm

■\

Wa//////y//////////%

Fig. 1347.

Fig. 1342—1343. Fig. 1344. Fig. 1345. Fig. 1346.

Weissguss. Querschnittsformen für kleinere Excenter.

Befindet sich z. B. am Punkt a (Fig. 1342) irgend ein harter fremder Körper im Guss oder ist das Material etwas hart, so lässt sich überhaupt ein glatter Lauf schwer erzielen.

nur die Flächen aa.

Pit was leichter geht es schon bei Anwendung von Weissgussfutter (Fig. 1344). Eine andere Querschnittsform, bei welcher man sowohl der Excenterscheibe als auch dem Excenterbügel mit der Feile beikommen kann, zeigt Fig. 1346—1347. Für den Grundschieber lässt man {Fig. 1347) alle drei Flächen a a und 6 tragen, für den Expansionsschieber

'U4

Fig. 1348-

In neuerer Zeit bildet man den Querschnitt gern nach Fig. 1348 aus (s. auch S. 360). Kleinere Ungenauigkeiten bei der Montage machen sich durch Ecken und daraus resultierendes Warmlaufen nicht so leicht störend bemerkbar als bei anderen Querschnittsformen. Neigung des Ringes etwa

1_ b 10 '* 2 '

Als Nachteil könnte man einwenden: das Oel wird infolge der Centrifugalkraft nach der Mitte gehen und die äusseren Flächen trocken bleiben. Bei grossen Excentern (über 1,5 Mtr. Um-fangsgeschw.) muss man Fig, 1344 anwenden, da bei Fig. 1344 bis 1347 das Oel fortgeschleudert wird (s. „Waizenzugmaschinen¹-),

ro

CvT

-Tr-4*

cr:r ^

'Ö'<^

er

5S

». g» O

LLr«-    *

■‘H

zu wählen.

x^ir

11

_r

[fi

^fS

N,

Fo

ii'i

iS

&V5

\^X

_._M _r_>

•rfj\ \\ \\j¹ il

M|i

fin tt~z

l^TT

I!

¹    s    s

I    £    g

I :§

5 £

Ji

WM

eu

CCî/ \ //

$*S

ui-£

Wm

-iß

■S

If

KJj

«

|Bè

ilË

ïrl:«

Ml    i

____T_

=5

.E

CO

0)

CD

CO

Oï

2Z

1,1;

re*l

- Ä

-E"¹

AVn

M ,

Fig. 1349.

\i a-l\J

“ w n //

iilij

ggr

J_ _T>f ‘

>~

s-g s

S-^-Â

Üi

f-*—>t<- -

Fig. 1350-1352. Kleinere Excenter.

=9

fe

CO

CO

2

CD

-g

çi

Ph

.*

rwi

Ê*

5ŚP

,    Tabelle 158. Excenter. Fig. 1350—1357 (s. auch Seite 362—363).

(Fig. 1350—1352 zeigt Excenter zum Schieber No. 3, Fig. 1353—1357 Excenter zum Schieber No. 8 der Doppelschiebersteuerung.)

[für Maschinen nach | Tab. 146 und 149

120 227 140 262 150 292 i60 313 185 368 205 407 235 467

a b c e f grh i k\ m p q s t u \ v

Grund- Expans-

schieber Schieber

Schieber

No.

91

120

90

120

IGO

190

225

190

225

250

9 LS

800

850

400

450

160

200

250

$00

350

300

350

400

450

009

009

700

800

lO O l© O iC O ^ O iO O iO ^ O O 'S CO ^ TÜ io lO CO iOCOCOl>l>OOC^^

III®§<n'<n§<nS)mc3c3cn

125

130

185

130

135

140

145

150

155

165

175

I    r-l    <M    (M    CO    CO    ^

|    T—I    T—I    T—i    tH    H    T-H

CO 05

I    CO    CO    00    ©    O    CN

I    CM    <M    <M    CO    CO    CO

co co co © © o © o o co co - co co co ^-i-i»-icmcn(N<M(M<M<MCM<M<M<M

® 2 !o ćo S co ©cor2ao©®^[^j

CO O    CO CD 00 Qp    OOOOOOOCMlOlO

" M    IN « W ÎJ    <M<MCOCOCOCOCOCO

I I    IIOOIO    OOlOOOOlOO

I llrdiOio    iOCOCOI>r-Q0C0O5

O >    Ol h » 'ü    C0 '"<^ lO l> 00 © CM -e¹

rt H    rt (N ÎI «    CM<MC<1CN<MCOCOCO

III... COr-iOOCOOOOOC^t^ I I I I I I <N CO CO t?i TJH O CO C—

N « iO œ r-1 SC co    1« (O t'- O0

Sumrana^g

8l)0E}UJ3

•.§anj8na;g-48q9!qas|3dd0Q

Z Zwischenlage aus Messing, vergl. Seite 128. Weissmetallausgiessung bei Dampfdruck über 7 Atm stets zu empfehlen, Stärke iv = 0,1 - 6 bis 0,15-6.    ’•

WeJlendurchmesser d richtet sich nach der Grösse der Maschine, s. Seite 107.

Die Durchmesser der Excenterscheiben (letzte Spalte) sind nur angenäherte Werte, dieselben ergeben sich beim Aufzeichnen von selbst, man nehme dabei die Nabenstärke w nicht kleiner als der Wert a der Tabelle Nutenbreite o nach Tabelle 62, Seite 107.

D*j

7/

Del

Berechnung des Excenterbügels auf Festigkeit.*)

\e

» -r

JL

\\

Bezeichnet (s. auch Fig. 1358 — 1359) ;

K den Schieberwiderstand in kg nach

^ Tabelle 169, Seite 381,

i L die Entfernung der Verbindungsschrau-Bi~

Cp?

ben in cm,

e die Bohrung des Excenterbügels in cm, den in Betracht kommenden

e—

Fig. 1358—1359. so wird für Querschnitt B—B:

~2    7

Hebelarm,

b b die Breite, h die Stärke des Excenterbügels in cm,

s Kerndurchm, der Schrauben in cm,

Biegungsmoment    — e ^

⁶    2 V 2    4 /

CO

x in kgcm, .    (308)

₌ mö

Zulässig kb —= 180—250 kg pro qcm . Für die Verbindungsschrauben wird:

— kg Pro qcm ....    (309)

.    .    (310)

----in kg pro qcm

2- --s²

• • (311)

Zulässig kz = 300—400 kg pro qcm .

Beispiel: Für einen Rider-FJachschieber No. 8, Dampfdruck 7 Atm. Ueberdruck ist ein Excenter zu berechnen.

Nach Tabelle 156 ist die Schieberdruckfläche (s. auch Seite 377 u. f.) 7=42-40^1680 qcm und nach Tabelle 166, Fig. 1443—1444:

Der Schieberwiderstand K = 67 •

.    . (312)

1680

• 7    800 kg.

1000

Nach Tabelle sind mit Rücksicht auf Fig. 1358—1359 die entspr. Maasse L = 560, e = 467, b — 80, h = 52, s₁ = 26 mm, mithin nach Gleich. 808 Mb =400 -(28—11,7) = 6500 kgcm

tMl = ₄o,*„ =

6    40

309 W =

6500

160 kg pro qcm

nach Gleich. 310 zulässig.

Für dieSchrauben wird nach Gleich. 311 k —--

S 2- ⁷¹

nach Gleich. 312 zulässig.

800

— ‘MIS kg pro qcm,

4'²'¹³

,    . .    auf reichliche Dimensionierung

des Querschnitts A-A (Fig. 1358), da sonst das Excenter bei (beim Warmwerden) kneift.

Querschnitt C—C knapp dimensionieren, da hier nur Beanspruchung auf Zug, zudem wird Hebelarm L kleiner dadurch also besser für den auf Biegung beanspruchten Querschnitt B—B.

Beim Konstruieren achte

man

*) Betr. Heisslaufen der Excenter beachte rechnung der Excenterstangen Seite 374.

man Seite 384, Be-

Die Nockenlänge 1 mache man nicht zu kurz, damit die Schrauben auch hierdurch näher zusammen rücken.

Die in Fig. 1360 dargestellte Befestigung ist durchaus ungenügend. Es sollen immer Nutenkeile verwendet werden, da das Lösen und Verdrehen der Excenter böse Folgen haben kann.

Um sowohl für das Grundexcenter, als auch das Expansionsexcenter einer Maschine dasselbe Modell verwenden zu können, konstruiere man den Excenterbügel zunächst der grösseren Excen-tricität wegen für das Expansionsexcenter. Das Excenterscheiben-Modell wird dann derart hergerichtet, dass eine Verschiebung der Kernmarke für die Wellenbohrung vorgenommen werden kann.

i.

Fig. 1360.

Schieberstangenfiihrungen.

Fig. 1361—1373.

i #4

'/A

#■

mmmmi

Fig 1361—1365. Die runde Form ist die billigste und gebräuehlidiste.

"T

• 4t j URO"

Fig. 1366—1368. Einseitige Schlittenführungen.

0E

Fig. 1369. Schlittenführung mit Tieferlegung des Schieberstangenmittels.

:-u

Fig. 1370—1371.

Einseitige Schlittenführung mit gegabelter Excenterstange.

%=!■

Fig. 1372. Führung vereinigt mit Speisepumpe.

Fig. 1373. Einseitiger Schlitten (senkrechte Bahn).

.-yssyySy

!..

OL

ÿâ>)

a.

>4--H

sisjmrf •äppjnSST”’

»V? T*

"NJ

Fig. 1378-1382

*i-

1^0

i' \\

3y/7

- -Ï------

s*«- ^ ->j

ippL-ï

•4t«f

für Meyersche Steuerung.

■Æ

ai

____*.

4“

-f_ „À. .*. .

Offï-I

■ J—jf.

tu

NT

---K

»£>

ï*

L^.

j*_._.sQ ----»!

- —**

ér^S)

jf»S»

------i «... - -

OJC

nJ[L_

iirjjK

¥V'

___:

»»

f§s i iii r » <*41 ;n—

RM

i -«• »vÇO >j

••

* NJ

s;

Fig. 1374-1377

-■*-

für einfache Steuerung.

tf-3

HO

«>111-1

MIII

|    I    O    O    -rH    Ol    CO    TJH

I    I    rH    t-H    t-H    t-H    t-H    t-H

ooooooooo

Ol CM CO CO CO M O CD

GOCOOOOOOO t-H    CM Dl CM CM CM CO

I    I    oo    o    O    CM    ^    CD

I    I    t-H    t-H    CM    CM    CM    CM

Tabelle 159. Schieberstangenführungsbock. Fig. 1374 — 1382,

für einfache und Meyersche Schiebersteuerung.

•<S>

MII

CO    t#    lO    co    I>    00

T-l    T—I    rH    t-H    tH    T—

O    O    OJ    ^    co    co

Ol    Ol    CM    <M    Ol    OJ

CD    CD    CD    O    O    CO

t-H    t-H    t-H    CM    CM    CM

CMGM^Tf^CDCDO CM GM CM CM CM CM CM CO

oooooooiooo®

(MtMCOCOCOCOOO'cfi

t-hCMC0^OCDI>-00

H t-H t-H t-H t-H t-H t-H    t—<

o CD CM o    £2

CD t>* C"* CO 00 05 2

120

132

146

170

200

110

220

|    I    o    o    o    o o    o

I    |    O    »O    CD    CO    O

105

115

125

125

130

140

150

160

r-OOOOCMT^CDOO i—i t^: CM Dl CM CM CM CM

O CD CD

l> > CO CO 2

I ~~ O    O    CM    CM    CO    CO    M

T—I    t-H    t—H    vH    t-H    r—I    t—(

lO »o co co x> t-

® t- t- 00    00 O)

125

140

155

170

185

200

215

230

■*->    »0 000000*0 OOOOOOlDO

<3    (MOICOCOTjiTłi-r^^OiOOCDCDr^

Maschine Schie-

--ber

H D No.*)

120    75

160    90

200 120

250    160

300    190

350    225    6

190

300

Ol CO    UD co I>- oo

225

250

275

300

350

400

450

850

400

450

500

009

700

800

Sun.i9n9^s

-•ieqaiqog aqoE^uig

.ounj9n9ąsj0qa|qas|addO(]

FührungsstUcke und Gelenke.

Die Führungsstücke sind SO durchzubilden, dass eine Verstellung der Schieber von aussen, also ohne den Schieberkasten öffnen zu müssen, möglich ist.

Dieser Umstand ist bei der Konstruktion Fig. 1394 — 1398 (Seite 367) berücksichtigt. Die Führungsstücke sind hierbei aus Stahlguss gedacht, jedoch kann man auch Temperguss oder Gusseisen verwenden.

Eine ähnliche Ausführung ist in Fig. 1228 — 1230 (Seite 350) dargestellt.

Für kleinere Maschinen, etwa bis 300 Hub, wird bei der Konstruktion der Führungsstücke nach Seite 367 der Gelenkkopf im Verhältnis zum Führungsstück zu gross. Man wende deshalb mit der Schieberstange in einem Stück geschmiedete Führungsstücke an, wie in Fig. 1383, mit Gelenken nach Seite 370. Auch Fig. 1386 dürfte genügen.

W//A

Fig. 1383. Für kleine Maschinen.

Die vorerwähnte Verstellung der Schieber ohne rjösen des Schieberkastendeckels erreicht man durch Einschrauben der Stangen in die Excenter nach Fig. 1349 (Seite 360), oder aber mit Zwischonlagen nach Fig. 1411 (Seite 374).

KZ/rtzz.

»■O

|i i i4>

.11

Fig. 13*4 — 1335 nachstellbar.

Fig. 1386-1387 nicht nachstellbar.

Fig. 1388—1889 nachstellbar (teuer).

SS

Sät

Fig. 1393. Kugelgelenk.

Fig. 1390-1392. Für vom Regulator verstellbare Expansionssehieberstangen.

Führungsbock.

367

Bei Gabelköpfen aus Temperguss (Gusseisen etc.), bei denen nicht mehr als eben notwendig bearbeitet werden soll, sind mög-lichstArbeitsflächen anzubringen, einerseits um hübsches Aussehen zu erzielen und die Schmutzecken zu vermeiden, andererseits der besseren Bearbeitung wegen.

Tabelle 160. FilhrungsstUcke der Schieberstangen für Rider-Steuerung.

Fig. 1394-1398.

(Man beachte Seite 356, 364 und 366.)

j.-.- — ---------ybr---«

-COn ®'ür ExPansions-

ipLjfii- schieberstange

Rider-Steuerg.

alBM • ~    1~.l- • - -    -lL* '    c

hjr^9    rn m ,

------

m >■ - - o - ►;

■ *!    |T

rn" m ,4n¹

bür Grundschieberstange.

Maschine

Schie-

ber -,----;-1--r--

No.*) a b c d e f g h i k l \m n o

300

190

350

225

400

250

450

275

500

300

600

350

400

450

20 26 52 42 — -2329 55 48 — | —

26 32 65 50 285 275 30 26 32j65 50 J305I292 30 29'35j75 55 330'314 33 32 39^0 60 360^340 35 35!42 85 65 392 37o| 38 72 425 400 40

-26

28

26 38 50 j J 3 30 90 28 -JO 56 ! 13 32 95 12 30 42 60 Il4 34 100

12    30 42 60 114 34 105

13    32 44 62 15 36.115

14    34 ¹ 48 66 16 38 122

15    | 36 50 i 70 17 40'130 15 I 38 I 52 ! 74 18 42 135

© o

H tH

) Fàr normale Touren nach Tab. 149, S. 833. Schiebermaasse S. 349.

Die Abmessungen 6, c und d sind abhängig vom Durchmesser a der Schieberstange.

Die Längen e und f wähle man so, dass in den äusseren Stellungen das Führungsstück in die Buchse der Führung ein-tritt, um Gratbildung zu vermeiden.

Für Meyer’sche Steuerung nehme man als Durchm. des Fühl ungsstückes sowohl für Grund- als auch Expansionsschieberstange das Maass d.

868

Führungsbock.

-—-■si^gg

- - o.-»

UM

ii

Kd-

a?v

Cr-

cr-i-

>■

vi

ł*-

'—~«sjSśl§:

— -eu-»

Fig. 1399-1402.

~V~n

fcä

■■Blin« v "

,j=

îimm

-H_r-

fpfW

t_

*'±L

ł^H

T “I,

ł—tr-*i

w,

H---

-T----^

f—J. -H

Das Lager für . den Bolzen mache man aus Rotguss. Nach eingetretenem Yerschleiss muss dann an den Teilstellen nachgearbeitet werden.

Die Schmierung des Zapfens erfolgt durch einen kleinen Dochtschmierapparat, welcher, wie in Fig. 1399 gezeigt, in die Excenterstange eingeschraubt wird.

so

O    ' ^    GO    00    CM    CO    O    ^

CO CO    CO    CO    t-    I>    00    00

CO

coco^H^iocor-oo

t-H    r—i    t-H    t-H    H    t-H    t-H    t-H

>o

ic

co co

t-

TS"

23

24

24

26

28

30

32

cn .:

^ •rH

7 -s

s l

00 O CM    !>— CM t"- O

CM CO CO CO CO ^    ^ O

ro

K

CO

Sî

88 S -S g SS §8 g §

i? a

cocococococococo

t-H    r-H    t—H    t-H    i—h    t—I    t—H    t—1

CO CO CO

O

O O (M (M CM CM CM »O cocococococococo

£ S

s ^ is s 2 £

00    00 <M (M O O- CO 00

cocoi>i>-i>i>-i>i>

50

50

52

52

54

><

56

T)8

09

CO

CO

lO OC O ^    00 " CM CO O

COCOC-t-C-OOOOCD

00    00    O    O    O*    (M    CM    ^

t-h    .-h    CM    CM    (M    CM    CM    CM

-a

cocor-i>-oooo 'oso5

T-H    T If-H    TH    1—ł    T—I    T—t    1-H

³    "§D

d) ‘S

■Ma ^

g s

_ CO

œ

(5 ^

rf "Tf

iO

CO CO co

•rH

<D

5    &J3

—    0

= -S

I -

£ -û

Zapfen

00 O fM Ol    00 O CM

g g g g SV' SS & ' §8

h!

Maschine*)

190

225

250

275

300

300

350

400

450

500

600    350

400

450

700

800

Schieber!

No.

Haeder, Dampfmaschinen.

Für kleinere Maschinen als 300 Hub nehme man die Gelenke Seite 370.

Die Abmessungen des Bolzens a^b sind abhängig von der Grösse des Schiebers, mithin auch die anderen k> Maasse, weshalb als Bezeichnung der Schieber zu Grunde gelegt wurde.

*) Mit normalen Touren nach Seite 333, Tabelle 149.

:-î

UL'

S*>

-I

i.

~ ~ 7V T

J^~ Xj”

6:::;

-'N-

->-■

•>—• <— -’s^ — » «Xj

-à-—®-

■e

îrTi

-S —

Fig. 1403-1406.

>%

^-ÆwÈÊÊÊm

WÊSÊSÈ

if--»-----**--£

-U

il

—-K

■Jt-

—-Vs-

•x'

m '»—d>->ii!sVvtyy^>

Si

Gelenke.

t—

CO

ODajOs^ontijnioNaiiCljio

OOsĄłSOUjOsillCOOltoO^

Goleilkotiicfco.*) Fig. 1403—1406. (Zu den Schieber- und Excenterstannen■)

CO

S.

ÖH

SS

*<^>

COOÄlHÜtoOn'jlOOC^OOC)

ftl'SCOCBCIjtS^l'it^^njujKjÇo

?.; »i :o «s n 'H ^ HJ i<j <o !o

OciciS^'cCo^o^oOoOOOOCq

ai«aisoi5«^oiüiCi)cocij

! I Ojto^m^NCoOĄlitoOo | I »lüsiüsjsi^tijeijcijtoco

I    I OaJftite^O'üiOouitoo

I    I !cîo‘>o4®®i\N(\OoCçiOi

I iQOcoQooO^O'^s'qoaco'^

I iiCisNhCoasCoOOi^S^

o >oOh^qdC^^CoO^QO<M

'^n'H*-Cç₀OOgoO<^C^>^sOQoC>'>j CVJ ^ c\| ^ CV    '*y

OCcoCo^loifO^^CoO^ C\1    Co fo Co ÎO CQ    CQ Co ^

I I ^CqoOoo^^QOOCM^cQoC)

■Cvo^toOo^COcoCV?üO>OCO^

‘CcocOcoC:‘o0^⁴0^iOO^OO

⁽^>cöcO*o^©<©*Oin*NOOO*0>^03

Tabelle 162.

‘OC,CO^lCcooC;«!'^lOoC>'^QOOł ^ I JîH'^'OiO^to'otoCiNNNOo

-O

©«'ooOa^oooOjołMfOo^iM^to

»(OiOjojco'J^'ti'iHHiOKiitsio

>o tonNmtttoOsiMUioOoca)

Maschine

75

120

90

120

160

190

225

250

275

300

350

400

450

500

550

100

200

Offs

300

350

400

450

OOS

600

700

800

900

1000

Die Bolzen und Büchsen der Excenterstangen sind aus Stahl und werden gehärtet.

Die Veränderung der Stangenlange von Mitte Welle bis Mitte Oylinder erzielt man mit eingeschraubten io Excenterstangen, Fig. 1349, Seite 360, oder mit Unterlagscheiben.

Der Durchm. e der Führung kann bei dieser Ausführung etwas kleiner ausfallen, als nach Fig. 1398, S. 367.

* Beliebte Ausführung auch für andere Gelenkverbindungen.

H-*

*

r?

einfache Schiebersteuerung.

ĄjipHI

Cm-

M.

OoppeKchiebersteuerung.

ii

Ü4+

S. I

i -5

iP

TTv4\W

ffl—4-

^dzz3i-----1- - -

4zzÿe--

T3

-fit-

7,(r

iTeÜ

»eyer sch« Steuerung,

'iJ +%i -

■w

mm

:;-T

św

4 ulw

4 ! i U? 3® 11

! iirirT

ii W

rc

tsj

ul

,4.

-ł-

Jrt

Kig. 1407—1410

ILI

"=J

ffl

;.4;. I Ht

Ht—

~l'

i-

i-

_*____

Ti

j,

wi

cy>

«r

LI

*-

ifi

0)

4*

fi

UJ

tï

0)

13

(/)

cô

CO

22

Jg

Rider-Steuerung

w\ x \ y

550

625 I

275

330

Meyersche Steuerung

fix. verstell».

Ç>

126

680

550

29

760

625

CO

5s

<S

OH

Einfache

Steuerung

il l\m

Gemeinschaftliche

Maasse

Ö5

"tS

r-O

(S    ©    §    g    cê    35

œ    ri    7-1    1-1    T-l    T-l

O    if?    O    O    lO    LO

iQ    lO    CO    C-    C-    X

s s s sa s s

S S S S S §3

740

940

1140

1360

1605

1815

|256

271

295;

318

365

251

215

700

380

32

850

700

225 265 240 287 250 308

332

353

2651

2801

750

405!

32

920

750

820

940

1060

1150

445

35

980

820

515

570'

640 !

139

42

|0401

940

1160

1060

1250 45

1150

125160 165 160 162 275 140180 185 172 174 330 155 210 215 187 193 380 170230 235 203 205 405 185 255 265 218 223 445 200285 295 237 242 515 215315 325 255 260 570 230345 360 272 284 640

oioo oiooino

^•^iQtoococor-t-

15 28 35 25 125 — 18 30 38^25 140 — 21 32 40,25 165 — 21 34 42 28 175 — 24 37 46 28 195 — 27 42 50 28 220 — 29 47 55 28 245: _ 32 50 60 32 280! —

1605 20 1815 23 2060 26 2245 26 2400 29 2760 32 3165 35 3550 39

Maschine

120

160

120

160

190

225

190

200

250

300

350

300

350 2 25

250

275

300

350

400

|450

400

450

500

009

700

800

Schie-

ber-

No.

<M ta ■*}< ifs c» r—

Das Gestänge zum Antrieb der Schieber zeigt je nach dem System in der Ausführung grosse Verschiedenheiten. Im allgemeinen soll man anf folgende Punkte achten:

Das Schiebergestänge.

hV,

Die Länge des Gestänges, also die Entfernung von Mitte Kurbelachse bis Mitte Schieber muss bequem zu ändern sein (ohne den Schieberkastendeckel los zu nehmen), wie z. B. in Fig. 140 Seite 372.

Da es sich beim Grundschieber im allgemeinen nur um Aenderung des Voreilens handelt, so dürfte auch die Anwendung von Zwischenlagen, ähnlich wie beim Excenterbügel, von zusammen 5 mm Dicke genügen, fal's die Konstruktion eine andere Ver-Eig. 1411. Stellung nicht zulässt.

~r

Ns

1?

!(/%■

\\

~k

Fig. 1412.

Bezeichnung der Excenterstangen.

Bezeichnet s. auch Seite 362:

K den Schieberwiderstand in xg nach Tab. 169 oder Gleich. 321 L die Stangenlange in cm,

d den mittleren Durchmesser der Stange in cm, r die Excentrizität in Mtr.,

n die Tourenzahl pro Min., 2'r-n-n

60

die grösste Schiebergeschwindigkeit in Mtr. pro Sek..

G das Gewicht des Schiebers mit Schieberstange und Excenterstange in kg,

so wird:

Schieberbeschleunigung q =

r

.    . (313)

Beschleunigungsdruck K‘ — q •

I Ö5

.    . (314)

gesamte Zugkraft in der Stange P — K -f- /£' .    .    (315)

Die Stange ist auf Zerknickung zu berechnen und zwar nach Fall 2 in Tabelle 42, Seite 55, demnach wird:

_    10 J-E    10-JE

P—-Tg-; m =

m-L²

(316)

PL²

worin J Trägheitsmoment nach Tab. 44 bezw. 45, Seite 56 u. 57. £ = 2 000 000 Elastizitätsmodul für Schmiedeeisen nach Tab. 40

Seite 54. Die Excenterstangen neigen zum Zittern, man nimmt deshalb

Sicherheitsgrad m—24 bis 30 im Mittel 25 .    . (317)

Beispiel: Für eine Maschine 450 Durchm. 800 Hub, n — 77 pro Min., 7 Atm. Dampfdruck sei die Excenterstange zum Grundschieber einer Ridersteuerung Schieber No, 8, S. 349 zu berechnen.

Nach Tab. 156 ist die Schieberd ruckfläche F — 42-40 = 1680 qcm und nach Tab. 166, Fiq. 1443—1444 der Schieberwiderstand

1680

1000 ' '

K = 67 •

~ 800 kg.

an

Mit Rücksicht auf Fig. 1412 sind die entspr. Maasse nach Tab. 163 L = 204,7 cm, ferner nach Tab. 163 d— 5,5; ferner nach Seite 347 r = 0,064 Mtr. und nach Tab. 163 d = 5,5 cm. Trägheitsmoment nach Tab. 45 [J ~ 45.

Schiebergeschwindigkeit V

nach Gleich. 313 Schieberbeschleunigung q

2-0,064- n-77

60

II

0,5 Mtr. pro Sek. 0,5²

--^ 4

0,064

„    314 Beschleunigungsdruck K‘ — 4 •

80

9,81

32 kg*)

315 Gesamte Zugkraft P = 800 -f- 32 = 832 kg

mithin nach Gleich. 316

Sicherheitsgrad m =

10-45-2 000000

832-204,?²

— 25.

Tab. 164. Regulatorgestänge zur Rider-Steuerung Fig. 1413—1424

(S. auch Seite 355.)

„----B-----4* --A-

r-

o,8-a

2,3-f

h 0 i r*' a h i

M '■ IO Ę rf t

iaM~

' ’i«----1-1--

il

ci:

2-e-

'-•SB

Ti

n--*J

pr'e liprfy

■A

psa 24

i--------u —

----iT=~

VÎT

(rta¹

Maschine

D ab cd je f g h i k l m n q r

300 190 350 225 400 250 450 275 500 300 600 350 700 400 800 450

20 78 13 13 20 I 85 13 13 23 100 14 13 23 100 14 13 23 110 14 13 25 110 16 16 25 110 16 16 30 110 18 20

TfOOOJiOOOOOOO rti    rli    to    lO    O    CD    O    h

O    iC    O    CD    CO    CO    O    CO

vHtHt-HtHvHtH04C<1

OOtHthCvICOCO^

T—I    vH    vH    vH    tH    vH    rH    vH

^    h    (M    (M    (M    CO    lO

vH    1—1    i—H    t—I    vH    vH    vH

13    60 550 27

14    65 565 27

16    70 580 33

17    75 600 33

18    80 620 33 18 80 650 33 20 80 675 38 23 90 700 42

140

145

CO co

v—i vH

o o

H VH

150 11 13 155 11 13

o> o

Q3 O 8— 8—^ to to

co co

170 13 13 180 15 16

Regulatorständer hierzu s. Seite 356. Die Maasse o und p nehme aus Tabelle 157, Seite 357 und zwar entspricht Maass o dem dortigen Maass cf+2e und Maass p dem dortigen Maass o.

Die Dimensionen A und B sind abhängig vom Begulator-muffenhub und dem zu verstellenden Schieberweg.

*) Nach Tab. 172 Gewicht = 80 kg.

Der Gleitring G und dessen Abmessungen C und £ sind abhängig vom Begulator. Die---angedeutete Verlängerung des

Doppelhebels dient zum Antrieb einer Oelbremse. Die Dimension £ mache man etwas grösser als den Eegulatorspindeldurchm.

Konische Regulatorräder verlangen bei der grossen Tourenzahl stets sorgfältigste Bearbeitung, Gehobelte unter allen Umständen vorzuziehen. Nabe lang, dass gute Führung vorhanden ist. Nutenkeil schlecht, eingelegte Feder mit Sicherung durch kräftigen konischen Splint ent-Fig. 1426 richtig, schieden bessere Konstruktion.

Konische gehobelte Räder (Be-

gulatorräder etc.) nicht mit Sprungfläche, geht oft dabei unabsichtlicher Weise nicht bei a, sondern bei 6 durch den Zähnekranz. Werden die Bruchflächen nicht ganz besonders sorgfältig geschont (bei Montage und Transport), so verstreichen sich die kleinen Kristalle der Bruchfläche und passt diese dann nicht ganz. Folge davon unruhiger Gang und Klappern der Bäder.

rn

LP

Fig. 1425.

ap“b

Fig. 1427-1428.

<0

B»

■=)

If!

Beim Spurzapfen vom Begu-lator geschieht die Zufuhr von Oel von der Mitte der Pfannen weil von aussen das Oel bis zur Mitte nicht dringen kann, indem es durch die Centrifugal-kraft der verbrauchten Oelteil-chen, die nach aussen geschleudert werden, am Eindringen verhindert wird. Die Pfanne erhält unten wie oben mehrere Kerben (Oelnuten) Oelabzug zum Ausspülen mit Petroleum ist auch möglichst vorzusehen.

aus.

¹

Berechnung auf Festigkeit s. Seite 362.

Die höheren Anforderungen, die in Bezug auf Dampfver-brauch etc. an die Maschinenlieferanten herantraten, hatten die Verwendung ho ch ge sp annt en Dampfes im Gefolge. Mit dieser Druckerhöhung wächst auch die Gefahr des Schieberfressens und kommen für die Erhaltung des Schieberspiegels hauptsächlich in Betracht:

Der Schieberspiegel.

1.    Die Grösse des Flächendruckes der Schieberfläche,

2.    die Beschaffenheit des Cylinderöles,

3.    die Zuführung des Cylinderöles.

In Nachstehendem bezeichnet:

F die Druckfläche des Schiebers in qcm, d. h. die Eläche, auf welche der Dampf drückt, während dabei der Expansionsschieber die Durchlasskanäle abgeschlossen hat, also der Regulator hochsteht;

f die Tragfläche in qcm, d. h. die wirkliche Berührungsfläche zwischen Schieber und Schieberspiegel, also die Eläche ; welche den Schieberdruck aufzunehmen hat;

q den spec. Flächendruck in kg auf den qcm Schieberfläche;

K die Kraft in kg, welche nötig ist, um den Schieberwiderstand zu überwinden;

(x den Reibungskoeffizienten.

Bei Dampfdrücken über 5 Atm. sollen die vorgenannten drei Punkte besonders in Betracht gezogen werden.

Man zeichnet sich den Schieberspiegel, wie in Flg. 1431—1431 etc. angedeutet, auf und bestimmt danach zuerst die Druckfläche und hierauf die Tragfläche. Wie man dabei verfährt, ist ausführlich behandelt in Haeder’s Zeitschrift Jahrg. 1897 Nr. 7 S. 51 u. f. Wir wollen an dieser Stelle nur die Resultate wiedergeben, welche die Untersuchung für einen Schieber von verschiedenen Ausführungen der Maschine 350 mm Cylinderdurch-messer, 600 mm Hub, n — 95 Touren pro Min. ergab. Es sind dabei der geteilte Schieber und der ungeteilte (Fig. 1139) Seite 332 b erücksichtigt.

In nachstehender Zusammenstellung soll besonders die Grösse des Flächendruckes pro qcm Tragfläche für verschiedene Ausführungen festgestellt werden, denn das Fressen des Schieberspiegels hängt wesentlich davon ab, während die angegebenen Werte des Schieberwiderstandes auf das Gestänge (Heisslaufen der Excenter) Einfluss haben.

Um vergleichende Zahlen zu erhalten, wollen wir die Tragfläche auf die äusseren Dimensionen des Schiebers, also auf Länge L mal Breite B reduzieren, den geteilten Schieber denken wir uns als einen Schieber von 2 L Länge.

Ausführung bezw. Konstruktion des Schieberspiegels auf das Fressen des Schieberspiegels und auf das

Heissiaufen der Excenter.

Der geteilte Schieber (vergl. Band II Steuerungen).

ru

U

s-

3

•rH

GO

mit teilweiser Aussparung.

;.t

i-----^----1

v'

Tabelle 165.

_ 22Ś . .

K:

¹    4#*

*F

Ir-sr^sH-^

mm

t ^

Fig. 1435—1436.

<7 = 2,31 - p

F= 0,88-(2-tf-Z.)

•~j

ca

99

1000

b) Schieberspiegel am Cylinder mit Aussparung.

.

5/

a) Schieberspiegel am Cylinder ohne Aussparung.

- «t

14

V/Æ/Æ//Æ.

il

l⁷ i i M yf i r?|o 111 s4

4? P itl/AZ

f----cg----

|

§| Ę.^

.ü^ |ss|s4l

££•* sP

r-

rL«o

Fig. 1433-1434.

F ig. 1431—1432

<7 — 2,39 • p

F = 0.85-(2-BL) 2 BL

K= 64-----D

1000 H

2-0-A

■P

q = 2,33-p F=2BL r = 75 •

1000

Einfluss der

Die Tragfläche ist durch //// bezeichnet.

Flächendruck pro qcm Tragfläche . . . .

Druckfläche . . . .

Schieberwiderstaud

Tabelle 166. Der ungeteilte Schieber (vergl. S. 332, Fig. 1139—1140).

<7 Schieberspiegel am Cylinder mit breiter Tragleiste d mit Entlastungsnute 717.

i*______......J

ss^_

_jssi

'Hfl»

>    i ii*Mi

.«MÉ

■Ù

Fig. 1443—1444.

entspricht

Haeders

Normal

schieber

Seite 348.

9 = 1,6-/?

•/>

F= 0,89-BL

AT=67-

B-L

1000

c Schieberspiegel am Cylinder mit Uebersrömnute N.

7? Schiebe? Spiegel am Cylinder! mit Aussparung.

a Schieb erspiegel am Cylinder ohne Aussparung.

*.______

mV^

kà

Wf-rs#

JMMlfciÉfiML

ł

ff

i—t

Fig. 1441—1442.

9 = 1,9-/?

F= 0,86-B-L

18

. 0001

d-~--Ü9=)l

_______264

r '

IT $r2Ś* 2%

dl]i llS:

ń;Ł* J?|j ^

k?" ^“ T    T*l

i I—

U-

TC

-rÙ

Fig. 1439-1440.

<7 = 2,21 • /?

F= 0 7A-B-L

B-L

/r= 55.

w-

j & $.78.+nJ{

ir*i.

3jwiKu

■ mk j

È ‘ »

iSBUttl!

Fig. 1437-1438.

B-L

d 0001

9 = 2,16-/? F— B-L K = 75-

Für das Fressen des Schieberspiegels ist besonders der Druck pro qcm Tragfläche = q massgebend. Je besser das Cylinderöl, desto eher dringt dasselbe in die zusammengepressten Flächen und in die Poren ein und der Flächendruck q pro qcm Tragfläche wird grösser sein dürfen.

Bei besonders gutem und dichtem Material des Schieberspiegels mag es unter Umständen gelingen, höheren Dampfdruck anzuwenden. Man setzt sich jedoch der Gefahr aus, dass bei geringster Unregelmässigkeit und Unachtsamkeit in der Wartung u. s. w. der Schieber zu fressen beginnt.

bisher hierüber

Ziehen wir die Erfahrungen, welche man machte, in Betracht, so kann als Mittelwert gelten:

Cylinderöl

a)    minderwertig

b)    gut

Dies berücksichtigt und die in Betracht kommenden Zahlen untereinander gesetzt, giebt ein noch besseres Bild, wie Tabelle 169 zeigt.

Zulässiger Flächendruck

9 kg pro qcm Tragfläche

q — 14 „

Die mittlere Geschwindigkeit v =

4 r-n

60

(318)

der aufeinander gleitenden Flächen spielt natürlich auch eine die Geschwindigkeit, desto mehr dürfte der

Bolle, je grös Schieberspiegel zum Fressen neigen.

Für gebräuchliche Ausführung und normale Umdrehungszahlen giebt folgende Tabelle Ueberschlagswerte, worin n die Tourenzahl, r die Excentricität bedeutet.

Tabelle 167. Schiebergeschwindigkeit v pro Sekunde.

Schieber No.

r — n = v —

22

32

48

64 mm

150    120    97    77

0,22    0,25    0,3    0,33 Mtr. pro Sek.

Die Tab. 167 zeigt: je grösser die Maschine, desto grösser ist die G e-schwindigkeito der gleitenden Flächen und desto weniger Dampfdruck zulässig.

Die Werte des zulässigen Dampfdruckes in Tab. 169 Spalte 4 gelten für mittelgrosse Maschinen (Schieber mit 3 cm Kanalweite).

Sie sind also zu erhöhen bezw. zu vermindern um:

Tabelle 168. Einfluss der Schiebergeschwindigkeit.

das 1,4    1,2    1    0,9 fache der Werte Tab. 109

bei Schieber No. 1

3    6    8 (Seite 347).

. . q.v = 3 . (319) . . q-v — 5 . (320)

Im allgemeinen sollte das Produkt Flächendruck q in qcm X Schiebergeschwindigkeit v in m pro Sek. folgende Werte nicht übersteigen:

Cylinderöl minderwertig ,    .

H    .......

Eine gut funktionierende Schieberentlastungs-Konstruktion in der Weise, dass ein kreisförmiger Teil des Grundschiebers entlastet wird, lässt auch die Anwendung hohen Dampfdruckes zu. Doch wollen wir auf diese Specialkonstruktion hier nicht weiter eingehen.

Zusammenstellung der Resultate.

(Mittelgrosse Maschine, Schieber mit ca. 3 cm Kanalweite.)

Tabelle 169.

Kon

struktion

des

Schiebers

Ausführung nach :

Druck

pro qcm

Trag- Cylinderöl fläche minderwertig

Zuläss. Dampfdruck

n~100 bis 120

Druck-

fläche

gut

Schieber

widerstand

(Excenter

druck)

geteilter

Schieber

Fig. 1431 2,8 p 4,5 Atm. 7 Atm.

„ 1433^2,4 „ „

» 1435,2,3 „    „

1 BL

75-

2 BL

1000

■/»

II

1!

Il II

Il II

0,85- „

0,88- „

64-

66-

>1

■P

ungeteilter

Schieber

formulai.*)

Fig. 1437,2,1 p 5 Atm. 8 Atm. „ 1439 2,2 „ 4,5    „

„ 1441 1,9 „ 5,5 „

„ 1443 1,6 „ 6

>1    »

9    „

)! 10 ,,

000

1BL

75-

55.

65-

67-

BL

1000

Il

11

11

Q. «a. ss. o.

Beispiel: (Zulässiger Dampfdruck.) Welcher Dampfdruck ist zulässig für Normalschieber nach Seite 3+8, Tragleiste nach Gl. 320 und Schieberspiegel nach Seite 382 ?

Tabelle 170.

Antwort.

Cy I inderöl

Nach Tab. 169 für Schieber Nr. 6 Nach Tab. 168 für Schieber Nr. 3

minderwertig

gut

6 Atm.

10 Atm.

p '= 1,2 6 = 7,2 „

p = 1,2 • 10 = 12    „

- * ?- $ ■Äh.

Wir sehen also aus der Tab. 169, dass die Ausführung bezw. Konstruktion des Schieberspiegels eine grosse Rolle spielt, was besonders bei Dampfdrücken über 5 Atm. zu beachten ist. In diesem Falle sollte man geteilte Flachschieber ganz r-fi vermeiden und nur die Schieberkon-

HP

~k

NS

_Jî

ar+s

Lu

Fig. 1415. Schieberspiegel zu Fig. 1141. *) Schieber Nr. 6. Seite 348.

-----c

struktion Fig. 1443 nehmen, den Schieberspiegel also ohne Aussparung, aber mit der Entlastungsnute N versehen, s. Fig. 1445. Dabei ist auch die seitliche Tragleiste d (Fig. 1443) nach Gl. 320 a breit zu machen.

(320a)

Als Breite der Tragleiste kann gesetzt werden d — 0,022-p-b ....

In unsern Normaltabellen der Schieber haben wir p — 8¹/₃ gesetzt, bei niedrigem Dampfdruck könnte die Tragleiste und somit auch die lichte Weite des Schieberkastens etwas kleiner genommen werden.

Die Länge des Schieberspiegels ergiebt sich zu G = L + 2 r — 10 mm

(L Schieberlänge nach Fig. 1446 ; r Excentricität).

Man wendet, für Schieber mit grösserer Kanalbreite auch wohl mehrere Tragleisten an, etwa

Kanalbreite b = 200—300    300 — 400 400 — 500 mm

Anzahl der Zwischenleisten

Richtige Ausführung des Schieberspiegels.

Die beste Ausführung zeigt Fig. 14i8 (bei Schiffsmaschinen gebräuchlich).

a,.Ą

Eine Anzahl Nuten (6—8 mm) werden eingefräst. Der Dampf kann die grossen Flächen unterspülen. Die Nuten bildon zugleich den schon erwähnten Ueber-strömkanal zur Entlastung der Schieber.

(Sowohl beim Auf tuschieren des Schiebers in der Werkstatt als auch beim Nachhelfen an Oit un d Stell e dürfte deraufgeschraubte Schieberkasten gegenüber dem angegossenen besonders vorteilhaft sein.)

ML

L,--------&-----r--

Fig. 144S. Schieherspiegel, beste Ausführung.

ÜH

Wenn wir auch das Princip der Dampfschmierung annehmen, also den Dampf vor Eintritt in die Maschine schmieren, so ist es doch für jeden Fall zweckentsprechend, eine Vorrichtung zu haben, um die Schieberfläche besonders ölen zu können und zwar durch Anordnung eines Schmiergefässes auf dem Schieberkasten nach Fig. 1449. Dann wäre noch zu beachten, dass das Oal auch auf die Flächen verteilt wird.

Sehr häufig bringt

falsche Konstruktion der Schieberspiegel

den

Dampfverluste mit sich.

Das Bestreben, besonders bei grossen Maschinen Schieber und den Schieberspiegel möglichst klein zu halten, giebt manchem Konstrukteur Veranlassung, den äusseren Steg f fFig. 1450) sehr schmal zu machen.

Fig. 1150-1451.

In der in Fig. 1450 gezeichneten Stellung des Schiebers tritt dann nochmals Dampf in den Cylinder. Die entsprechende Kolbenstellung zeigt Fig. /45/mit dem Diagramm, bei letzterem ist das Nachströmen des Dampfes markiert.

Der Dampfverlust, welchen dieser Fehler nach sich zieht, ist nicht sehr gross, er kann etwa 5<>/₀ betragen.

Betr. Ausführung der Schieberfläche beachte man S. 382.

Das Fxcenter.

Da die Beschaffenheit der Schieberspiegel einen wesentlichen Einfluss auf das Arbeiten der Excenter hat, wollen wir im Verfolg dieses Kapitels noch die Umstände betrachten, welche auf das Heisslaufen der Excenter von Einfluss sind.

Der Druck im Steuergestänge (Schieberwiderstand) hat besonders Einfluss auf das Heislaufen der Excenter. Die Bestimmung des Excenterdruckes geschieht nach Tab. 169 Spalte 7.

Beispiel: (Druck im Steuergestänge.) Der Schieber der Maschine 700 Hub hat eine Fläche von 36x36 also B-L = 1300 qcm, demnach Druck im Steuergestänge (Schieberwiderstand) bei 6 Atm. Dampfdruck (und Ausführung Fig. 1441) nach Tab. 169 Seite 381

• 6 ^ 510 kg.

1300

1000

Zur leichteren Bestimmung des Schieberwiderstandes (Excenterdruck) diene Tab. 172.

Tabelle 172. Ueberschlagswerle für Schiebergrösse u. Gewicht.

B und L für gebräuchliche Ausführung nach Seite 348.

Schieber No. 1

2    3    4    5    6    7    8

Fläche F= B-1 = 246    352    494    615    672    1014    1330    1680    qcm

Gewicht G— 8    12    16    25    35    47    60    80 kg.

Beispiel: (Druck im Excenter.) Wie gross ist der Druck im Steuergestänge bei einem Schieber Nr. 8 und 7 Atm.?

Fig. 1437 Seite 379 wird K = 75-1,6-7 = 840 kg Ausführung „ 1441    „ 379 „ K= 65-1,6-7 = 730 „

Nach

Das Heisslaufen der Excenter

hängt wesentlich von der Grösse des Flächendruckes im Excenter und der Umfangsgeschwindigkeit im Excenterring ab.'

Bezeichnen wir mit;

K den S c h i eb er w i d ers t an d, d. h. die zur Bewegung des Schiebers erforderliche Kraft in kg (s. Seite 379).

Für unsere Normalschieber kann gesetzt werden angenähert:

BL

K = 70

(321)

1000

L Schieberlänge, B Schieberbreite in cm (s. Tab. 172) p Atm. Ueberdruck.

e den Durchmesser des Excenterringes in,cm,

0,8 b die wirklich tragende Breite des Excenters in cm,

den Flächendruck pro qcm in kg (321a)

q — e-0,8-b

v die Umfangsgeschwindigkeit im Excenterring in n-e-n

Mtr. pro Sek. v so soll sein für :

100-60

.    (321a)

Gusseisen auf Gusseisen q-„ Weissguss q-

Auffallend ist die grosse Verschiedenheit der zulässigen Produkte q-v für die einzelnen Maschinenteile (Tab. 174), Wenn man auch berücksichtigt, dass bei dem Schieber der Druck während seiner ganzen Bewegung gleich gross ist, dagegen beim Hauptlager und Kurbelzapfen in jeder Kurbelstellung eine andere Grösse annimmt, berücksichtigt man ferner noch, dass die Geschwindigkeit v im Hauptlager und Kurbelzapfen konstant, dagegen bei dem Excenter und dem Schieber veränderlich ist, so giebt es doch keine genügende Erklärung für die grosse Neigung der Excenter zum Heisslaufen. Hier spielt entschieden die mehr oder weniger gute Bearbeitung eine Holle,

<52

✓—-CO CO

*) Bei grossen Excentern q v bis 20, s. u. „Walzenzugmaschinen“-

mit einer grossen Breite des Excenters allein ist die Frage nicht zu lösen.

Tabelle 174. Werte q-v.

(Flächendruck pro qcm X Geschwindigkeit in m pro Sek.).

Hauptlager Kurbelzapfen

Schieber

Excenter

Oel

schlecht ! gut

Guss

Weiss

guss

25-32

45-65

Die Speisepumpe.

In manchen Fällen wird vom Besteller einer Dampfmaschine (bis 100 PS.) die Lieferung einer von der Maschinenwelle durch Excenter angetriebenen Speisepumpe verlangt.

Die Leistung der Speisepumpe muss für alle Vorkommnisse gross genug sein, sie muss noch genügen, wenn durch irgend einen Umstand die Maschine einen erhöhten Dampfverbrauch aufweist. Wir wollen deshalb zu Grunde legen;

1.    die Maxirnalleistung (überlastet) nach Seite 30, 31, 34, 35 u. 39,

2.    das 1,5fache des Dampfverbrauchs der Maximalleistung,

3.    die Pumpe soll in der halben Zeit das obige Quantum fördern, also ¹/₂ der Zeit leer laufen oder still stehen können.

Maximalleistung Dampfverbr.¹) . S{ Speisewassermenge Förderquantum (Vs Z^t) .    .    .

theor. Förderquant, (bei t] ca. 0,8)

Tabelle 175. Speisepumpen.

Zweif.-Exp. 6—9

Eincyl.

5-8

Dreif.-Exp.

10—12 Atm.

Nt

1,5 N,

1,3 N{

16

13

1,5 Nt-16

1,3 Nj-13

1,28 N{ 7,2 ²) 1,28 N.:7,2

bON;

35 N{

20 Ni Liter p. Std.

einfach. Hubvolumen .

60 ^

einf. dopp.

fei I s

43 Nf

einf. jdopp. 0,7 - 0,35-

n    n

2b ^

einf.

0,4-    0,2

n

•topp.

wirk.

doppelt „ (Fortsetzung Seite 388.)

also Leistung q-n Liter pro Minute einfach wirkend n n 2 q-n

-s

3tJk

1

[

i

<?'

■©

o-

V

Ą])

\

*

i

m

i^N---

■—I* -

/ :

I

§

I

i

\

\

V

o

o\

E

£ÜO

■s-'

CTO

\

o

o

G

Fig. 1452—1457. Speisepumpe für Excenterantrieb.

i

5^

I

\

t'.

/

\

1Î"

^sss --

i

jpi

Sg

>'“

TSZuZJ

yl

i

*#

X#

£

CO

O    >0    O    O)    *o    o

CO    CO    OH    OH    OH    *o

k.

O    O

oi    crj

<0*0*0 CO cvj O

OH

O)    O)

•M    >1

13

13 I

14

■*H    OH    *0

i-H    t~h    *~H

Sk

O    O    O    O

O    i>    00    O

100

110

120

130

140

40

09

09

OL

75

80

85

90

100

50

09

OL

85

100

110

120

on

150

Fig. 1452—1457.

30

43

50

09

89

ZL

84

f6

160

30 I 130 ! 25

35

on

.0?

40

160

09

09

180

70

55

200

08

09

210

06

OL

230

100

80

250

115

90

270

130

Qi

5k

09

70

85

100

110

120

130

135

on

=5

50

65

08

95

110

125

140

150

5k

CD

.S2

55

70

85

105

160

<D

.2

QJ

120

130

140

150

160

■s

5k

«O

44

«O*

44

48

64

78

88

98

108 \

120

135

o>

a

►O

o

<5

Ph

00*00*00000

<MCOCOOHOH*OOt>Oo

0>

Hub

45

50

99

80

06

100

110

125

140

h3

<D

cô

30

40

50

OL

08

06

100

110

120

Maschine

150

200

200

250

300

350

OOT

450

500

550

300

400

500

009

700

800

006

1000

No.

Die Ventilé sind

o*

(Fortsetzung von Seite 385.)

Einfach wirkende Pumpen mit Excenterantrieb Tab. 177. Hub ~ 1,25 d

</ = 30 Hub = 38

40    50    60    70    80    90    100 mm

50    63    75    88    100    112    125 „

Hubvolumen^0,027    0,063    0,123    0,21    0,34    0,5    0,7    0,98Liter

Dampfspeisepumpen giebt man etwa 25% mehr Pumpenvolumen als sich nach der Rechnung ergiebt, Excenterspeisepumpen ca. 25% weniger.

Beispiel. Zur Maschine 700 Hub soll eine Speisepumpe für Excenterantrieb berechnet werden.

Normalleistung der Maschine Nt ~ 90 PS,

Förderquantum (nach Tab. 175) 60-90 = 5400 Liter pr. Std.,

einfaches Hubvolumen 5400 60 • n

= 0,75-

5400

0,84 Liter,

q = 0,75 •

entspr. einer Pumpe von etwa 95 Durchm., 115 Hub nach Tab. 177. Annäherungswerte für die Ausführung giebt Pumpe No. 6 u. 7, S. 387.

Ausführung der Ventile und die sonstige Berechnung kann nach „Haeder, Pumpen“ erfolgen.

Maschinenspeisepumpen müssen mit Vorrichtung zum Stillstellen der Pumpe, während des Ganges der Maschine sehen sein (vergl. Oesenkeil in Fig. 1452) oder mit Einrichtung zum Umschalten der Pumpe (Hahn in Fig. 1452 links punktiert) ; sobald der Kessel genügend mit Wasser versorgt ist dreht man den Umschaltehahn in die punktierte Kükenstellung und es wird kein Wasser mehr in die Druckleitung gelangen.

60-80

ver-

Die Ausführung des Excenters kann nach Seite 358u. f. erfolgen.

Abschnitt XL

Kondensation.

In der Vervollkommnung der Dampfanlagen sind seit hundert Jahren viele Fortschritte zu verzeichnen. Der Kohl en -verbrauch beträgt etwa ein Viertel des damaligen Kohlenverbrauches. Desto auffallender ist die Thatsache, dass viele Kondensatoren einen sehr schlechten Effekt geben.

Die mangelhafte Wirkung der Kondensatoren ist zum grossen Teil zurückzuführen auf:

Falsche Steuerung der Auslassorgane der Dampfmaschine (Mangel an Vorausströmung), falsche Abmessungen der Rohrleitung vom Cylinder zum Kondensator, falsche Konstruktion des Wechselventils, kleine Undichtheiten an den Verbindungsflanschen, im Wechselventil und den Kolbenstangenstopfbüchsen, wodurch dem grössten Feind der Luftpumpe, der Luft, Zutritt gewährt wird.

£r

V.

Bä

Bl

Fig. 1458—1463.

Diagramme von Maschinen mit Luftpumpenkondensatoren.

Die Mängel vieler Luftpumpenkondensatoren sind unter anderm folgende:

1. Das Vakuum im Dampfcylinder ist niedriger als dasjenige im Kondensator. Es ist eine starke Täuschung, wenn man annimmt, dass die Luftleere, welche der in Verbindung mit dem Kondensationsraum stehende Vakuummeter anzeigt, der Luftleere im Dampfcylinder entspreche.

Indikatorversuche zeigen, dass Unterschiede bis 40 cm Quecksilbersäule und noch mehr Vorkommen! Man merke sich also folgendes :

Das Vakuum im Kondensationsraum giebt uns nicht den geringsten Anhalt zur Beurteilung der Luftleere hinter dem Dampfkolben beziehungsweise der Güte der Kondensation.

Hunderte von Indikatorversuchen, welche der Verfasser anstellte, bestätigen dieses und sind in vorstehenden Figuren einigo Diagramme mangelhaft wirkender Kondensationen wiedergegeben.

Linie

entspricht dem Vakuum, -welches das Vakuummeter am Kondensator anzeigt. Die schraffierte Fläche ist Verlust.

Dia

gramm

Maschine

Steuerung ^urehm! jHub Touren

Vakuummeter

zeigt

II

III

Eincyl.Masch. Schieber Ventil Schieber Ventil

Schieber

IV Kompound V

VI Sehiffs-

Hill

2. Die Druc kausgleichung zwischen Dampfcylinderraum und Kondensator erfolgt nicht, wie in Fig. 1464 gezeichnet,

J'

sondern zu langsam, wie aus Indikatordiagrammen , besonders mit hoher Endspannung, ersichtlich ist.

Fig. 1464.

Richtiger Druckausgleich.

Welche finanziellen Vorteile durch Umänderung einer Kondensation erzielt werden können, sei an folgendem Beispiel erklärt.

Die unter Nr. V aufgeführte Kompoundmaschine ist mit ihrer ganzen Kraft beansprucht, und ergeben die Diagramme eine Leistung von 390 Pferdestärken. Durch die mangelhafte Wirkung des Luftpumpenkondensators gehen ca. 40 Pferdestärken verloren. Diese 40 Pferdestärken können durch eine sachgemässe Umänderung der Kondensation und der Auslasssteuerung gewonnen werden, ohne dass der Dampfverbrauch der Maschine ein höherer würde und ohne den Kühhvasserverbrauch zu ver-grössern.

Diese Rekonstruktion kostet 4000 Mark. Es er-giebt sich also mit diesem Anlagekapital eine kostenfreie Kraft von 40 Pferdestärken; berücksichtigen wir noch, dass im vorliegenden Falle der Fabrikbetrieb eine Vergrösserung der Dampfkraft um ca. 40 Pferdestärken notwendig machte, so ergiebt sich folgende Kalkulation:

Neue 40 PS. Dampfmaschine. Anlagekapital 18000 Mk. Zinsen pro Jahr 5 °/₀ . . . .

Amortisation 8%.....

Instandhaltung 2%    .    .    .    .

Arbeits und Brennmaterial-, Dampfkosten von 40 Pferdestärken pro Jahr ....

900 Mk.

1440

360

3800

Vorhandene Kondensation ändern. Anlagekapital 4000 Mk.

200 Mk. 320 „

80 „

30 „

Die Erstellungskosten der 40 Pferdestärken sind daher im zweiten Falle um 6500—630, also ca. 5870 Mk. pro Jahr billiger.

¹

Die Dampfverbrauchszahlen in den Tabellen Seite 40 und 4t gelten für eine nicht in besonders gutem Zustande befindliche Maschine, welchen Umstand man bei Bestimmung der Speisewassermenge zu berücksichtigen hat.

²

Dreif.-Exp.-Maschine kann man ohne vollständige Umänderung der Steuerung als Auspuffmaschine nicht voll belasten.

Haeder, Dampfmaschinen.

Die wesentlichen Teile einer Kondensation sind:

1.    Der Niederschlagsraum,

2.    die Luft- und Warmwasserpumpe,

3.    Rohrleitungen.

1. Der Niederschlagsraum.

Mischkondensation. Durch Einspritzen von kaltem Wasser in den Niederschlagsraum wird der Abdampf aus dem Dampf-cylinder mit dem Dampf in möglichst innige Berührung gebracht, wodurch sich der Abdampf niederschlägt (kondensiert).

In dem Kondensationsgemisch ist natürlich auch das vom Dampf aus der Maschine mitgerissene Oel enthalten, weshalb dieses Warmwasser ohne ganz besonders sorgfältiges Durchfiltrieren nicht zam Kesselspeisen benutzt werden darf.

Zur Erzielung eines besseren Druckausgleiches empfiehlt sich für grössere Maschinen die Anordnung eines besonderen Niederschlagsraumes (Vorkondensator).

-t -

6:

¥■

Fig. 1465. Niederschlagraum.*) J

Z Abdampfeintritt, K Einsprifzrohr, L Rohrleitung zur Luftpumpe, V Nocken für den Vakuummeter, E für die LUftungsschraube, H für die HUIfseinspritzung.

Durch denselben ist ausserdem noch Wasservorrat vorhanden. Häufig verwendet man bei grösseren Anlagen schmiedeeiserne Bassins, alte Kessel oder dergl. (S. auch S. 446.)

Die Grösse des Niederschlagraumes findet man meist etwa 2 X Luftpumpenvolumen. Je grösser dasselbe, desto weniger Schwankung zeigt der.Vakuummeter am Kondensator.

Da der Kraftbedarf der Luftpumpe mit der Menge des eingespritzten Wassers wächst, so ist möglichst feine Wasserver-

’) Anordnung von Rippen s. Seite 392 ist stets zu empfehlen.

teilung anzustreben, die dem Dampf die grösste schnell wechselnde Oberfläche und dadurch innige Mischung gewährleistet.

Der Niederschlagsraum ist im Innern mit Rippen zu versehen, gegen welche die Wassertropfen spritzen, wodurch ein feiner Sprühregen entsteht, der die Berührungszeit zwischen Dampf und Wasser thunlichst lang erhält.

Tabelle 179 giebt gebräuchliche Abmessungen für horizontal angeordnete Kondensatoren (Niederschlagsräume). Als Einheits-maass dient der Durchmesser des Abdampfrohres «/,, dessen Berechnung nach Seite 197 erfolgt.

Tabelle 179. Horizontale Kondensatoren. (Niederschlagsräume.)

— d-------

— C---*4^-

Jd¹ PT.

’f - o- -

JPM-

■e=-

Fig. 1466-1467.

Abdampf-

rohr

Rippen

dt

dD a b c d

125

150

175

200

225

250

275

300

325

350

10 260 170190190 600 650 50 35 180 25 12 290200220210 640 700 60 45 200 28 12,5320 225245 220 700 760 70 50 225 32 „ 350255 280 240 740 810 85 60 25036

15    370280305 260 820 890 95 65 280 40 „ 400310338280 890 970 105 75 32044 „ 425340368300 980 1080115 80 35048 „ 45036039031010601140125 85 38052

16    49040043032511601230135 90 41056 „ 520 425 455 340 1250 1300 145 100 440 60

^    'S* o CO

00 GO 05 C5

110110

135120

160130

185140

2224016 23 26516 2330018 2432518

8 j21015024 35018 10 235 160 25380 20 10 260170 2541022 10 285180 26440 23 12 310 190 2846525 12 133020030500 26

Die —• —•— angedeutete Stütze aus FJacheisen ordne man bei längeren Einspritzrohren an.

Betr. Form des Einspritzrohres und Durchlassöffnungen in demselben beachte Seite 393 u. f.

Bei stehend ausgeführten Vorkondensatoren sind die Rippen anzuordnen, dass die Tropfen nach kurzer Fallhöhe häufiger zur Ruhe kommen, weil dadurch die gesamte eingespritzte Wassermenge möglichst lange im Vorkondensator verweilt.

so

ft

Die Rippen werden nach unten zu breiter (Fig. 1468), wobei aber für den nötigen Durchgangsquerschnitt Sorge gen ist.

'S

zu tra-

i'

'.M

ÜL

Die verhältnismässig schlechteste Wärmeübertragung findet statt bei berieselten Flächen, die beste bei fein zerteilten Tropfen.

Hieraus folgt, dass für das Anlassen ein selbst sehr grosser Wasservorrat (s. Fig. 1465) nicht sehr wirksam ist (es sei denn, dass komplizierte Rührvorrichtungen thätig wären), und daher eine Hülfseinspritzung aus hoch gelegenem Wasserbehälter (oder städtische Wasserleitung) erforderlich ist, bis im Vorkondensator ein Vakuum entstanden ist, wodurch das benötigte Einspritzwasser angesaugt wird.

i¹'¹    i

in    i

§J

ïZ7/y\

i? jg. 14Ó8*

trockene Kondensation

Oberflächenkondensation*) oder (s. Seite 433),rWasser- und Dampfraum sind getrennt und findet die Wärmeübertragung durch Metallwände statt. Der kondensierte Dampf giebt destilliretes, mit Oel vermischtes Wasser; es darf zur Kesselspeisung ohne Reinigung nicht benutzt werden, wie es bei Schiffsmaschinen wegen der schlechten Eigenschaft des Seewassers nicht zu umgehen ist. Die Oberflächenkondensatoren sind in der Herstellung viel teurer als die bei Mischkondensation gebräuchlichen Einspritzkondensatoren.

Das Einspritzrohr

für Mischkondensation verdient besondere Aufmerksamkeit,

Durch die Brause oder das Einspritzrohr soll das Wasser in Tropfen von nicht über 2 bis 3 mm Durchm. dem Dampf entgegengespritzt werden, wozu eine Austrittsgeschwindigkeit von 4 bis 5 Mtr. pro Sek. erforderlich ist, bei grosser Saughöhe muss man weniger nehmen, da 5 Mtr. Geschw. 1 Mtr. Verlust an zulässiger Saughöhe bedeutet.

Der am häufigsten vorkommende Fehler besteht darin, in dem ganz unnötig 2 bis 3 mm dicken geschmiedeten Kupferkrümmer Löcher von aussen einzubohren und den Grat innen stehen zu lassen, dem allerdings auch schwer beizukommen ist (Fig. 1469).

*) Vergl. Seite 435.

°o 4°o

0 0-0

Meistens ist das Einspritzwasser Flussoder Bachwasser, welches gerade in Fabrikgegenden viel Schlamm und Fasern aller Art enthält. An dem scharfen Grat setzen sich diese fest und die Kondensation versagt, weil das Einspritzrohr verstopft ist.

Bei der Ausführung (Fig. 1471), für die

Fig. 1469—1470.

(falsche Ausführung) eine Wandstärke von 1 bis 2¹/₂ mm genügt,

12-M mm

werden die Löcher vor dem

I I , «=> , «

iS

’f

2 mm

u----»j

28mm

Zusammenrollen des Bohres mit Durchschlag geschlagen. Der Grat bleibt nach dem Zusammenbiegen aussen stehen und giebt eine gute Wasserführung durch Vermeidung der Kontraktion.

Fig. 1471—1472 (richtige Ausführung).

12 bis 14 mm lange, 2 mm schmale Löcher lassen selbst

grössere Fasern noch bequem durch und geben dabei infolge

Zerstäubens an den Wandungen feine zerteilte Wassertropfen.

Fig. 1473-1474. (horizontale Anordnung).

Vß

-I

v;

-if-i

Fig. 1475 (vertikale Anordnung).

Das horizontale Einspritzrohr erhält die Löcher nur auf der oberen Hälfte (Fig. 1473), während bei dem vertikalen Einspritzrohr (Fig. 1475), die Löcher auf dem Kreisumfang, also ringsherum, verteilt werden.

Das Einspritzrohr soll nicht cylindrisch, sondern konisch sein, damit überall gleiche Wassergeschwindigkeit, also auch gleich-massiges Spritzen zu erwarten ist.

Betr. Berechnung der Abmessungen des Einspritzrohres beachte man Seite 393 u. 424.

2. Die Luftpumpe.

Man unteischeidet trockene Luftpumpen und nasse Luftpumpen, erstere saugen bloss Luft und Dampf, letztere noch das warme Wasser ab.

Bei beiden ist die von aussen durch Stopfbüchsen und Dichtungs* stellen eindringende Luft der grösste Feind der Luftleere, und man trachtet

durch geeignete Hüllsmittel diese möglichst einzuschränken. Besonders

bei den Stopfbüchsen, die ver-rchlassen.

einfach gestaltet sich die Vorkehrung hältnismässig die grösste .Luftmenge du

JL

Fig. 1476—1477. Hydr. Dichtung.

Fig. 1478. Hydr. Dichtung.

Fig. 1476—1478 stellen zwei Formen zur hydraulischen Dichtung dar, die meist in Verbindung mit den nassen Luftpumpen angetroffen werden, a Kohr nach dem Wasser des Drucbraumes s. Fig. 1539—1543, Seite 406.

Die Ventile der nassen Luftpumpen

sollen so angeordnet werden, dass die eventuell zutretende Luft auf dem möglichst kürzesten Weg und vor dem Wasser entfernt wird, um in der Luftpumpe Luftansamrolungen zu vermeiden. Aus diesem Grunde sind hochliegende Säugventile, wie in Fig. 1479 dargestellt, den andern vorzuziehen.

Ventilkonstruktion.

Bei nassen Luftpumpen werden Ventilklappen und bei trocknen Luftpumpen auch Schieber verwendet. Um den Lufteintritt zu vermeiden, müssen die Druckventile bei nassen Luftpumpen immer unter Wasser stehen.

In Fig. 1479 ist eine fehlerhafte Ven-tilanordnung dargestellt, mit a ist der Luftsack, mit b der zu tief gelegte Wasserabfluss, mit c die nötige Wasseroberfläche bezeichnet.

Meist verbreitet sind die Gummiklappen rechteckiger oder runder Form, bei wel- ■— eben die Elasticität des Materials den Schluss unterstützt. Oberhalb der Ventile befinden sich Fangtelle r, die gelocht sein müssen, um das Anhaften der Ventile zu vermeiden. Ein grosser Nachteil der Gummiventile ist es, dass sie bei hoher Temperatur und dem Fett nicht standhalten. Um den Einfluss der hohen Temperatur teilweise zu berichtigen, wendet man oft kreisförmige Löcher in den Ventilsitzen an, wodurch die Ausbauchung eine kugelige wird, die das Material weniger beausprucht, wie bei trapezförmigen Oeflhungen (vergl. Haeder, Dampfkessel, IV. Aufl., S. 107), überdies werden die Auflageflächen beträchtlich vergrössert und der Flächendruck verkleinert (Fig. 1480).

rbTc'-

i _v

'V

Fig. 1479.

----r

"tia utr

wm

!..

Fig. 1483.

Fig. 1480-1481.

Gummiklappe vor dem Auf biegen ein wenig; am Rande des Ventiles sind schraubenförmige Kerbe, infolgedessen verdreht sich das Ventil durch die Wasserströmung bei jedem Hube, die excentrischen Stege verteilen die Eindrücke auf die ganze Fläche und werden somit weniger merklich.

is

iffli

vA

Fig. 1484.

Rechteck. Gummiklappe.

Fig. 1485. Metall vontil.

Fig. 1486. Hartgummiventil.

Fig. 1484. Rechteckige Gummiklappe vielfach angewandt. Grosser Querschnitt bei geringem Raumbedarf.

Fig. 1485. Metallventife, wie sie bei der englischen Marine häufig angewendet werden; von Hitze und Oel werden sie nicht angegriffen, empfehlen sich daher bei Oberflächenkondensatoren und dort, wo hohe Wassertemperatur zu erwarten ist, bestens.

Fig. 1486. Hartgummiventile mit Federbelastung (ca. ]/₂₀ kg per Quadratcentimeter) bewähi t sich bei schnellgehenden Luftpumpen sehr gut.

Vulkanfieber wird erfolgreich als Ersatz des Gummis angewendet, es wird weder von der Hitze, noch vom Oele verdorben hält aber nur im nassen Zustande gut dicht.

Fig. 1487—1488. Flache Metallplattenventile der Metal lie Valve Co., die an Stelle der Gummiventile der nassen Luftpumpen eingesetzt werden.

lll I I

Ilril

jBLzJ

Fig. 1487—1488.

Fig. 1489.

Metallventil mit Federbelastung.

Fig. 1489. Desgleichen in der Ausführung von Creuzot mit Federbelastung.

Sch mH A-ß

vm-

li

'V

-78:

fas

--7° - li AS ^

125-}}

-20-

---1—SO

Fig. 1490—1491,

1492,

1493,

I il r ■

-•50-

1494—1495.

In Fig. 1490—1495 sind Metallplattenventile (sog. Corliss-ventile) dargestellt und zwar Fig. 1490—1492 mit Blattfeder Fig. 1493—1495 mit Kundfeder. Näheres hierüber s. „Haeder, Pumpen“.

r*

■/6S

"I

i-4.....................H

¹ ^

m.

-m

F'f-

'•lix-'-i

Vertikale Anordnung Fig. 1499.

Horizontale Anordnung.

Fig. 1498.

Ventil mit gewellten Metallplatten.

Fig.1498. Gewelltes Metallplattenventil der Corrugated Valve Co. für horizontale Anordnung; man lobt diese Ventile wegen ihrer grösseren Sicherheit und den sich ergebenden Durchgangsquerschnitten, da die kreisförmigen Stege fortfallen können.

Ę' Fig. 1499 stellt die vertikale Anordnung dar, hierbei müssen die Hubfänger gelocht sein, der Schluss erfolgt durch den Wasserdruck und die Federbelastung.

Fig. 1500. Kligelventile mit rundgewalzten, etwa 10 mm dicken Stahlkugeln von Genty angewendet.

BIT

fr

EX-I X3. iisj

IIP

mi

Fig. 1500. Kugelventil von Genty.

Bei den kleinen Ueberdrücken, die in Luftpumpen herrschen, empfiehlt es sich, das den Ventilen zugeführte Wasser mit Ueber-druck zufliessen (nicht saugen) zu lassen, um die Eröffnung unter allen Umständen rasch zu gewährleisten.

Kolben der Luftpumpen.

Die bei Luftpumpen verwendeten Kolben sind entweder Scheiben- oder Mönchskolben. Letzteren folgt das Wasser bei höherer Geschwindigkeit leichter, wie den ebenen Scheiben-

if

Fig. 1501.

Kolben mit Ilolzpackung.

Fig. 1502.

Labyrinthdichtung.

kolben, und treten dabei weniger heftige Wasserstösse auf ; gleichen Vorteil rühmt man den kegelförmig ausgedrehten Kolben, wenn auch nicht in gleichem Maasse, nach.

Fig. 1501. Kolben mit Holzpackung ist einer der billigsten, jedoch nur da anwendbar, wo sehr reines Wasser zur Ver-

HS|jt

Fig. 1503. Springring.

Fig. 1504. Mönchskolben.

fügung steht; bei sandhaltigem Wasser setzen sich Sandkörner in das weichere Holz und schleifen die Cylinder rauh aus. Gleiches gilt von den Hanfkolben (Fig. 1502).

Bei reinem Wasser genügen lange Kolben mit eingedrehten Killen (Labyrinthdichtung), wie solche in Fig. 1502 und 1528 dargestellt sind.

Fig. 1503 stellt einen Kolben mit Springringen dar, wie solche häufig in Luftpumpen anzutreifen sind. Sie bewähren sich besonders gut, wenn Ringe aus nicht rostendem Metall verwendet werden.

Fig. 1504. Mönchskolben mit aussenliegender Stopfbüchse sind bei sehr schmutzigem Wasser jeder anderen Konstruktion vorzuziehen.

ssss Leder

Leder

/•

ilil

Fig. 1506.

Fig. 1505.

Fig. 1505—1506. Scheibenkolben mit Lederdichtung für Luftpumpen, welche mit reinem Wasser arbeiten, zu empfehlen. (Bei schmutzigem Wasser gilt dasselbe, wie auf Seite 398 über Holzliderung gesagt.) Für kleine Durchmesser (Fig. 1505) werden die ausgeschnittenen, in der Mitte mit einer Oeffnung versehenen Scheiben über die Kolbenstange gestreift und mit der Kolbenstangenmutter fest zwischen zwei Kolbendeckel gespannt. Hierauf erfolgt das Abdrehen des Leders auf den Pumpendurchmesser.

Um bei grösseren Kolben an Leder zu sparen, nimmt man Lederringe von geringerer Breite (Fig. 1506), welche einen Gusskern umschliessen. Zwischen die Lederringe werden in gewissen Abständen schmiedeeiserne Ringe r gelegt.

Derartige Lederliderungen kann man auch aus Lederabfällen herstellen, indem einzelne zu Segmenten zurecht geschnittene Stückchen mit Holz- oder Eisenstiften auf- und nebeneinander befestigt werden.

Kolben mit . Filzliderung soll sich auch gut bewähren (siehe Haeder’s Zeitschrift 1900, Seite 46).

Fig. 1507. Durchbrochener als Druckventil durchgebildeter Klappenkolben für stehende Luftpumpen.

azx

Tabelle 180.

Klappenkolben.

Fig. 1507—1509.

aH#

*---

r*—

UüJ

U-----ta --

Vj

mm

//

ngsp ^

Schrauben    „    n i _.. i .

Zahl C    &    t I 9 | *

300

70

400

80

500

90

600

100

to    M h-

O X 05 Ol

00 00 Ci Ci

to tc H K O O Ci 05

H—^    8—^ u-k.

o (X <i o:

© in © o

O O CD l>

o oc t> i>

<® 00 CM CM « (M Î1

œ u w o c« o o

40

a\    \ r 40

I,

-Tr~r~

13 ^ CL

EEhO-EZ

i c~

00 -H

c>

TU

•Ti

U- - -J^P. - -**

Fig. 1510—1511.

Ventilsitz mit radialen Rippen.

Fig. 1512.

Ventilsilz mit parallelen Rippen Je grösser die Druckhöhe, desto kleiner müssen die Felder im Klappensitz sein, um ein Durchdrücken des Glummi’s zu meiden.

ver-

Die Rippen radial nach Fig. 1510 oder parallel nach Fig. 1512 sind dem Wasserdurchfluss weniger hinderlich.

Anordnungen der Luftpumpen.

Bei horizontalen Maschinen findet 'man häufig die Kolbenstangen der Pumpe und des Dampfcylinders direkt miteinander gekuppelt, doch ist dieses nur bis 3 Mtr. Kolbenge-schwindigkeit zu empfehlen.

03231®-aa

WAÏÏZ///ZZ//////7/////

DE

W/W/Z/ZZ/ZS,

JSS

vs/z/sss/sz/ss/z/ts//

Li!

■È

1Ê:

s.

ui

Fig. 1513-1526.:

Ausführung der Luftpumpe.

Horizontale Luftpumpen werden meist doppeltwirkend, vertikale Luftpumpen einfach wirkend ausgeführt, in letzterem Palle ordnet man jedoch zwei einfachwirkende Luftpumpen an, dadurch wird der Gang ruhiger, und es werden verschiedene Saughöhen vermieden (s. Fig. 1532).

«- Der Luftpumpenkondensator (Fig. 1527) wird für Schiffsmaschinen sehr häufig angewandt, es ist die alte Watt sehe Anordnung, einfach und verlässlich, leidet nur an der schwierigen Zugänglichkeit zu den Säugventilen.

26

Fig. 1528 stellt die zuerst von Brown ausgeführte Konstruktion dar, bei welcher der Kolben als Säugventil dient. Beim Niedergange des Kolbens öffnet er die im Pumpenstiefel bell a e d e r, Dampfmaschinen.

findliehen Oeffnungen, wobei das Wasser, die Luft und der Dampf in den inneren Raum gelangen.

Abfluss

h¹!

TÏ ! iFt

e-.s--

Fig. 1527, für Sehiffsmaschinen gebräuchlich, s. auch Seite 400.

Hj.

Luftpumpe ohne Säugventile

(Fig. 1528).

Beim Aufgange werden die Oeffnungen geschlossen und die angesaugte Flüssigkeit, sowie Luft und Dampf durch die Druckventile gepresst. Da ein Teil des vom Kolben angesaugten Wassers beim Aufgange wieder zurückgepresst wird, so muss dieser Verlust bei der Ausmittelung des Luftpumpenvolumen *) berücksichtigt werden.

Fig. 1529 und 1532, dieselbe Anordnung, durch ein Kunstkreuz getrieben. — Die Ersetzung der Säugventile durch vom Kolben geschlossene und wieder geöffnete Durchgänge im Pumpenstiefel wird auch bei liegenden doppelt wirkenden Luftpumpen ausgeführt.

. -X

!!

|4

Fig. 1528.

Luftpumpe von G Kuhn. Z. d.Ver. d. Ing., 1891, Taf. 38.

*) Berechnung s. Seite 427 u. f.

175

275.

Fig. 1529. Luftpumpe von F. Tosi. [Dinglers Polytechn. Journal 1901, S. 120.1

I»i|

' *$c

.SK^ftoo.

ï-

"7

;o

'S •*)£>

%\\

4-

«iJ.

Mi

* * -A ♦ »

7]

il

*"

j;

\\ \ \ / v\a4-

UiO.

: T*

^oo~: :

' p° 1

âosi

- -i}o

«V⁰

1190

- »« -,

Fig. 1530-1531. Luftpumpe unter Flur angeordnet.

„Prinz Rudolf", Dülm

Fig 1533. Horizontale Luftpumpe u. A. von der Eisenhütte e n . ausgeführt, mit Scheibenkolben

26*

und Gummiklappen. Die Anordnung ist so getroffen, dass zuerst

die Luft durch das Druckventil ausgestossen wird.

Der Pumpenstiefel ist gesondert eingesetzt und der Scheibenkolben mit Metalldichtung versehen.

Fig. 1535—1536. Zwei Luftpumpen von „Klein, Schanzlin & Becker, Frankenthal“ mit eingesetzten Pumpenstiefeln. Der Kolben in Fig. 1535 hat Metalldichtung, der in Fig. 1536 Labyrinthdichtung.

..L

n-y:.

i|

- snt---

fci

,..4

Fig. 1532. [Z. d. Yer. <i. Ing., 1892, Taf. 9.]

Sr

'-j-.

,i

,i

J IM'

Fig. 1533—1534. Ausführung gut und nicht teuer.

mmwÆmà

’Abdampf,’t/h:

»mar

tarn

Hfli

. --

Fig. 1535—1536. Luftpumpen von Klein, Schanzlin & Becker.

Fig. 1537. Luftpumpe von der Fabrik 0 erlicon (Zeit-schr. d. Ver, d. Ing., 1890, Seite 81.1) zeichnet sich durch eine

gedrängte Konstruktion und durch die eigene, auch bei vertikalen Luftpumpen anzutreffende Ventilkonstruktion aus. Die

PP

188.........

------1Ô5-

'h

/ / /v

■ V— -V ^ 120 ->+ ▼-{— ■/ -V120 V --*■«- -12(1 —^ -yir—>î^ 120—h-

V^u\\\\.'.Vü

15Ô -

--.y'x

--6b- - hp

' I¹²-

<w*

o\\

U-

M-i

tj

1.2

: ! / /\ '

vPPPPxVPPPN

f - - 6 â - -4$

:M\

’T

:y#r

N\^

w\°^

AV

\ \

1 \ , •% ■

mm

90

_____fy :

%z

-!

Hr

ri

rtn

54.32

-L 36

OpęppCP

■i

SS

=^>

Fig. 1537—1638. Luftpumpe von Oerlioon.

Kolben sind kegelförmig ausgedreht, um Wasserstösse möglichst zu vermeiden. Die Luft wird auch wieder zuerst vom Kolben durchs Druckventil ausgestossen.

Luftpumpe mit Mönchskolben (Fig. 1539).

Die Ventile sind in gesonderten, aufzuschraubenden Platten untergebracht.

man sollte bei

Der Kolben läuft in einem eingeschraubten Metall" führungsringe mit Labyrinthdichtung und ist so kon-*■* struiert, dass sein Gewicht jenem des von ihm verdrängten Wassers entspricht, er lastet daher nicht auf dem Führungsringe ; einseitige Abnützung ist so vermieden. Bei schmutzigem Wasser kann eine im Luftpumpenraume liegende Stopfbüchse angewendet werden. Hohe Tourenzahl wegen der nach unten sich öffnenden Saugklappen nicht zulässig möglichst geringem Klappenhub nur etwa bis 100 Touren zu-lossen.

±7TTT

4;

JE

i,

le

■!

O __O

i-

¥2222222.    ...î;

'ScTTT i|=^ł

-çi rfr^^Nr-

4|tvc TOrsfehiJ L. ^

|p!Ö\ /ô|(3\ / ô[<3 ' ! I s 3*-ej-©-?-©; ©|-e(f

V⁷' 't T"*    ¹

J:

pi

4-i

rf

-^4—-7-- -1^4

■f    ____:

4- 4    4

J+

Fig. 1539—1543. Luftpumpe mit Mönchskolben.

Fig. 1544, ältere Ausführung der Dampf- und Spinnerei-Maschinenfabrik Chemnitz und Ed. König. Dieser Kondensator

TY

lW

LS^T

sin

rry

Fig. 1514 —1545.

ist dem Hör n’schen [ähnlich (siehe Seite 407), hier muss jedoch auch die Luft die Wasserventile passieren.

Der Horn’sche Luftpumpen-Kondensator. Maschinenfabrik G. Brinkmann & Co., Witten.

In Fig. 1546 steht der Kolben rechts und beginnt seinen Lauf nach links. In diesem Moment ist der Raum zwischen Säugventil, Druckventil und Kolben voll Wasser. Beim Gange des Kolbens sinkt, während das Druckventil unter gh. dem Atmosphärendruck fest geschlossen bleibt, der Wasserspiegel und bildet jp innerhalb des Druckventiles ein Vakuum; ist das Wasser so weit gesunken, dass die kleinen Luftventile L von ihm nicht mehr ganz berührt werden, so tritt infolge der im Vakuumraum herrschenden grösseren Spannung sofort Luft durch die Luftventile in den Kolbenraum, ohne die Wassersaugventile zu passieren, zu gleicher Zeit geht das Wasser aus dem Vakuumraum in den Kolbenraum durch die sog. Säugventile und zwar nach dem Gesetz der kommunizierenden Röhren, weil beide betreffenden Räume sofort unter gleichem Druck stehen, ein Ansaugen findet also nicht mehr statt.

ZsC

29

~21

A,

•r;

ii

ai».....\

>»

m,

mp#

- - I---1.- j-----J- j- k---*-----4 •-]

m-

mm

WM

~L

Fig. 1549. Luftpumpe der Betriebsmaschinen (550 X 975 X 700)

Fig. 1549-1550.

(1: 50.)

Z. d. V. d. Ing.

1897, S. 1198.

der elektrischen Untergrund bahn „ in Budapest, er-baut von L. Lang.

Die Luftpumpe ist unter Flur angeordnet u, wird vermittelst Kurbelzapfen , Zugstange und Winkelhebel trieben.

Der Kondensationsraum befindet sich direkt unter den Saugklappen.

Fig. 1551. Luftpumpe zu einer liegenden Kompoundmaschine (450 X 750 Durchm., 700 Hub). Der Antrieb der unter Flur geordneten Pumpe von der verlängerten Kolbenstange durch Kunstkreuz. Bemerkenswert ist das Fehlen des Gelenks am unteren Ende der Luftpumpenkolbenstange. Der Ausschlag wird hierbei durch die Kolbenstange selbst aufgenommen. (Z. d. V. deutsch. ^Ing., 1896, Taf. 16.)

ange-

A»

x\

EI

an-

f.

GEE

/Â

ll

ÏÏ

Fig. 1551.    [1:50. J

Fig. 155?. [1 :J 10O.J

Fig. 1552. Luftpumpe zur Dreif.-Expans.-Masch. (550X900X 1300 Durchm., 1380 Hub. Antrieb durch verlängerte Kolbenstange. Unter Flur angeordnet. (Z. d. Y. deutsch. Ing., 1895, Taf. 26.)

Fig. 1553. Luftpumpe zur Kompoundmaschine 380/570 Durchmesser, öOOHub. Hochdruckcylinder liegend, Niederdruckcylinder stehend angeordnet.

IE

i:

wm

•i

.1

yA

jmIb

Im

ij

i¹

é\f

id

Fig. 1553. (1 : 40.)

Fig. 1554. (1:25.)

Fig. 1554. Luftpumpe zu einer stehenden Kompoundmaschine 380 X 580 Durchmesser, 520 Hub. (Zeitschr. d. Yer. deutsch. Ing., 1897, Tafel 1.)

von

<;>j

Fig. 1555. (1:120. )

Luftpumpe zu einer liegenden Dreifach-Expansionsmaschine 700 X 1100 u. 2 X 1150 Durchmesser, 1600 Hub. Es sind 2 gleiche Pumpen angeordnet, welche je von einem Kurbelzapfen angetrieben werden. Die Maschine hat 2 Niederdruckcylinder. (Z. des Y. deutsch. Ing., 1896, Tafel 3.)

ii

-1

-J-

Plungerdurchm. 425/165. Hub = 400 mm (11 30). S. auch Z. d.V. d. Ing., 1898, Tafel XV.

Fig. 1556. Liegende, unter Flur angeordnete Luftpumpe zur Maschine 950Durchm., 1100 Hub. Antrieb erfolgt vom Kurbelzapfen aus. Bemerkenswert erscheint bei dieser Luftpumpe die eigenartige Anordnung der Plunger-Kolbenstangen - Befesti-—_ gung. Die Pumpe baut / dadurch in ihrer Gesamtdisposition etwas kürzer als mit Kreuzkopf.

Der Plunger hat an jeder Seite eine rohrartige Verlängerung, in deren hinterem Ende das Lager für die Treibstange befestigt ist.

Die Stopfbüchsen erhalten allerdings dadurch beträchtliche Abmessungen, deren Abdichtung jedoch Schwierigkeiten nicht bietet.

Der Vorkondensator

liegt hierbei in der Luftpumpe selbst und ist mit Hippen (siehe auch Seite 392) versehen.

Die Druckräume sind reichlich gross und als Windkessel durchgebildet. Die Verbindung der beiden Bäume erfolgt durch ein Bohrstück, wie in Fig. 1536 bis 1537 dargestellt.

Fig. 1558—1559. Unter Flur liegende horizontale Luttpumpe.

Antrieb vom Kurbelzapfen aus, Doppelhebel aus Stahlguss.

3. Das Kunstkreuz.

Antriebshebel für Luftpumpen brechen, wenn dieselben aus Gusseisen oder Stahlguss hergerichtet werden, häufig. Brüche bei Stahlgusshebeln dürften in erster Linie auf mangelhaftes Ausglühen und mangelhafte Fabrikation zurückzuführen sein.

90i—(•

u-

115

!»-

800

«JXT

» ■ i fr

» -135 --*>

©r

V\

J.

v?

LO

JF

tO

\mmmà j

' TT¹ •

-112- **50*

JTTn?

[?5

17

■;i5

-----165*;

Fig. 1560—1564. ^Gebrochener Hebel aus Stahlguss.

Bei der Konstruktion muss man auf gute Materialverteilung achten, also möglichst gleicheYWandstärken im ganzen Stück und nicht zu scharfe Uebergänge.

Man findet deshalb Hebel aus Schmiedeeisen, wie z. B. in Fig. 1556, Seite 410, oder zusammengesetzte, wie in Fig. 1555, Seite 409.

In Fig. 1565 — 1567 ist ein gusseiserner Hebel, mit schmiedeeisernen Stangen (Augsburg) kombiniert, dargestellt.

--0--

Ji.

1/

Durch letztere erhält man bei eventl. Stössen ein elastisches Bindeglied.

Der Antrieb erfolgt

zapfen aus, Angriff der Luftpumpen-Treibstange bei A.

Ausführung sehr solide und zu em-J pfehlen.

fjp

ms

vom Kurbel-

Stehende, unter Flur angeordnete R Luftpumpen werden Sr gewöhnlich in Zwillingsanordnung

(2 einfach wirkende Pumpen) ausgeführt, wie in Fig. 1532, S. 404, dargestellt.

Zum. Antrieb benutzt man einen Doppelhebel, welcher von der verlängerten Kolbenstange vermittelst kleiner Schubstangen angetrieben wird. Gebräuchliche Ausführung zeigt Fig 1568—1570 und Tab. 181.

!•

en

“I

“-*1

’S"

ES I :

r"'-!

__T_

ff

1--,SZ--^

All

JO

•vH

s= lrö

tL

;Ef»s

*n!

-.i-i*

N<-

Ai

CU

U» 4-»^

¹ O-i

40

46

52

58

64

70

75

92

106

120

134

148

160

134

154

174

198

1216

236

der verlängerten Kolbenstange aus angetrieben.)

375

4301

485

540

590

640

Tabelle 181. Schwinghebel für stehende Zwillings-Luftpumpen. Fig. 1568—1570.

(Luftpumpen unter Flur angeordnet, von

Pumpe

Hub

98

112

126

140

154

891

182 700 256 174

54

45

78

40

64

35

45

68

16

74

88

118

40

62

70

76

84

90

98

52

85

46

72

38

52

78

18

85

135 100

46

58

96

52

82

42

58

88

20

96

112

152

52

65

106

58

90

48

65

96

22

106

124

02,1

58

72

78

116

64

100

52

72

106

24

136116

188

63

128

138 85

68

108!

116 74

58

62

78

115

26

128!

148

204

70

124 85

28

138

158

220

75

0.

146

300 75

970!

Plunger-Dur chm.

270

Hub

185

009

162

180

196

212

230

245

86

98

108

118

340

11351

310

210

700

380

420

460

500 130

1270

11400

11530

1670

11800 540 140

350

390

425

470

510

240

800

270

900

300

1000

330

360

1100

1200

Hebel aus Gusseisen, Traverse aus Stahl.

»

eo    ^

/hi

@r

i

t

ijähm^

ft-o

i

<+

-4

4-

±J

CT

S(r=

-0-

o §

\:+

J*

!

M7-H

i

^ *{-

!

4

iAir\^

\

s \⁻

i

1

4-vO

r-h-Mli

Î I !

/. —I—-

8

»

I

y»-p

-

üÜ !

4-

4>

\

— b

u-

>a

co

i

*

*

*

>p

i

T

-i

o

PH

>

-Ir

JH»

I

kW-

T

I.

T

a

i p

I

--

à

r

b

r-4^

i-

d

\ °*

I

i

f fr ’

7

Ql

e

T~

I

*

r

I

i e ¹ ;

i*M-x

,V

l

'"t. _7

¥7

1

1

II

d

r

1

Æ.

TÖ'

i

/

-X7

/"p- _

æ

10

1

H»' f----

■H

$t4

É!)

K)

160

175

¹⁹⁰ §.

205

220 g*

te

p.

2.

I \q2Z

03

Tab. 181a. Horizontale Luftpumpe (der Horn’schen Ausführung, Seite 407, nachgebildet).

K>

Oo

0ł

*©

hO

'O

310 360

360 410

1410470

1460 5301

510

560 650

^    00

co    co

CM

co

210 90

240 100

270 110

300 120

325 135

3501150

CM

CM

»o

Ol

CM

05

<M

00 CM

^ rf ' O

270 170 260 145 190

§ T—(

310 200 300 160 220

350 230|340 175 250

390 260 370 190 280

430 290 410 205 310

470 320 450 220 340

co

o

(M

O O O 00    05

o    o

r~    oo

140 590 120

800 460 260 350

170 690 1140

205 790 ! 160

240 900 1180

kO)

CO I> 00

940 510 300 400

1060 570 350 460

1200 6301400 520

100 220

1101240

■H

270 1000 200

kO

05

1350 690 450 590

300 1110 220

O

t-H

1460 740 500 670

CO    ^

tH    tH

o    co    I>    co

rH    i-H    tH    t-H

500 125 348 530 200

600 135 424 640 230

700 155 480 730 260

800 170 556 830 290

900 200 622! 920 330

1000350

1000 220 688

Die für die Oeffnung o bestimmten kleinen Ventile bezwecken Luft und Warmwasser getrennt anzusaugen. Diese

Yentilchen bedürfen eine ganz besonders sorgfältige Ausführung. Halten dieselben nicht ganz dicht, so bringen sie mehr

Schaden als Nutzen. Mir sind eine Anzahl Ausführungen bekannt, bei welchen man die Luftventilchen infolge schlechter

Wirkung fest verschlossen hat.

Der in Fig. 1533, Seite 404, dargestellte Luftpumpenkondensator (aber mit Rippen im Einspritzraum) dürfte in

der Herstellung billiger und vielleicht ebenso zweckentsprechend sein.

4. Konstruktive Grundsätze

für den Entwurf raschlaufender Kondensator-Luftpumpen unter Vermeidung

der Stösse.

Bei liegenden, doppeltwirkenden Luftpumpen hat man meistens mit Kolbengeschwindigkeiten von 2 bis 3 Mtr. pro Sek. zu thun, jedoch hat man auch Ausführungen, bei denen die Pumpen mit 4 bis 4,5 Mtr.¹) anstandslos und ruhig arbeiten.

Mit der Durchflussgeschwindigkeit in den Ventilen gehe man nicht über 1 Mtr. pro Sek., obgleich der Grenzwert bei grösseren Kolbengeschwindigkeiten von über 3 Mtr. bei etwa 1,5 Mtr. pro Sek. liegt.

Stehende Luftpumpen mit 1,3 Mtr. grösster Kolbengeschwindigkeit haben Durchflussgeschwindigkeiten in den Druckventilen (im Kolben s. Seite 400) von 3 bis 4 Mtr. aufzuweisen.

Der Vorteil der stehenden Luftpumpen liegt hier in der direkten Wasserführung.

Bei liegenden Luftpumpen ist der Arbeitsraum der Pumpe so gross zu wählen, dass der Wasserspiegel beim Saugen nicht mehr wie 80 bis 100 mm fällt und jedenfalls die Cylinderbohrung stets mit Wasser angefüllt bleibt.

Bei der Konstruktion ist (nach v. Jhering) vor allem anzustreben :

a)    Möglichst ausgiebiger Querschnitt in den Ventilen. Durchflussgeschwindigkeit nicht über 1,2 Mtr. pro Sek. im Ventilsitze der Saug- und Druckventilklappen.

b)    Zweckmässige Anordnung der Wasserwege und der Ventile. Scharfe Bichtungsänderungen der Wassermassen, insbesondere Krümmungen der Wasserwege möglichst vermeiden.

c)    Getrenntes Absaugen von Luft und Dampf einerseits und dem Wasser andererseits (Bedingung für gute Wirkung der Kondensation ist dieses aber nicht).

d)    Anbringen von einstellbaren Schnüffelventilen, um bei Stössen die Möglichkeit zu geben, geringe Luftmengen einzuführen. Das Vakuum wird hierdurch zwar etwas verringert, doch ist das den Stössen gegenüber weniger von Wichtigkeit.

e)    Anbringen eines Windkessels im Ausgussraum und freier Ausguss des Warmwassers.

f) Hochförderung (nach dem Gradierwerk) besser durch besondere Pumpe, am besten Centrifugalpumpe bewerkstelligen.

Wenige Mtr. Druckhöhe beeinflussen den ruhigen Gang bereits ausserordentlich, da die Stösse hauptsächlich beim Oeff-nen der Druckventile durch das aufschlagende Wasser eintreten.

5. Kondensationsmaschine als Auspuffmaschine.

Jede Kondensationsmaschine soll so eingerichtet sein, dass dieselbe auch als Auspuffmaschine arbeiten kann.

Zu diesem Zwecke wird in die Uebergangsleitung ein Wechselventil nach Fig 1571 oder 1572 eingeschaltet.

Der Dampf tritt bei der Mittelflansche des in Fig. 1571 gezeichneten Eckventiles ein und kann durch Schliessen der einen oder der andern Aus-trittsöffnungen^ins [Freie auspuffen oder zum Kondensator geleitet werden.

ar

Fig. 1572.

Fig. 1571. Wechselventile.

Das Anlassen der Kondensationsmaschine.

13/ //ülfsdampfrot.

n    CI- ■ . ■..

UbcrstrSmrohr

Fig. 1573.

Hülfsdampfleitung.

Bei grösseren Saughöhen findet man auch wohl Vorkehrungen getroffen, um bei Inarbeitsetzung der Dampfmaschine das schnelle Ansaugen des Wassers durch die Luftpumpe zu gewährleisten, was entweder durch eine Hülfseinspritzung oder durch Austreiben der Luft durch eine Hülfsdampfleitung (Fig. 1573) vor dein Anlaufen erfolgen kann, weil sonst der aus dem Dampfcylinder entweichende Dampf in den Kondensator unter Erhöhung des Gegendruckes gepresst wird, denn das Volumen der Luftpumpe ist kleiner als das der Dampfcylinder.

27

U a e d e r, Dampfmaschinen..

6. Kühlwassermenge.

Die Menge des Kühlwassers richtet sich nach der niederzuschlagenden Dampfmenge und der Eintrittstemperatur des Kühlwassers.

Das Kühlwasserverhältnis m, also das Verhältnis des gebrauchten Kühlwassergewichtes zum Dampfgewicht ist bestimmt durch folgende Gleichung:

(325)

630 — f.

worin bedeutet : t₀ Ein tritts temperatur in Grad Cels.,

fj Temperatur des Abflus s wass ers in Grad Cels.

Bei vorhandenen Anlagen misst man also einfach die Kühlwasser- und Abflusswassertemperatur und berechnet das Kühlwasserverhältnis m nach obiger Gleichung.

Das theoretische Vakuum wird beeinträchtigt durch Undichtigkeiten, durch Beibung des Dampfes in Kanälen und Bohrleitungen.

Legt man nun eine richtige Ausnutzung des Kühlwassers zu Grunde, indem die Temperatur des Abwassers um etwa 8® C geringer, als die dem Vakuum entsprechende Temperatur angenommen wird (vergl. Tabelle 183), so erhalten wir die in Tabelle 183 enthaltenen Werte.

Tabelle 183. Temperatur und Gesamtwärme des Wasserdampfes

von 1 bis 0,02 Atm. abs.

Atm abs.

Temperatur °C. . Gesamtwärme

p || 1,0 0,9 0,8 | 0.7 | 0,6 | 0,5 I 0,4 0,35l 0,3

97    91    90    86    82    76    73    69

636 635    631    633    631    630    629    628

Atm. abs.

p 0,25 0,2 0,15 0,12

0,08 0,06 0,04 0,02

Temperatur °C. . Gesamtwärme .

CO

IO t>

CO <*M

CO

IO Qi

Ol o

io Qt 00 Ifr-

O

IO (M

<T.

Î2 &

42    36    29    18

619 618 615 612

von

Beispiel: Welche Temperatur entspricht einer Luftleere 0,2 Atm. abs.

Nach Tabelle 183 ist die entsprechende Temperatur 60 ⁰ C.

Beispie'l: Eine Dampfmaschine von 500indizierten PS.gebraucht pro Ni und Stunde 8 kg Dampf ; wieviel Kühl wasser ist nötig, um ein Vakuum von 0,2 Atm. bei 10° Einspritztemperatur zu erzielen?

Niederzuschlagende Dampfmenge 500 • 8 = 4000 kg.

Nach Tabelle 184 ist das vierzehnfache Wasserquantum nötig, also 14-4000 =56 000 kg = 56 cbm pro Stunde.

Tabelle 184.

KUhlwasserverhältnis m ₌ ™wassergewicht.

Dampfgewicht.

Gegendruck im Cylinder Temperatur des Warmwassers

p₀= I 0,4 0,35 0,3 0,25 0,2 0,15 0,1 tl = ! 67» 65» 61» 57» 52» 46» 38«

10°

Temperatur

15»

20»

des

30»

Kühlwassers i₀

40»

60»

60»

322SS    |    |

©    -#    I    |

TH T-,    —    w    K    I    I

h Ul CO 1» IM | H H H p, W I

O H    CO    CO    N    50    I

rH tH    vH    'ri    ££    I

o vH    (M    io    T-1    eo    o

vH rl    H    ri    Cd    Cî    ÛO

i S8SS I I SSE

Wird weniger Wasser verwendet, so wird das Vakuum schlechter, wie ebenfalls aus Tabelle 184 ersichtlich ist.

Die obige Tabelle gilt nur für richtig ausgeführte Kondensation; viele Luftpumpenkondensatoren gebrauchen das Doppelte und lassen die Verwendung von Kühlwasser über 30° C. überhaupt kaum zu.

Bei Berechnung der Neuanlagen nimmt man meistens:

m — 24

(325a)

7. Nutzen der Kondensation.

Wenn die Kondensation den grösstmöglichsten Nutzen bringen soll, so muss dieselbe:

1.    billig in der Herstellung sein,

2.    die grösstmöglichsten Dampfersparnisse geben.

Die Dampfersparnisse durch Kondensation betragen durchschnittlich:

bei schlechten Luftpumpenkondensatoren .    . 10—20%    (325)

bei richtiger Ausführung je nach Dampfdruck 20—38%    (326)

Unter richtiger Ausführung soll eine Kondensation verstanden werden, welche die auf Seite 389 u. 390 erwähnten Uebelstände nicht hat und mit welcher die in Tabelle 184 aufgeführten Werte erreicht werden.

Es seien in Folgendem richtige Ausführungen zu Grunde gelegt.

Wie schon aus Tab. 184 ersichtlich, hat der KUhl-wasserverbrauch viel Einfluss auf die Ersparnisse der Kondensation.

Aber auch die Menge des KUhlwassers 'hat ihre

■Sei ⁰

D<ï/rn4i^e/r/vfi<x/t/TvL>

20

25    30    35

Fig. 1574 (nach J. Weiss.)

HO H5 50.^

27*

Grenzen. Gebraucht man zu viel Wasser, so wird zwar das Vakuum besser, aber der Gewinn steht in keinem Verhältnis zur verbrauchten Wassermenge. F. J. Weiss zeigt in der Zeitschr. d. Ver. deutsch. Ing., 1891, durch die in Fig. 1574 wiedergegebene graphische Darstellung, wie die Ersparnisse mit der verbrauchten Kühlwassermenge steigen. Man wird also im allgemeinen auf ein Vakuum nicht höher als 80—85®/₀ (0,2—0,15 Atm. abs.) rechnen, dabei aber vorteilhafte Aus tri t ts Verhältnisse für den abziehenden Dampf in der Maschine wählen, dass das Vakuum auch hinter dem Dampfkolben herrscht und nicht nur vom Vakuummeter am Kondensator angezeigt wird.

Nachstehende Tabelle zeigt den Einfluss der Endspannung des Voraustritts und der Dampfgeschwindigkeit unter Berücksichtigung der Tourenzahl auf den Druckunterschied pn zwischen Kondensator- und Dampfcylindervakuum.

Tabelle 185.

Druckunterschied pn. Auslassorgan mit Excenterantrieb.²)

u Dampfgeschwindigkeit im Auslassorgan in Mtr, pro Sekunde, n Umdrehungen pro Minute.

Druck

aus

gleich:

falsch

-r:

Æ..&

schwach

normal

gesteigert

überlastet

richtig

»•«²

1000

400-500 300 - 400 250- 300 200 - 250 175 -200 150-175 125 - 150 100-125 80-100 00-80 40- 00 20-40 10-20

Var

_S-

\w]

j i

Endspannung

0,5 -0,7 Atin. abs Voraustritt in Prozenten 0-3 I 4 -7 j 8-H

Endspannung

0.75 - 1 Atm. abs.

Voraustritt

in Prozenten

0-3 | 4-7 j 8-10

0,03 I 0,02

I -|s 5 ■§§ S-g-Sf-gf -2

slsss-SssSlbl!

0,4

Endspannung

1 —1,5 Atm. abs. Voraustritt in Prozenten 0—3 j 4-7    8 — 10 I

0,65 j 0,55    0,45

Endspannung

1,5 — 2 Atm. abs. Voraustritt in Prozenten 0-3 _4 — 7 | 8-10

0,35

0,6

0,5

0,4

0,3

0,25

0,2

0,18

0,15

0,13

0,1

o.os

0,07

0,0«

0,05

0,55

0,45

0,35

0,5

0,4

0,3

0,45

0,4

0,35

0,3

0,25

0,2.

0,16

0,13

0,1

0,35

0,25

.0,3

0,2

0,25

0,18

0,2

0,15

0,18

0,13

0,15

0,1

0,13    0,08

0,1

0,07

0,06

0,04

s-lssslslslslis

§ I § I s-1- s-1 sis I s !<•

| 2 2 2 2>-g g g | -2 | -g

0,05

Beispiele zu Tabelle 99.

y,2

rt- u²

100O    100Ó

n u2 — ²50; 30« ,

1000 1000 — “L&

Dach Tabelle 4. Zeile von obea pn ~ 0,4 hierzu Kondensatorsplnnung p«~ 0,1

also Gegendruck 'p„ = 0,5 Atm.

1. Beispiel:

Eine% Maschine macht n = 100 Touren' und arbeite» mit 1,2 Atm. Endspannung bei 5% Voraustritt. Vakuummeter zeigt 90% = 0,1 Atm. abs Die Dampf geschwindigkeit im Auslass sei u = 30 m

Welchen Gegendruck wird das Diagramm zeigen? Hier ist also, n = 100, u = 80 aßo:

100 - 30« ' >

= 90

□ach Tabelle 9. Zeile'von oben pn 0,1 S j hierzu Kondensatorspanoung pc = 0,1

also Gegendruck po = 0,28 Atu.

2. Beispiel:

Für eine Maschine-von derselben Grösse sei die Tourenzahl rt = 250 lind die Dampfgeschwindigkeit u — 30 m, dann ergiebt sich

Tabelle 185 zeigt auch, dass man den Voraustritt je grösser nehmen sollte, je höher die Tourenzahl ist.

Ein zu grosser Voraustritt kann bei langsam gehenden Maschinen natürlich auch einen hässlichen Endverlauf der Expansionskurve hervorrufen, wie in Fig. 1585 angedeutet.

Fig. 1585. Zuviel Fig. 1586. Richtiger Voraustritt.

Voraustritt.

Wählt man den Voraustritt nach Tabelle 186, so lässt sich eine gute Form des Diagrammes nach Fig. 1586 erwarten.

Tabelle 186. Druckdifferenz pn bei 0,75—1 Atm. abs. Endspannung (Excenterantrieb).

Umdrehungen n =    50

Voraustritt ve = 3°/₀

S Sr

200 250 300

10% llo/₀ 12°/₀

Druckdifferenz

Kleines^ bedingt aber grossen schädlichen Kaum. t/=28Mtr. kann als günstigster Mittelwert betrachtet werden.³) Wie sich pn mit u ändert, zeigt ebenfalls Tab. 186.

Beispiel: Welche Dampfgeschwindigkeit und welchen Voraustrit nimmt man für eine Kondensationsmaschine mit 150 Umdrehungen

Nach Tab. 186 ist zu wählen: Voraustritt ve=ü°l₀, Dampfgeschwindigkeit im Auslasskanal u = 30 Mtr. pro Sek., dann ergiebt sich eine Druckdifferenz zwischen Kondensatorspannung und Spannung hinter dem Kolben von pn = 0,17 Atm.

Dieser Druckdifferenz zwischen Kondensatorspannung uni Spannung hinter dem Kolben haben wir Excenterantrieb des Auslasses zu Grunde gelegt.

Vorteilhafter und konstruktiv richtiger ist es, wenn man bei Ventilmaschinen den Auslass nicht mit Excenter nach Fig.1587, sondern mit unrunden Scheiben nach Fig. 1588 antreibt.

o)

Das Erheben des Auslassventils geschieht unter Anwendung derselben viel schneller als bei Excenterantrieb. Bei demselben Voraustritt hat das mit unrunden Schei-^ ben angetriebene Auslassventil viel früher ganz geöffnet als das mit Excenterantrieb.

Fig. 1587. Fig. 1588. Excenter-    Unrunde

antrieb.    Scheibe

(Daumen).

Zum vollständigen Anhub des Aus-lassventiles benötigt das Excenter einen Kurbelwinkel von 60°, der Daumen nur 30°.

Bei Anwendung eines Daumens ist das Ventil bereits im toten Punkt schon ganz geöffnet, während bei Excenterantrieb die volle Eröffnung des Auslassventiles erst in der Kurbelstellung £ erfolgt (Fig. 1589).

Fig.

1589.

Kurbelkreb / Kurbelwinkel für Excenter 60¹ 1 „    „ Daumen 30° \

mit Excenter

Ventil

eröffnung

mit Daumen

' ¹ 'Po

Fig.

1590.

Jl

Fig.

-m

1591.

Fig. 1592.

(Bei Schiebermaschinen wird der Auslass noch schleichender geöffnet als bei Ventilen mit Excenterantrieb.)

Welchen Einfluss eine rasche Eröffnung- auf den Druckausgleich bezw. die Gegendrucklinie hat, zeigen vorstehende Diagramme (Fig. 1590—1592).

Sorgt man dafür, dass im toten Punkt der Auslasskanal bereits vollständig geöffnet ist (also unrunde Scheiben), so ergiebt sich selbst bei 30 Mtr. Dampfgeschwindigkeit (statt 28 Mtr. bei Excenterantrieb) noch ein geringer Druckunterschied ; der schädliche Raum wird kleiner und dadurch der Dampfverbrauch geringer, Die andern Vorteile, bequeme Einstellung der Steuerung etc., sprechen ebenfalls für unrunde Scheiben.

8. Kraftbedarf der Luftpumpen.

Die Luftpumpe hat folgende Widerstände zu überwinden; Mittlere Spannungsdifferenz p‘ vor und hinter dem Luftpumpenkolben, Wassersäule von Saugklappe bis Warmwasserabfluss, Reibungswiderstand der Luftpumpe.

Bezeichnet :

d den Durchmesser der Luftpumpe in Centimeter, c die Kolben g eschwindigkeit der Luftpumpe in Mtr. pro Sekunde,

p‘ — 0,2—0,6 (im Mittel 0,4) die oben erwähnte Spannungsdifferenz in kg pro qcm, h die Förderhöhe des Warmwassers in Meter, so ist der Arbeitsaufwand in Pferdestärken

einfach wirkende Luftpumpe

*-£/*.C.

doppelt wirkende Luftpumpe

N = 1.3-

2 • 75

1,3-

75

.    . (327)

Durchschnittlich kann man für den Kraft bedarf der Luftpumpe 0,5 —1,5°/o der Gesamtleistung der Maschine ansetzen (s. Seite 437).

9. Dimensionen der Luftpumpen.

m-S*) die KUhlwassermenge in Liter pro Stunde, m nach Tab. 184, Seite 419, oder nach Seite 418, Gleich. 325,

2-m-S das mit zu fördernde Luft- und Dampfgemisch (herrührend vom Luftgehalt des Wassers, Undichtigkeiten der Luftpumpe und den sich bildenden Dämpfen) in Liter pro Stunde,

cp — 0,6 der volumetrische Wirkungsgrad der Pumpe,**) so ergiebt sich das für die Berechnung der Hauptdimensionen in Rechnung zu ziehende Förderquantum :

— (m 2 • m) • S = 5 -m-S Liter pro Stunde .    . (328)

*) m das Kühlwasserverhältnis (s. Seite 418 u. 419) S = S,; ■ N₍ die zu Grunde liegende Dampfmenge in kg pro Stunde (Snach Seite 40 und 41) **) Die Kolbenläufe und Klappen der Nassluftpumpen leiden oft durch schlechtes Kühlwasser, infolgedessen fällt der Wirkungsgrad klein aus.

Beispiel: Eine Kondensation soll niederschlagen pro Stunde S = 2050 kg- Dampf, die Temperatur des Kühlwassers ist t₀ — 10°, die des Abwassers soll fj = 35° betragen, also nach Gleich. 324, Seite 418:

630 — 35 35 —10

die Leistung der Luftpumpe müsste sein nach Gleich. 328, Seite 423 : 5 • 24 • 2050    246 000 Liter = 246 cbm pro Stunde.

Für normale Verhältnisse nimmt man

Förderquantum = 125 S . .

. (329)

und man erhält für eine doppeltwirkende oder zwei einfachwirkende Pumpen :

F-c =

125-S

3600

. (330)

und bezogen auf das Pumpenvolumen:

125-S 60 3600 'sT/?

worin F — Pumpenquerschnitt in qdm, Hub in dem, n Umdrehungen pro Min.

F- Hub =

= 1,04 •

. . (331)

Gebräuchliche Ausführungen giebt nachstehende Tabelle 187.

Tabelle 187. Luftpumpenabmessungen.

Maschine

Eincyl.

Zweif.-Exp.

Dreif.-Exp.

Durchm. d. Luftpumpe =

f)

0,25 • 0,

0,25-D

{H Hub, D Durchm. des Niederdruckcyl. ;    ^ Hub der Luftpumpe.)

Bei künstlicher Wasserkühlung wählt man vorteilhaft d etwa 10°/() grösser.

Bei Oberflächenkondensation kann das vom .Luftpumpenkolben beschriebene Volumen auf die Hälfte desjenigen bei Mischkondensation gesetzt werden.

Man soll auch hier wie bei den Schiebern u. s, w. nicht für jeden einzelnen Fall eine Luftpumpe konstruieren, sondern auf Verwendbarkeit der Modelle für gleichartige Maschinen Rücksicht nehmen.

Gebräuchliche Luftpumpendimensionen

stehender und liegender Bauart für Kompoundmaschinen giebt Tabelle 188, die Tabelle zeigt auch den Gang der Berechnung.

Man richtet die Modelle meist so ein, dass der Kolbenhub der Luftpumpe und der Kolbendurchmesser geändert werden können.

0)

-J

■B

0)

(0

■8

fi

■B

0>

Si

X.

:3

(A

oo

oo

^o>

Kolbep-

drock

kg

650

890

1160

1480

1760

2160

2550

tehende Pumpen

Fig. 1529, Seite 408.

Plunger-1 Kolbeu-F »urehm. Durehin.

qdm mm

nach

C'

Hub

mm

Mtr.

mm

Liegende direkt mit der Kolbenstange gekuppelte Luftpumpe

F Dorthin.

qdm mm

Pumpeii-Tolamen pro Sek. F • c

cdm

Dampf

pro

Stde.

kg

o. £

I ftTÄ « I? Q *

inl*

Umdre- Kolben-| hungen geschw. Min. i Mtr. ;

Kompound

maschine

Cylinder-Hochdr. 1 Niederdr,

II

Hub

O    O    O    O    i-O    O    O

!>•    V*    LO    O    Ol    I>-    *—«

CM

CO

LO

4,3    135

5,9    145

7,7    155

9,9    165

11,7    180

14,4    195

17    210

0,5

0,53

0,56

0,6

0,65

0,66

0,68

185

210

240

270

300

330

360

»-O    »Ä    o    o    o    o    o

CO    ł®    l>-    O    <M    ^    «O

1,34

21,5

620

1,82

2,25

2,95

<M

'M

3,6

4,3

•*-H CO CO

cc

O

co

O

cc

900

1250

1700

2200

2730

3320

*»    -t.

t—i

[-

CD

82

122

173

235

310

390

480

co    cd

520

620

700

Ol

770

oT

o

co

850

930

1050

350

400

450

500

550

009

680

009

700

800

006

1000

1100

1200

Hub =

d⁴) —

G =

L = B = M —

^-----

<:1\

500 j 600

700 ! 800

900

1000

1200 mm

100

120

120

600

420

840

120    135

145

150

720

470

1020

150

170

185

165

180

205

225

180

840

530

1200

210

960

580

240

270

1080

1200

640

700

1370    1560

1740

2060 „

10. Ventil- und Rohrquerschnitte.

Die Berechnung der freien Durchflussquerschnitte erfolgt unter Zugrundelegung einer Geschwindigkeit von 1,5 Mtr. pro Sekunde. (Trockene Luftpumpen gestatten 20 Mtr. Durchfluss-Geschwindigkeit.)

Tabelle 190. Zulässiger Klappenhub⁴)

für nach unten öffnende Saugklappen. Seite 406.

.    .    50

Touren

Zulässiger Klappenhub .    12

(Bei den schrägen Klappen, S. 396, der mittlere Hub).

75    100 150 200 250

10    9    8    7

6 mm.

Berechnung der Rohrquerschnitte.

Alle Kohre, in welchen sich Wasser bewegt, sollen solche Querschnitte erhalten, dass die Durchflussgeschwindigkeit 2 Mtr. pro Sekunde nicht übersteigt; vielfach wird der Querschnitt des Ueberlaufrohres gleich der lichten Durchflussfläche der Ventile genommen.

Die Wassergeschwindigkeit in den gewöhnlich angewendeten Eckhähnen für die Einspritzleitung steigt infolge der durch die Konstruktion bedingten Querschnittsverengung bedeutend, ohne auf die Wirkung grossen Einfluss zu haben, wenn die A n -Schlüsse gleich dem Kohrdurchmesser sind.

Man kann annehmen für den Querschnitt d. Einspritzrohres unter gewöhnlichen Verhältnissen <7 = 0,25-c- —ff² qcm (332)

bei langer Leitung u. grosser Saughöhe q^= 0,4-c- ~ d² qcm (333)

(c Kolbengeschw. in Mtr., d Durchm. der Luftpumpe in cm).

Das Ueberlaufro hr macht man im Durchmesser etwa 1,3 mal so gross als das Einspritzrohr.

11. Stehende Luftpumpen ohne Säugventile.*) Wirkungsweise und Berechnung.

(s. Fig. 1508 Seite 402.)

Nach Prof. H. Berg *) ist die Wirkungsweise dieser Pumpen, welche in Fig. 1594 — 1603 dargestellt, folgende:

Fig. 1594, hoch. Fig. 1595.

Fig. 1596.

Fig. 1597.

Fig. 1598.

'"'I

Fig. 1599, tief. Fig. 1600.

Fig. 1601.

Fig. 1602.

Fig. 1603.

In Fig. 1594 befindet sich der Kolben in seiner höchsten Stellung. Bei seinem Aufgang hat er die im Pumpenraum vorhanden gewesene Luft und eine gewisse Wassermenge durch die Ventile hinausgedrückt. Das Wasser reicht im Pumpenraum bis an die Ventilklappen. Der Wasserspiegel im Gehäuse habe die in Fig. 1594 gezeichnete Höhenlage.

Bewegt sich der Kolben abwärts, so sinkt der innere Wasserspiegel, und zwar rascher als der Kolben, weil der Verdränger aus dem Wasser austaucht. Gleichzeitig steigt der äussere Wasserspiegel, indem der Kolben das unter ihm befindliche Wasser in den ringförmigen Kaum des Gehäuses hinausdrückt.

Fig. 1595 zeigt die Kolbenstellung, bei welcher der innere Wasserspiegel sich soweit abgesenkt hat, dass er auf gleicher

*> Ausführlich behandelt von Reinhardt, Z. d. V. d. Ing. 1898, S. 257, und von Prof. Berg, Z. d. V. d. Ing. 1899, Seite 92 und 280.

In Fig. 1596 hat der Kolbenrand die obere Kante der Schlitze erreicht. Im nächsten Augenblick werden diese geöffnet, und es tritt ein Ausgleich zwischen Luft- und Dampfspannung im Gehäuse und im Pumpenraum ein.

Der fortwährend steigende äussere Wasserspiegel erreicht sodann in Fig. 1597 die Höhe des niedergehenden Kolbenrandes ; das Wasser beginnt in die Pumpe einzuströmen.

In Fig. 1598 ist der äussere Wasserspiegel bis zur oberen Kante der Schlitze gestiegen. Von Stellung Fig. 1597 bis Stellung Fig. 1598 bildet jeder Schlitz einen rechteckigen Ueberfall.

Der Kolben bewegt sich noch weiter abwärts und erreicht in Fig. 1599 seine tiefste Stellung; der äussere Wasserspiegel nimmt seine höchste Lage ein und ist noch um die Strecke Cj von der Decke des Purnpengehäuses entfernt. Während der Bewegung von Kolbenstellung Fig 1598 bis Fig. 1599 findet das Einströmen durch rechteckige Oeffnungen unter Wasser statt.

Bei dem nun folgenden Kolbenaufgang senkt sich der äussere Wasserspiegel wieder und erreicht in Fig. 1600 wieder die gleiche Höhe wie der Kolbenrand; das Wasser hört auf in die Pumpe einzuströmen. Der Luftraum des Gehäuses und derjenige der Pumpe stehen wieder in Verbindung.

In Fig. 1601 schliesst der Kolben die Schlitze ab. Der innere Wasserspiegel steht jetzt höher als bei der gleichen Stellung des Niederganges in Fig. 1596, und zwar um den Betrag /2> welcher der Menge des eingeströmten Wassers entspricht. Der innere Wasserspiegel hat den Kolbenrand noch nicht erreicht, es ist also ersichtlich, dass kein Wasser aus dem Pumpenraum nach dem Gehäuse vor Abschluss der Schlitze zurückgeströmt ist.

Geht der Kolben nun weiter, so wird zunächst die im Pumpenraume befindliche Luft zusammengedrückt, da sie nicht mehr nach dem Gehäuse entweichen kann. Ist die Pressung genügend weit gesteigert, so öffnen sich die Ventile, und die Luft strömt aus dem Pumpenraum.

In Fig. 1602 hat der innere Wasserspiegel die untere Kante der Ventilsitze erreicht, in Fig. 1603 gelangt er an die Ventilklappen. Die ganze in Fig. 1601 zwischen dem inneren Wasserspiegel und den Ventilen vorhanden gewesene Luftmenge ist aus dem Cylinder hinausgedrängt, und das Wasser beginnt auszuströmen.

Ist der Kolben wieder in seine höchste Stellung (Fig. 1594), gelangt, so hat er die von Stellung Fig. 1597 bis Fig. 1600 eingeströmte Wassermenge aus dem Pumpenraum verdrängt.

Eine obere Grenze für die Höhenlage des äusseren Wasserspiegels, und hiermit gleichzeitig für die Wassermenge, welche die Pumpe aufnehmen kann, ergiebt sich aus der Bedingung, dass für die tiefste Kolbenstellung (Fig. 1599), der äussere Wasserspiegel noch einen gewissen Abstand von der Gehäusedecke hat. Wird diese Bedingung nicht erfüllt, so entsteht Wasserschlag.

Betr. der theoretischen Entwicklung des Berechnungsganges sei auf die erwähnten Abhandlungen (Fussnote Seite 425) verwiesen. An dieser Stelle soll nur ein der Praxis entnommenes Beispiel (vom Eisenwerk Carlshütte, Alfeld a. d. Leine) Aufnahme finden. An Hand dieses Beispiels können Pumpen für andere Verhältnisse leicht nachgerechnet werden.

Beispiel. Es ist der Dampf von einer Eincylinder-Ventilmaschine von 550 mm Cyl.-Durchm., 1100 mm Kolbenhub, n = 68 Touren pro Min. zu kondensieren. Normalleistung Ni = 200 indiz. PS., Dampfverbrauch Si = 12 kg pro Ni und Stunde.

40 kg.

In der Minute zu kondensierende Dampfmenge 12-200

60

Das von der Pumpe zu fördernde Wasser, Dampf- und Luftgemisch ist für einfach wirkende, nasse Luftpumpe für Mischkondensation mit Parallelstrom bei einer Kühlwasser-Eintritttemperatur von 15° Gels, und einer Temperatur des kondensierten Dampfes von 40° Cels.

0,16 ■ m

pc — pd

• C in cbm pro Minute

. (334)

630 — 40 40 —15

pc — Kondensatorspannung, angenommen zu 0,15 Atm. abs.,

pd — Spannung des kondensierten Dampfes, für das Beispiel bei 40° Cels. pd = 0,072 Atm. abs. und wir erhalten:

0,16-24

worin m — Kühlwasserverhältnis =

= 24 nach Gleich. 325.

V= 0,001 (24 + 1 +

^•40 = 2,97 cbm,

0,15 — 0,072

davon ist Wasser: W— 0,001 (24 + l)-40=L0 cbm,

0,16-24

Luft und Dampf: L = 0,001-

0,15 — 0,072

• 40 = 1,97 cbm.

Die Luftpumpe wird von einem Vorgelege aus angetrieben und macht n — 90 Umdrehungen pro Min.

worin /== Anzahl der Ventile, f— freier Durchgangsquerschnitt "eines Ventiles, v die mittlere Durchgangsgeschwindigkeit des Wassers,

60

die Zeit einer Umdrehung in Sek., also für das Beispiel :

0,0089 qm.

8-0,015

10-2-0,666

Gesamtventilquerschnitt — 890 qcm.

Graphische Ermittlung.

K'

.j-

5 4 5 6 7 8 9 10 11 12 TS 14 15

-,i80ot —r -*

i \i

L’

'S¹

z/Ą//

rr

V/M/A

L"

M’

-r-

-j-

A-

L_

/L

tr

Fig. 1604 [Maassstab 1:15].

Mit r= 0,195 Mtr. halber Gesamthub ist die Kurve K‘, K“, K“‘ gezeichnet und stellt diese Kurve die Bewegung des Plungers dar.

Die Kurve M‘, M¹¹, M‘“ ist mit dem Radius r‘= 0,155 Mtr, (halber Förderhub) gezeichnet und stellt die Bewegung des Wassers im Pumpengehäuse dar.

Der Drehwinkel ip zum Kurvenstück £', M“ wird mit

8,6

a‘ = 8,6 u. a = 26,6*) ip = ^-180 = 58 ° ³⁰'> cos V ⁼ °>⁵²²>

dann ist

r‘ =

e“‘ + s — e

0,014 -j- 0,29 — 0,23

1 - COS Ip

1 — 0,522

= 0,155 Mtr.

Es folgt dann der Durchmesser des Pumpengehäuses aus der Beziehung:

Fh = F-~ + FĄ = 0,152-

/■'

0,195

0,155

-f 0,184 = 0,375 qm,

woraus Dh — 690 mm Durchm.

*) d und « aus Firj. 1604 gemessen [« = halbe Diagrammlänge].

0,09 Sek.

360

Die Länge des Diagramms ist in 16 gleiche Teile geteilt, entspricht also der Abstand zweier Ordinaten der Zeit

16

0,666

0,042 Sek. Die einströmende Wassermenge ergiebt sich alsdann mit den, aus dem Diagramm entnommenen mittleren Höhen h‘ und h“ und bei 10 Schlitzen à 123 mm breit aus folgender Tab. 190:

16

Kurbel-

Drehung

g = ²/₃-o,6v/2.g(y,5 —y,5).6.f

= ²4 • 0,6 \/l9,6(V’⁵ — V’⁵) 1-23-0,042

6- 7    J 0,11 0,027

7- 8    0,155 0,05

6-8

= 0,0028 = 0,0045

2 • (0,0028 -f 0,0045) ~ 0,0146cbm p.Umdr.

In Wirklichkeit ist die Einströmmenge noch grösser, da das Teil E‘ bis x‘ resp. E“ bis x“ nicht mit in die Rechnung eingeführt ist.

Die Wasseraufnahme der Pumpe ist also genügend, sofern 0,015 cbm Wasser pro Umdrehung erforderlich sind.

Die Kolbenstellung für den Augenblick, wo das Wasser die Ventile erreicht, ist

Wi

y = -r.

0,0148

- 0,0974,

0,152

der zugehörige Kurbelwinkel folgt aus

0,0974 = 0,29 (1 — cos tp), woraus ip — 48° 40'

und die entspr. Kolbengeschwindigkeit 3,14-90

Cx —

30

-0,29-sin48°40' — 2,05 Mtr.

Die Wassergeschwindigkeit in den Ventilsitzen zu Beginn des Ausströmens

Vx

0,152-2,05

10-0,0089

3,5 Mtr. pro Sek.

Diese Geschwindigkeit sinkt auf Null in der Zeit 7"-48 _ 0,666-48 360

Diese Kondensationsanlage erfüllte die gestellten Anforderungen vollkommen.

Einige andere Systeme von Kondensation.

¹

J Auf einem Eisenwerk in Völklingen a. d. Saar befindet sich eine Eincylindermaschine mit 8 Atm. Betriebsdruck, D = 1350, li = 1500 mm, u = 130 l’oureit pro Min., Kolbengeschwindigkeit t>l/₂ Mtr. pro Bek., deren direkt an die Kolbenstange gekuppelte Luftpumpe stossfrei und mit einem Vakuum von 90°/o arbeitet

²

Antrieb [mit j unrunder Scheibe (Daumen) gestaltet {sich günstiger (s. Seite 422).

³

Ausführlich behandelt in Band II „Steuerungen“.

⁴

Nach oben öffnende Klappen können den 1,3 fachen Hub erhalten und schliessen dann noch rechtzeitip-.

Gegenstromkondensator

der Sangerhäuser Maschinenfabrik und F. J. Weiss.

CTii'

IÎ

.Tl

297

Vl 0,75-90

0,044 cbm pro Umdrehung¹)

davon Wasser IV,

0,75-90

0,015    ,,

*)

Luft und Dampf L, =

1,97

0,75-90

0,029    „

*)

Die zur Aufstellung gelangende von der Transmission durch Riemen angetriebene Luftpumpe erhielt folgende Dimensionen:

Plunger-Durchm. .    .    .    = 440 mm

„ -Hub .    .

Schlitzbreite .

Förderhub s = 390 — 100 = 290 Umdrehungen

a Co

= 390

= 100

. n — 90 pro Min.

und wir erhalten:

Leistung: K =    ^ • </² • s • /7 = 0,75 • ^ • 0,44² • 0,29-90^2,97 CÖI11 pr-Mlll.-

also ist die Pumpe gross genug.

Für eine Umdrehung ist die Leistung:

2,97

0,75-90

~ 0,044 cbm,

davon Wasser W, = 0,015 cbm pro Umdrehung.

Z?3 = 415 mm angenommen, also F₃ — 0,1352 qm, z—0,05 Mtr., m' = 0,0105 cbm = Raum zwischen den Ventilstegen -f- Raum über der höchsten Stellung des Kolbens bis zur Unterkante Ventilstege, 14^ =0,015 cbm, s=0,29 Mtr., dann wird

F₃-z + m‘ + IV, __ 0,1352-0,05 + 0,0105 + 0,015 “    0,29 + 0,05

— 0;094 qm

= 345 mm Durchm. des Verdrängers.

Dx=d+ 0,044 = 0.484 Mtr,, F₄ = 0,184 qm. Schlitzhöhe s‘ = 0,1 Mtr., dann ist Gesamthub S = 0,1 -f 0,29 = 0 39 Mtr.

0,39-90

Mittl. Kolbengeschwindigkeit c —

30

= 1,17 Mtr.

Der freie Durchgangsquerschnitt eines Ventilsitzes ergiebt sich unter der Annahme, dass die Wassermenge IV, in der Zeit von ]/₈ Umdrehung hindurchfliesst, aus der Beziehung :

j.f. v.

,00

*    8-1V,

iv-T '

.    . (335)

ffl“

■s-

II

Si

-HÜ

nF

n'j

E1BODI

ri

iw ?

II

Fig. 1605. Weiss sehe Gogenstromkondensation.

Durch das Dampfrohr D tritt der Dampf dem durch die Kaltwasserpumpe resp. das Kaltwassersteigrohr S zugeführten Wasser entgegen und wird allmählich niedergeschlagen. Der Gegenstrom bedingt, dass mit dem heissesten Wasser der heisseste Dampf in Berührung tritt. Die mit dem Wasser eintretende Luft wird an der Eintrittsstelle frei und wird durch eine trockene Luftpumpe an der obersten Stelle abgesaugt (£), während das Wasser durch das Barometerrohr entweicht.

Um Schwankungen in dem Barometerrohr zu vermeiden, ist an der Ablaufstelle des letzteren eine Klappe K, ein Ventil K¹ und ein Steigrohr S eingebaut.

Die mechanisch mitgerissene Luft entweicht durch das Entlüftungsrohr F.

Durch die Ableitung der Luft an der kältesten Stelle ist eine kleinere trockene Luftpumpe nötig, um so an Betriebskraft und Unterhaltungskosten zu sparen.

Ha e der , Dampfmaschinen.

Schwagersche Gegenstromkondensation.

kondensierenden

Durch Anwendung einer Mischdüse wird die abströmende Luft von der nassen Luftpumpe abgesaugt oder auch Fallrohre mit trockener Luftpumpe verwendet. Grossen Wert legt Schwager auf grosse Durchgangsquerschnitte des zu Dampfes, weswegen auch wendeltreppenförmige Wasserverteilungsplatten angeordnet sind.

Strahlkondensatoren

dienen zum Niederschlagen der Dämpfe ohne Anwendung Luftpumpen. Ihre Wirkung ist ähnlich jener der In-

vo n

jektoren ; durch die Mischung von Dampf und Wasser wird ein Teil der lebendigen Kraft des Abdampfes zur Bewegung des Wassers und der nicht kondensierbaren Gase verwendet.

BJ

Dl .

«Sśy \_ w ......

r~~    •

Wwapnigs

Eig. 1606.

Fig. 1607.

Der Wasserverbrauch bei allen diesen Anlagen ist naturgemäss

gross.

Fig.1606. Universalkondensator von Körting zum Ansaugen des Wassers bei periodisch wechselnder Maschinenleistung.

Fig. 1607. Für durch Gefälle zugeführtes Wasser bei chselnder Maschinenleistung oder für konstante Leistung ohne Gefällwasser, wobei der Kondensator höchstens 3 m über dem oder unter dem Wasserspiegel zu stehen kommt.

Bezüglich der weiteren Ausführungen kann auf die Preisliste von „Körting“ verwiesen werden.

nahe.

dampfleitung unbedingt erforderlich.

Bei nicht ganz sorgfältiger Montage und Wartung liegt die Gefahr des Wassereintretens in den Cylinder (Wasserschlag) sehr Eine Bückschlagklappe zwischen Kondensator pnd Ab

Oberflächenkondensation.

Bei der Oberflächenkondensation kommt der Dampf mit dem Kühlwasser nicht in Berührung und unterscheidet sich erste re im wesentlichen von einer Mischkondensation, dass zum Fördern des Kühlwassers eine besondere Kaltwasserpumpe dient, da das Vakuum nur innerhalb der den Dampf aufnehmenden Bäume herrscht und somit ein Ansaugen des Kühlwassers durch die Luft

pumpe unmöglich ist.

Der in Fig. 1608 dargestellte Oberflächenkondensator hat 32 qm

Kühlfläche und ist für /Vj = 160 PS. bestimmt. Die Bohre sind aus Messing und haben 1 mm Wandstärke. Die Dichtung geschieht mittelst Man rech-

ig

\-/0OO

Stopfbüchsenpackung.

net pro indizierte PS. etwa 0,2 qm KUhlfläche.

Die Konstruktion der horizontalen Kondensatoren sind den Beceivern mit Bohrsystem S. 481 ähnlich.

Kühlw

~r-

/s

ÙÔÜ -

,booooöooooooh poooooooooooo

’OOOOOOOOOOOO

3;'

oooo

IOOO

S/ofloh

re

J0->i

Fig. 1608—1610. Oberflädienkondensator.

V//A

"im.

Fig. 1611.

Schematisdie Darstellung einer Oberflädienkondensation.

0 Oberflächenkondensator. L Luftpumpe. K Kaltwasserpumpe. F Filtrierbassin 8 Speisebassin.

Der Kondensator 0 ist mit einer grösseren Anzahl Röhren zur Erzielung einer möglichst grossen Kühlfläche durchzogen. Die Kaltwasserpumpe K drückt das Kühlwasser durch die Röln'en.

Auf diesem Wege nimmt das Wasser die dem Dampf entzogene Wärme in sich auf. Dadurch wird der Dampf verdichtet bezw. er kondensiert. Dieses Kondensat fliesst nun zur Luftpumpe L und wird, da es sich infolge Fehlens von kesselsteinbildenden Substanzen und einer Temperatur von ca. 40° gut zur Kesselspeisung bewährt, behufs Reinigung von Oel zunächst zum Klärbassin F

geleitet. Nach vollzogener Reinigung hat das Wasser immer noch 35° und kann nun ohne weiteres zum Speisen benutzt werden.

Bei der Ausführung nach Fig. 1612 wird der Kondensator 0 durch schlangenförmig wund^ne Röhren dargestellt, und ist derselbe in einem Gradierwerk aufgestellt. Das Prinzip ist dasselbe wie vorstehend beschrieben und auch ohne weiteres aus der Fig. 1612 ersichtlich.

S'

1_

O'

ge-

iw

Fig. 1612.

Oberflächenkondentator mit Gradierwerk.

Theisenscher Oberflächenkondensator.

Der za kondensierende Dampf tritt in einen horizontalen Röhrenkondensator and wird durch das denselben umgebende Kühlwasser niedergeschlagen. — In das Kühlwasser tauchen eine Reihe rotierender Scheiben ein, an welchen das Wasser anhaftet und durch den von einem Ventilator hervorgebrachten Luftwechsel gekühlt wird.

Eine in neuerer Zeit sehr beliebt gewordene Anordnung bei Oberflächenkondensation zeigt Fig. 2 und 3 (Z. d. V. d. Ing. 1893 Seite 940). Eine Anzahl hohler plattenförmiger Körper werden durch je einen Stutzen mit dem Abdampfrohr verbunden und wird der in diese Hoblplatten geleitete Dampf durch Berieseln der Aussenwände mit Kühlwasser kondensiert. Das Kondensat wird durch eine gemeinschaftliche Leitung von einer gewöhnlichen Nassluftpumpe abgesaugt.

In zweckmässiger Weise ist der Oberflächenkondensator in Verbindung mit einem Gradierwerk gebracht, welches über demselben steht. Das von dem Gradierwerk auf ca. 18—25n C. gekühlte Wasser rieselt auf die Platten nieder, erwärmt sich hierbei auf 35—40° C. und wird durch eine besondere Cirku-lationspumpe wieder auf das Gradierwerk befördert.

Die KUhlwassermenge dieses Oberflächenkondensators beträgt nur das 14 bis 16 fache der Speisewassermenge, weil beim Berieseln der Platten ein Teil ihrer Wärme unmittelbar an die Luft abgegeben wird. Das heisse Kondensat wird nach sorgfältigem Durchfiltrieren im Oelfilter zum Kesselspeisen verwendet und gelangt immer noch mit ca. 40 — 45° C. Temperatur in den Kessel.

In der Gewinnung dieses kesselsteinfreien heissen Speisewassers ohne weitere Anwendung von Chemikalien liegt der Hauptvorteil der Oberflächenkondensation.

Ein weiterer Vorteil liegt in dem geringen Kraftbedarf für Wasser- und Luftförderung.

Kiesselbach hat nach einer Reihe von Versuchen ermittelt (s. Z. d. V. d. Ing. 1896 Seite 1315):

Tabelle 191. Kraftbedarf der Kondensation.

Gewöhnliche Einspritzkondensatoren 0,6 bis 2%

der

Maschi-

nen-

Leistung.

„    „ mit Rückkühlung 1    „ 3,5°/₀

Oberflächenkondensation mit immer

frischen Kühlwasser ....    0,2    „ 0,7% '

0,6 „ 2,2%

Oberflächenkondensation mit Rück-kühlung

Oele pflanzlicher oder tierischer Herkunft be-

Bei Anwendung von Oberflächenkondensatoren ist thunlichst reines Mineralöl für die Cylinderschmierung zu verwenden, da dieses Oel aus dem Kondensator abfliesst, ohne Rückstände zu hinterlassen.

legen die Wände mit einer wenig leitenden Fettschicht, die gegebenen Falls durch Auskochen mit Soda zu entfernen ist.

In die Abdampfleitung kann auch vor dem Kondensator ein Entöler eingebaut werden, der nach Art der Wasserabscheider durch eingelegte Wände das Oel sehr energisch und auch leichter aus dem Dampf absondert, als es bei oelhaltigen Kondenswasser geschehen kann.

Fig. 1613, nächste Seite, zeigt einen einzelnen Kondensatorkörper von 3,2 qm Kühlfläche; der Abdampf tritt oben ein,

das Kondensat unten aus. rieselnden Kühlwassers zu verzögern, sind kleine Wulste

Um die Geschwindigkeit des herab-

angebracht.

von

In Fig. 1615, nächste Seite, ist ein Bündel von 14 KUhlelementen je 3,2 qm Kühlfläche, also insgesamt 14 X 3,2 ~ 45 qm zusammengestellt.

Üfi__±U_«L¹

-o

Ä.

8C

p*-

USL

-j:

S>

Fig 1613-1614.

70

fr

4-f)

TT~i R

WO _ !*

TU

TU

©0

Ił

UO

-J L.

Das Gewicht eines Elementes beträgt ca. 450 kg. Die einzelnen Platten werden durch Anker mit z wischenliegenden Distanzrohren (Gasrohrstücken) zusammengehalten.

Pro N- rechnet man als Kühlfläche 0,32 bis 0,38 qm.

10

Fig. 1615-1616.

Reinigen des Wassers von Oe!.

Das mit Oel durchsetzte Wasser wird in ein mit Kies von verschiedener Korngrösse gefülltes Bassin (Fig. 1617) geleitet, sickert durch und gelangt in ein Speisebassin.

In Fig 1617 bedeutet:

I    Feiner, aber nicht scharfer Kies, 1mm Korngrösse,

6 ».

II    Grober Kies,

III

10

30

IV

Sehr gut eignet sidi auch Koks von verschiedener Korngrösse, da dieser das Oel gut aufsaugt, wobei die fettige Masse, unter dem Kessel

verfeuert, noch nutzbar gemacht wird. Der Filter ist jedenfalls häufiger zu reinigen und nachzusehen, weil das Wasser sich gern Kanäle schafft und so die Filtermasse überflüssig wird.

’j7\ jUerl&uJ

--

Mi

Hg

/^//7/7y^///y////////////yVA',

y-scc

Wo ——

y/,

7^777/ '//////////////////z

V.

ZWKm

MĄ*

ii

Fig. 1617—1619.

Für 400 PS. und 5000 kg Oelwasser pro Stunde.

Künstliche Wasserkühlung.

Um an jenen Orten, wo Wassermangel herrscht, Kondensation anwenden zu können, bedient man sich schon seit längerer Zeit der

a) Köhlteiche,

in welchen das von der Luftpumpe ausgeworfene heisse Wasser durch Y er dun st en eines Teiles desselben wieder gekühlt wird.

Trotz der Einfacheit dieser Anlagen sind sie gegenwärtig verlassen worden ; da die Kühlwirkung der fast ruhenden Oberfläche eine geringe ist; man rechnet pro Quadratmeter Oberfläche 0,8 Pferdestärken.

b) Reisiggradierwerke

sind in Fig. 1605, 1620 und 1629 angedeutet. Durch das von dem Reisig herabtropfende Wasser wird die Oberfläche des Wassers bedeutend vergrössert, ferner die mit Wasser gesättigte Luft leichter entfernt als bei Kühlteichen.

Dimensionen der Gradierwerke:

Höhe ........... .    .    .

Grundfläche pro Pferdekraft.......

Herstellungskosten pro qm Grundfläche . Der Wasserverlust beträgt.......

-bip-'-⁴⁶°

Fig. 1620. Gradierwerk.

7—10 Mtr., ca. 0,5 qm, ca. 12 Mk., ca. 5—15%.

Bei Raummangel kann das Gradierwerk auf irgend ein Dach montiert werden.

Fig. 1620 stellt ein Reisiggradierwerk von 20 m Höhe dar, wie es im Solbad Oynhausen zur Salzgewinnung angewandt ist. Die gebräuchlichste Höhe der Gradierwerke ist jedoch, wie schon erwähnt, 7—10 Mtr.

c) Kaminkühler.

Zu einer Kaminkühler an 1 a ge benötigt man etwra:

. .    50    100    150    200    250    500 PS.,

. .    25    35    40    50    60    100 qm,

Preis des    Kühlers    ....    1500    1900 2250    2650    3000    4900 Mk.

,,    eines gemauertenBassins 800    1100    1450    1750    2000    3000 „

für......

Grundfläche .    .

Kamin

kühler

Freistehende Gradierwerke mit Reisig oder Brettern belästigen die Umgebung durch den dem warmen Wasser entströmenden Schwaden (Dämpfe) und darf man solche nur an abgelegenen Orten aufstellen. Anlagen in bewohnten Gegenden werden deshalb mit Kaminkühler

Fig. 1621, ohne Warmwasserpumpe.

ausgerüstet, diese sind 15 bis 20 Mtr. hoch.

Schematische Darstellung einer Kondensationsanlage mit KUhlturm, bei welcher das Warmwasser von der Luft,

Fig. 1621.

pumpe in den Turm gedrückt wird-

Liegt die Kondensation unter Flur, und hegt man Bedenken, die Luftpumpe das Warmwasser selbst in den Kühlturm drücken

SCI

T~rT~\Vi

i| Kamin* i ~küh(.çr

■rn

«s,

Lv

ib -MW.

P -A Z= " ' J

gpgllpfj

'n

Ä.W.

WB.

KB.

Fig. 1622, mit Warmwasserpumpe.

L Luftpumpe, D Dampfleitung, KW Kaltwasserleitung, KB Kaltwasserbassin, WB Warmwasserbassin, P Centrifugalpumpe, WW Warmwasserleitung, M Maschinenbaus.

zu lassen, so wird eine Centrifugalpumpe angeordnet. (Der Eintritt des Warmwassers in den Kühlturm liegt meistens 4 Mtr. über Flur.)

Man kann natürlich auch eine Oberflächenkondensation mit dem Kaminkühler verbinden, indem eine Anzahl schlangenförmig gewundener Köhren, wie in Fig. 1612, S, 436, angegeben im unteren Teil des Kaminkühlers angeordnet werden.

Klein’sche Wasserkühlung.

Gü$:i

MB«

■mOum

JïaEfiSEiP*''''

iMÄ

îsss

Fig. 1623. Klein.

Das zu kühlende Wasser rieselt über senkrechte Latten, dem ein Luftstrom zugeführt wird. Auf 1 qm Grundfläche kann man bis 30 PS, rechnen.

Kühlwerke (Patent Zschocke), Seite 440—441,

der Holzindustrie Kaiserslautern, Albert Munzinger in Kaiserslautern.

Das zu kühlende Wasser wird in einen auf dem Kühlwerke befindlichen Verteilungstrog gehoben und läuft aus demselben durch feine Köhrchen in darunter befindliche Verteilungskästen.

Die Ausführung der Kästen erzielt eine Verteilung des Wassers in dünnen, feinen Strahlen auf die daruntei angeoid-neten roststabförmigen Patenthorden,

Li

Si

bä:

HAUPTTROG

• .-JÜ

■''' ''~^ vlRTEUUNGsfRöC?

HORDLN

•sa

mm

ifeß"

'WÉaiHL

HORCH

à.

mM

V.

,e

KÜHLHORDEH

_____

Ipl

ssie,

¹ I HORDEN PATENT ZSCHOCKE i.

\l

»V«

IIS

Élii

~ ■ HN<-»\V.»fc«»raSvi\Ta -    :

Offenes Kühlvverk.

__

Kühlwerk auf dem Dach aufgestellt.

Kamin

il

fl

kühler

(System

Zschocke)

SB

mm

ü.

fei»

rr r

nm

iî    /j\ '

mm

B—

in 'Êm

»BLipai

1H

'mtsm

mmm

é

UnterflurkUhler.

Das zu kühlende Wasser läuft dem Kühlwerk ohne Pumparbeit zu. Die innere Einrichtung und Wasserverteilung in diesen Kühlwerken ist gleich der der oberirdischen. Auch hier wird durch einen Kamin der erforderliche Luftzug erzeugt und das ge-kühlteWasser durch das V akuum im Kon-densator (ca. 7 Mtr.) hoch gehoben,

.. -

jffej

‘li

L -:i

fT

Ci

Ihintlalzu

rr

M[

iïhiiiï

rSU

Bef

mmi

„ .(OaitetiĘileilunęr.

XI

3F

Su fïs vil iiiî

2T

’ïsbfZ

h%Męn._

=b-ir

ÜÂZFptFË - ùJcrsiez -_-

a SiifłeinhiH

ć)cr-!ićtausltiłt

.Fig. 16*:8f*. Oberirdischer Karninkühler von Balcke & Uo., Bochum.

Die Kaminkühler arbeiten unabhängig vom Winde, bei der Wahl ihres Aufstellungsortes braucht nicht auf den natürlichen Luftzug Rücksicht genommen werden.

Eine Abart des oberirdischen Kaminkühlers ist der Unterflurkühler. Dieselben unterscheiden sich lediglich in der eigen-

SM m.

SM

\mit

/fi i /?<

RI

Aino

mm

y/iii ÿtiùh Ift-s

Fig. 1628 b. Unterflurkühler von Balcke & Co., Bochum.

artigen Anordnung der Rieselböden und der Art der Luftzuführung von den oberirdischen Kaminkühlern. Die Rieselböden liegen in einem gemauerten Bassin, und wird die Luft meist nur von einer Seite zugeführt; ihr Weg in den Rieselböden ist relativ lang. Der Unterflurkühler, welcher naturgemäss in der Konstruktion sowohl, wie in der Fundamentierung wesentlich teurer ist als ein gewöhnlicher oberirdischer Kaminkühler, sollte nur bei Nassluftpumpen-Kondensation Verwendung finden.

Centralkondensation.

Unter Centralkondensation versteht man eine Anlage, bei welcher der Dampf von mehreren Maschinen in ein und demselben Kondensator niedergeschlagen wird. Selbstverständlich hat man es hier auch nur mit einer Einspritz- und Abwasserleitung und einer Luftpumpe zu thun.

Der Durchmesser des Dampfcylinders zur Luftpumpe ist mit Rücksicht auf den kleinsten vorkommenden Dampfdruck zu berechnen, dagegen soll man die grösste niederzuschlagende Dampfmenge in Betracht ziehen, damit auch einer eventuellen Vergrösserung der Anlage Rechnung getragen wird.

Hohr oben offen

Mi

L.

Luftpumpe FF-r

tnser ■

Gracier*

werk

|o)

Fig. 1629. Centralkondensation.

Die Abdampfleitungen mehrerer Walzen Zugmaschinen gehen nach dem gemeinschaftlichen Kondensator, meist einem Behälter aus Eisenblech (alter Dampfkessel etc.) mit eingenieteten Rippen, wie in Fig. 1466, versehen. In diesen Behälter mündet das Kühlwasser, wie Fig, 1465 auf Seite 391 gezeigt. Bei ungleichmässigem Betrieb, wie in Walzwerken, ordne man zwei Behälter an; der eine dient als Niederschlagsraum, der andere als Vorratsraum für Luftleere.

Fig. 1629 zeigt auch die Anordnung eines Gradierwerkes für künstliche Wasserkühlung.

Abschnitt XII.

Die Massenwirkung**

in der Dampfmaschine.

Die Massenwirküng kann besonders bei schnellgehenden Maschinen

Einfluss auf den Gang der Maschine haben und gebührt

grossen

Radinger**) das Verdienst, hieiüber einige Klarheit geschaffen haben, obwohl die Schlüsse, welche derselbe aus seinen Untersuchungen zieht, nicht allgemein geteilt werden. Viele Konstrukteure z. B. vermeiden es absichtlich, den

zu

Druckwechsel des Gestänges in den toten Punkt zu legen.

Es sei :

P das Gewicht der hin- und hergehenden Massen in Kilogramm, f die wirksame Kolbenfläche in Quadratcentimeter, H der Kolbenhub in Meter, so kann man annehmen Tabelle 192:

für Hochdruckmaschine Hub bis 700 Hub über 700

für Niederdruckseite der Mehrfach-Expansionsmaschine

Hub bis 900 Hub über 900

Y — 0,4 Hkg

j =0,2 kg    — 0,22 Hkg

f = 0,28 kg

Beispiel: Die hin- und hergehenden Teile der Eincylinder-maschine von 500 mm Durchmesser, 900 mm Hub würden wiegen:

P= 50

² j ■ 0,4 ■ 0,9 = 707 kg.

Bezeichnen wir ferner mit ; r den Kurbelradius in Meter, n die Zahl der Umdrehungen pro Minute,

die mittlere Umfangsgeschwindigkeit im Kurbelkreis in Meter pro Sekunde,

2 rn n

v= —

00

(336)

a) Treibstange unendlich lang.

Der Beschleunigungsdruck ist der Horizontal-Kom-ponente der Centripetalkraft für die zugehörige Neigung des Kurbelarmes gleich. Am toten Punkte ist diese Komponente gleich der vollen Centripetalkraft gleich der Fliehkraft, d. h. jener Teil vom Gesamtdampfdruck auf den Kolben, welcher zu

*) Vergl. auch „Schnellläufer“. (Ausführlicher in Haeder, Indikator.)

**) Radinger, Maschinen mit hoher Kolbengesehwindigkeit.

Beginn der Bewegung zur Beschleunigung der Massen verwendet wird, ist gleich der Fliehkraft

Pv*

(337)

Dieser Druck muss auf der ganzen Kolbenfläche geäussert werden, daher entfällt auf die Flächeneinheit der Druck

F=

(338)

9¹ — f

Am höchst enPunkt der Kurbel ist die Komp onent-gleich Null, d. h. es wird gar kein Druck mehr zur Beschleunigung der Massen verzehrt, da der Kolben dieselbe Geschwindigkeit mit dem Kurbelzapfen erlangt hat, es ist also hier q=0.

An einem mittleren Punkte ist der von der Kolbenflächeneinheit beanspruchte Druck zur Beschleunigung:

q= — cos w

. .    (339)

worin w den Neigungswinkel des Kurbelradius gegen seine tote Lage bedeutet.

Im weiteren Verfolg findet Eadinger, dass man die Beschleunigungsdrücke als Ordinaten einer geraden Linie darstellen kann, welche im Punkte k (Fig. 1630) die Ab scisse n-achse schneidet, hier ist q= 0.

k ^^TTTïïMïïïïiïiiii^

---0,5 H-----

r*-

-*i

Fig. 1630.

Beispiel: Die Einwirkung der Massen der Maschine D = 0,4 Mtr., //= 0,7 Mtr., n — 100 ist zu bestimmen für unendlich lange Treibstange. Es ist:

nach Tab. 192: P= 0,28-40²

2 • 0,35 -8,14 -100

= ~ 350 kg.

nach Gleich 336: v —

60

— = 3,66 Mtr.

Die Fliehkraft nach Gleich. 337:

Pv% 350 -3,66 ²

9r

9,81 • 0,35

= 1365 kg.

Der von der Kolbenflächeneinheit beanspruchte Druck zur Beschleunigung im toten Punkt ist nach Gleich. 338 :

— =1,08 kg pro Quadratcentimeter.

«=rf

40 ²

b) Die Treibstange von endlicher Länge.

L sei die Länge der Treibstange, r

Y das Verhältnis des Kurbelarmes zur Treibstange n-län ge,

so ist der Teil des Dampfdruckes, welcher zur Beschleunigung der Massen verwendet wird, wenn die Kurbel unter dem Winkel w gegen ihre tote Lage geht, pro Flächeneinheit:

.    .    (340)

cos 2 w

cos

also am toten Punkte:

9i

= 7(¹+f)

(341)

für den Hingang des Kolbens gegen das Kurbellager,

(342)

für den Rückgang des Kolbens.

Der Weg, welchen der Kolben beim Neigungswinkel w der Kurbel zurückgelegt hat, ist:

.    .    (343)

/    r

s = rl sin vers w    V₂ ~^~sin 2 w

Der Weg $ lässt sich am besten durch direkte Konstruktion

erhalten.

Nehmen wir nun durchschnittlich — l/₅, so ist Fig. 1631

für Hingang des Kolbens gegen

Rückgang des Kolbens

das Kurbellager

m = ⁶U J ■ • (344) qi =    • • (345)

w = 180 ⁰

• (347)

iv = 79 ⁰

to = ⁴/j7 • • (346) qn=- %~f

q = 0, s = 0,46 H (348) q = 0, s = 0,54 H (349) Den positiven Wert links Den positiven Wert rechts

abwärts auftragen.

abwärts auftragen,

Beispiel: Für das auf voriger Seite angegebene Beispiel würden wir also mit Berücksichtigung der endlichen Länge der Treibstange, bei

- = Y₅, erhalten für den Hingang des Kolbens :

1365

nach Gleich. 344:    7/=⁶/.5 ‘

— 1,32 kg pro Quadratcentimeter,

40²

348: q — 0 bei s =0,46 H, 346 : q[T = ⁴/₅ •

1365

40a

= 0,88 kg pro Quadratcentimeter .

29

Haeder, Dampfmaschinen.

Diese Werte sind in Fig. 1631 massstäblich (5 mm = 1 Atm.) aufgetragen und in Fig. 1632 mit dem Dampfdiagramm einer Yolldruckmaschine für 5 Atm. abs. Admissionsdruck vereinigt. Man sieht aus diesem Druckdiagramm, dass bei Beginn des Kolbenhubes, wenn der Kolben gegen das

hinten

vorn

L.

îi!

"T

-f

JT.

r*---S-o,4C(H)--H

Fig. 1631.

-r77V77Z>mŹ

j5*

iii

Y/

lPo=V

Fig. 1632.

l*Ti i

JL

P.“/°

I ,v

UL

Fig. 1633.

Kurbellager zu geht, nicht der ganze Admissionsdruck auf den Kurbelzapfen wirkt, sondern nur der Druck p—qt—p₀, also in unserm Falle 5 — 1,32 — 1,2 = 2,48 Atm. Der Druck qT = 1,32 Atm. wird eben zum In gangs e tz e n der hin- un d h erg e h en den Massen verwendet.

Am Ende dieses Kolbenhubes dagegen ist der auf den Kurbelzapfen übergehende Kolbendruck :

= p + qii— p₀ — 5 +0,88—1,2 = 4,68 Atm.

Fig, 1633 zeigt den Einfluss der Massen für dieselbe Maschine, jedoch mit Expansion von 0,25 Cylin derfüllung und p = 5 Atm. abs. Admissionsspannung. Aus dem Diagramm ist ersichtlich, dass unter Umständen bei schnelllaufenden Maschinen, welche mit grossen Füllungen arbeiten, Massen und Dampfdruck am Ende des Kolbenhubes den Admis si on s druck weit Überragen und fast seine doppelte Grösse annehmen können. (S. auch Fig. 1635.)

H-

Da kommt uns nun die Kompression sehr gut zu statten, und es erscheint für den ersten Augenblick am vorteilhaftesten, dieselbe so zu wählen, dass in dem toten Punkte der Enddruck der Kompression gleich dem Enddruck des Dampfes plus dem Mass e n dr uc k ist (Fig. 1634), dass also das Gestänge im toten Punkte vollständig entlastet ist und dort der Druckwechsel q“Y stattfindet, dass also (s. Fig. 1634)

Fig. 1634.

C = w + qn . . . (350)x~-Bei der Steuerung (Seite 328) c findet dieses statt bei einer Admissions-| ^ y Spannung von 7 Atm. abs.

Nach neueren Untersuchungen soll man

den Druckwechsel nicht im toten Punkt

erfolgen lassen. Man muss den günstigsten Stosswinkel ermitteln. Dieses ist ausführlich behandelt in „Haeder, Indikator, III. Aufl.“ Kann man, wie bei den meisten Kondensationsmaschinen, mit Hülfe genügend hoher Kompression den Druckwechsel nicht vor dem toten Punkt eintreten lassen, so wähle man grosses Voreilen.

Bei Maschinen mit Doppelschiebersteuerung und grossen schädlichen Bäumen ist es schwierig, genügende Kompression zu erzielen, die meisten Konstrukteure scheuen die sich durch die grosse äussere Deckung ergebenden grossen Schieber und Excenter.

Immerhin sollte man darauf achten, dass der Enddruck der Kompression bei Auspuffmaschinen mindestens die Hälfte des Admissionsdruckes beträgt und bei Kondensationsmaschinen soviel eben erreicht werden kann. Für schnelllaufende Maschinen muss Kapitel „Schnellläufer“ beachtet werden.

Man wende deshalb auch für Auspuffmaschinen die in den Normalien Seite 347 angegebene Steuerung an.

Werte des Massendruckes q,

für den Hingang (also grösster Wert); für den .Rückgang wird der Massendruck qn =    • y • qj =

Die oberen Zahlen der Tabelle gelten für Hochdruckmaschinen, „ unteren „    „    „    „    „ Niederdruck ,,

also Niederdruckseiten der Kompoundmaschinen.

Tabelle 193.

Kolben

hub

Umdrehungen n pro Minute

H 80

100

120

150    175    200    300

400

500

100

200

300

400

500

600

700

800

900

1000

1100

1200

1400

1800

S| SS- g-5 SS- g-s- 2S 2- 2:- g-S- §3 g-s §s 55 g-5 S-5 SS- SS- g-S- S-S SS g-S --S- SS 2S o,-. 55 gs g«

5 -8 »-S «-5 -£-g 5“ SS    uz -z %c -S-g S-g £-g

. Bî" -sg «» «8 -£-g    Sg S“ SS gg g-s

CO co I> co CM ^ CO CM lO O» CO« OO'’*» cf ^    ^

I>(» àO    O    CM    o

rH th CO Cd * CO co ^ 00    ^    ^    ^

00 'JO rf*.

Q0    Q0

CH

7-

--I —

$-■

¹ i !

TT

5-

4"

3-

Fig. 1635.

B eis piel. Es sei :

H = 900, n = 150, so ist nach Tabelle 193 qi = 4,8 kg pro qcm für den

Hingang und o

qj = 4,8 • — = 3,2 kg für den Rück g an g;

wenn p = 7 Atm. abs., h = 0,02 Füllung, s — 6°/o schädl. Raum, so ergiebt sich das Druck-diagramm Fi</ 1635 und zwar horizontal schraffiert für den Rückgang und vertikal schraffiert für den Hingang.

Wenn irgend möglich, lege man auch bei den Niederdruckseiten der Mehrfach - Expansionsmaschinen den Druckwechsel vor den toten Punkt. Es muss dann die Eintrittsspannung mindestens den in Tab. 194 angegebenen Wert haben, welcher erforderlich ist, die Massen in Bewegung zu setzen (angenommen p₀ — 1,2 für Auspuff, p₀ = 0,3 für Kondensation). Die fettgedruckten Werte entsprechen üblichen Dampfdrücken. — Es gelten in Tab. 194 die oberen Werte für Hockdruckmaschinen,

„ unteren

„ Niederdruckseiten von Mehrfach-Expansionsmaschinen mit Kondensation.

Tabelle 194. Kleinste zulässige Dampfspannung p.

Kolben-

hub

Umdrehungen n pro Minute.

80    100    120    150    175    200    300    400    500

100

200

300

400

500

600

700

800

900

1000

1200

1600

oo co os co    cs^ co o *o

’-S H -rH cT    rio t-ToT ^ O* oT 'Cs" oT    cd" T-i"    lO 0\T

CVS «S 00

v2 oq

= -g-s S - S-S -SS kS -SS    -g » £ £

i* i« “ >5°    >2° to r

I*. tO -O VI ca ^ CO ts Ü> Ol

2^® J^r³

•O 00 &| N! 00 Os

&    > w .t* oj ic ff¹

^ Ci*, ûcœ O-WWM VJOI    OoJi ül rfi-OO

Ci ^ Oi yhCv* CiOOr^'^rfx-s Ci *rH Ci Ci, 04 ^ oT co >*r ^ cv cm    «p i> mT cT ^

00 co GM Ci t>

OÎ    CD ^

CO

CO

Wir sehen also aus Tab. 194, dass bei sehr schnelllaufenden Maschinen der übliche Dampfdruck ausser Stande ist, die Massen in Bewegung zu setzen.

Beispiel: Eine Maschine von 700 Hub (Druckwechsel vor dem toten Punkt) sollte nach Tabelle bei 5 Atm. etwa 150, bei 6 Atm. etwa 200 Umdrehungen nicht übersteigen.

Auf den Druckwechsel vor dem Totpunkt hat aber nicht nur der verfügbare Dampfdruck, sondern auch die Kompression und das Voreilen Einfluss. Um den Druckwechsel vor den Totpunkt zu legen, soll man die in nachstehenden Tabellen angegebenen Tourenzahlen nicht zulassen.

Bei kleineren Tourenzahlen (als Tab. 195 zeigt) erfolgt der Druckwechsel vor dem toten Punkt, bei grösseren Tourenzahlen (alsTab. 195 zeigt) erfolgt d. Druckwechsel nach dem toten Punkt, auch letzteres ist nach Ansicht mancher Konstrukteure zulässig.

Tabelle 195.²) Niederdruck.

Die fettgedruckten Werte zeigen die Gegend gebräuchlicher Beceiver'Spannungen.

Kolbenhub

Eintritts- bezw. Receiverspannung. Atm. abs.

0,75 |    1 i 1,25 ! 1,5    1,75

ooooo^oo

ooooo°oo

H<h n

OiOO»OOlO(MO

t>COCOlClQ-^T#T²

§ 5oi>Sc8Sî§§

170

160

205

155

140

125

115

105

100

195

185

ooöoSoSo

Bei den Eincylinder-Auspuffmaschinen (und seiten der Mehrfach-Expansionsmaschinen), bm welchen meist p, erfolgt der Druckwechsel stets vor dem toten Punkt, sofern ' unter den in Tab. 196 angegebenen Tourenzahlen bleibt.

den Hochdruck-

man

Je kleiner C, desto weniger Touren zulässig, wenn der Druck -Wechsel vor dem toten Punkt erfolgen soll. Hier hat man nach den auf Seite 451 angegebenen Hegeln zu verfahren.

¹

Für doppeltwirkende Pumpe die Hälfte.

²

Bei Anwendung dieser Tourenzahlen erfolgt d. Druckwechsel im toten Punkt, wenn d. Kompressionsenddruck gleich d. Eintrittsspannung ist.

Tourenzahl für Hochdruckmaschinen,¹) bei denen p — q + w ist.

Die oberen Werte gelten für Auspuff, die unteren für Kondensation.

Tabelle 196.²) Hochdruck.

Kolbenhub

100

300

400

200

200

270

300

175

230

400

150

200

500

140

180

600

130

165

700

120

150

800

100

135

900

90

no

1000

80

100

1100

70

90

1200

60

85

S§ s| §5 SS iS 8g 11II111| I³.

§8 SS si lg gg g§ II i| || §|

Atm. abs.

6 | 7    8 j ÏÔ

14

500

350

400

400

440

300

300

340

335

260

280

280

300

235

260

255

280

210

230

190

210

170

185

150

165

135

150

230

260

205

230

185

200

170

180

150

165

120    135

135

150

110

120

125

135

l i IS gi g! iS !! iS gl SS SS 2i

§1 II 11 if 1| ||

' I isSsülsiiiilii Hilf g

480

500

440

460

375

400

350

370

310

335

280

300

250

280

225

260

200

230

180

200

Rückgang'

Zur Erklärung des Begriffes Druckwechsel im toten Punkt diene folgendes:

-Xpo-**)

Hingang

r:

*T\

1 yfc

Nötiger Dampfdruck zum Beschleunigen derhin-und hergehenden Massen und

aus

am

zur Ueberwindung

des Gegendruckes p₀ muss sein p‘ = qu -f p₀ (qu 2

Gleichung 342 oder y çl5 p₀ = 1,2 für Auspuff und

0,3 für Kondensation). Als Enddruck der Kompression ist nötig C — qj w (çj Massenwirkung Ende des Hubes nach Gleichung 341:

1 . .    3

y lst 9i = ~2 9ub

für —

Nötiger Dampfdruck zum Beschleunigen der hin-und hergehenden Massen und zur Ueberwindung des Gegendruckes p₀ muss sein p‘ = qrj -J- p₀ (^j = aus Gleichung 341 oder Tabelle 193; p₀ — 1,2 für Auspuff und 0,2 für Kondensation). Als Enddruck der Kompression wäre nötig C = qn -f w, (qu Massenwirkung am Ende des Hubes nach Gleichung 342:

für -C

¹ . . 2 y ist qn == — qJ).

.

.

»

-ł

■■

. ;

Abschnitt XIII.

Verschiedene Maschinengattungen.

Allgemeines

über die Wahl des Systems der Dampfmaschinen.

In den vorhergehenden Kapiteln sind in der Hauptsache die Details der Dampfmaschinen wiedergegeben. Die Form bezw. Eigenartigkeit derselben ist unabhängig von dem System der Maschine. Wohl aber ist die Dimensionierung in Bezug auf Festigkeit vom System der Maschine abhängig, ganz abgesehen dabei von der Tourenzahl der Maschine, welche bei allen Systemen schon auf höhere Grenzen hinaufgetrieben wird, als noch vor Jahrzehnten üblich war.

Man findet z. B. ausgeführt „Einfach-, Zweifach- und Dreifach-

Expansionsmaschinen.

Die Eincylindermaschinen mit einstufiger Expansion führt man auch in Zwillingssystem aus (s. Seite 4711.

Zweifach-Expansionsmaschinen mit zweifältiger Expansion (s. S. 6) finden sich ausgeführt als Kompound- und Tandemmaschinen. Letztere baut man auch als Zwillings-Tandemmaschinen.

Die Dreifach-Expansionsmaschine mit dreifältiger Expansion hat, wie die Zweifach-Expansionsmaschine, die verschiedenste Anordnung der Dampfcylinder (s. Seite 7. u. 61).

Die Wahl der Steuerung,

ob Schieber- oder Ventilsteuerung, dürfte nicht schwer fallen. Wir erwähnen hier nur diese beiden Steuerungen, da dieselben in Deutschland fast ausnahmsweise zur Ausführung gelangen. Wie weit die verschiedenen Schiebersteuerungen Anwendung finden können, ist in Kapitel „Fressen der Schieberspiegel11 Seite 377 u. f. ausführlich behandelt. Maschinen bis zu etwa 15 Pferdestärken erhalten meist einfache Schiebersteuerung, von hier an aufwärts Doppelschiebersteuerung mit Flach- oder Kolbenschieber.

Mit der Ausführung der Ventilsteuerung beginnt man bei etwa 50 Pferdestärken und führt sie bis zu den grössten Leistungen aus. Die Ventilsteuerung kennt keine Grenzen in Bezug auf Dampfdruck bis 15 Atm., wohl aber in gewissem Sinne in Bezug auf die Tourenzahl.*)

Jedes der Maschinensysteme hat rationell seine Grenzen mehr oder weniger nach oben oder nach unten.

In erster Linie spielt hierbei

die Leistung der Maschine

eine Bolle. Bei der Anlage einer Maschine wird also immer zu entscheiden sein, ob es rationeller ist, eine Ein-, Zwei- oder Dreifach-Expansionsmaschine anzulegen. Dabei kommt es dann auch auf die Bentabilität der Anlage, also auf die Sicherheit des anzulegenden Kapitals an. Es kostet z. B. eine Kompoundmaschine von 150 Pferdestärken mehr als eine Eincylinder-maschine gleicher Leistung. Zieht man nun die Oekonomie dieser Maschinen in Betracht, so benötigt diese Kompoundmaschine weniger Dampf und insgesamt weniger Unterhaltungskosten als die Eincylindermaschine, sodass die Kompoundmaschine auf die Dauer der Zeit ein Kapital ersetzt, vergleiche Tabelle 197 mit Beispiel.

Eincylindermaschinen werden nur ausnahmsweise bis zu 500 Pferdestärken ausgeführt, Kompoundmaschinen von 80 bis 1500, Dreifach-Expansionsmaschinen von 120 bis 4000 PS. und weiter.

Diese Umstände kann man berücksichtigen durch Beachtung der Tabelle 197.

Ferner ist auch der

Zweck und die Art der Anlage

von Einfluss auf die Wahl des Maschinensystems. In solchen Anlagen, welche z. B. nur während eines Teiles des Jahres arbeiten wie Ziegeleien, Zuckerfabriken u. dergl. muss in erster Linie berücksichtigt werden, dass Betriebsstillstände nicht Vorkommen. Man findet hier vielfach Zwillingsmaschinen, sodass beim Versagen einer Maschinenseite die andere als Eincylindermaschine allein weiter arbeitet.

Kompoundmaschinen eignen sich weniger hierzu, da nur ausnahmsweise die Steuerung des Niederdruckcylinders vom Begulator beeinflusst werden kann, und der Maschinist am Dampfeinlassventil stehend, die Tourenzahl bezw, die Leistung der Maschine regulieren müsste. Auch wäre bei diesem System die Bohrleitung von vornherein darauf einzurichten, dass Frischdampf (durch Druekreducierventil) direkt in den Nieder-druckcylinder geleitet werden kann.

*) Neuerdings baut man auch schnelllaufende Ventilmaschinen.

Tabelle 197. Kosten des Dampfbetriebes.

Aufgestellt vom „Magdeburger Verein für Dampfkesselbetrieb.“ Für die Kosten des Dampfes sind als Mittelwert 25 Pfg. pro 100 kg zu Grunde gelegt, die letzte Spalte geben die Gesamtkosten der Krafterzeugung pro PS. und Stunde.

Maschine

Für 1 Pferdekraft und Stunde

Art

Zinsen,

Abschreib.

Preis Reparat

Mark«) Pf._1 kg 1 Pf.

Dampf

War

tung,

Schmie

rung

Gesamt

kosten

des

Betriebei-

Pf.

Pf.

Eincylindrige Auspuffmaschine bis 5 PS. 5 „    10    „

1500

2700

4200

6000

8500

12000

15000

^    i-*    to    to    to    to    ro

a>    co    o    te    ^    a    co

►t».    ^    P¹    P¹ p    J³⁵

"©    "b<    ©    ©    Ol    "©

l>    C-    CO    CO_    O    p    TP

©    o"    ©    ©    ©    cf    ©

cq_ p co_ t>

oo n o" (e iS u; 'j

Eincylindrige Kondensationsmaschine

bis 30 PS.

i) 60    „

» 100 „ 100 „ 150    „

150 „ 200 „

Verbundmaschine mit Kondensation bis 50 PS. 50    „    100    „

100 „ 200 „ 200    „ 300    „

300 „ 400 „ 400    „ 500    „

o o CO co

5200

10000

14000

18000

23000

12000

18000

27000

36000

44000

50000

CO co^ Oi Oi Oi

o o o o o

O    ^    fO    C^I    '—¹

r—I    H    t-H 1    H

jo 03 w 03 03 00 O to CI 00

0,37

0,33

0,32

0,3

0,27

Tf H 00 o ^ CO CO CO

CO Oi Oi Ci Oi

© o o cT © ©

CO

CC

00

-J

P JO jo jo JO JO

CD O H* 03 ^ CH

0,25

0,23

0,22

0,21

0,20

0,18

41ae.he.

*) Die Kosten der kompleten Anlage (einschl. Kessel) betragen das

Kosten des Betriebes pro PS. und Stunde pro Tag

Preis

der Maschine

1.    Eincylinder Auspuff

2.    ,, Kondensat. 3 Kompound „

51 M. 38 „ 29 „

12000 M. 14000 „ 18000 „

5,1 Pfg.

3.8    „

2.9    „

Ersparnis 3 gegen 1 demnach jährlich (51—29)*300 = 6600 Mk. Bei künstlicher Wasserkühlung für die Kondensation werden die Unkosten etwas höher, also die Ersparnis um etwa 10% geringer.

Je nach dem zur Verfügung stehenden Raum giebt man der Maschine

liegende oder stehende Bauart.

Ferner wird man, wo eben angängig, also wo reichlich Wasser vorhanden ist,

Kondensation

anlegen. Jedoch giebt es Fälle, wie in Zuckerfabriken, Brauereien etc., wo die Maschinen meistens als Auspuffmaschinen arbeiten, weil man den Auspuffdampf zu Heiz- und Kochzwecken benutzt. Man hat aber neuerdings Einrichtungen, wo der Abdampf zuerst durch ein Warmwasserreservoir geführt wird, dort einen Teil seiner Wärme zur Heizung abgiebt und dann der noch übrigbleibende Dampf im Kondensator niedergeschlagen wird. Man kann auf diese Weise Wasser auf etwa 35° vorwärmen.

Nutzen der Kondensation.

Ueber die Vorteile bei Anwendung von Kondensation findet man sehr häufig eine falsche Auffassung. Man sagt: „Eine Maschine mit Kondensation leistet mehr“, und diese Auffassung giebt zu irrtümern Die Vorteile der Kondensation soll man nur im Dampf-

Veranlassung.

genug sein.

Kondensation angehängt wird, so sind die zu erhoffenden Dampfersparnisse in Prozenten aus nachstehender Tabelle ersichtlich. Die fettgedruckten Werte gelten für normale Belastung (als Auspuffmaschine).

verbrauch suchen. Nehmen wir z. B. zwei gleich grosse Eincylinder-maschinen (6 Atm. Ueberdruck) an, von 680 mm Durchmesser, so ist nach Seite 465 die Normalleistung der Maschine mit Auspuff = 280, mit Kondensation = 240 ; die Kondensationsmaschine leistet also weniger. Um also den grösstmöglichen Nutzen durch Kondensation zu erzielen, muss die Maschine für die betreffende Leistung auch gross Wenn aber an eine vorhandene Auspuffmaschine eine

Tabelle 198. Dampfersparnisse In Prozenten durch Anlage einer Kondensation an einer vorhandenen Auspuffmaschine. (Bei Neuanlagen sind die Ersparnisse etwas grösser, weil man, wie schon erwähnt, die Kondensationsmaschine grösser macht.)

p*) Füllung**) iv h oder h-t

Dampfdruck in Atm. Überdruck

3    4 j 5    6    7    89 | 10 | 11 j 12

H* H-*“    bO    ^

'co    W    CC    o

©OOOO-P-P-P 05 Ol e» îo £ S g

►f-OCO    D C5 00 O OO

M K «■ CO    ^    ^ C

ooo n a o œ #>

Wt-OllBKIOiOO)

tototorotococtółt^

Ot0C0-P»~J®r£.O

COCOiOOO^HOCOt-CO (M (M N OdC<lT—(t—I

1—k k H M -a tO tO K)

h-¹li—Jk.|—*    |——* tC to

COOCOiO^COCMtH Od r—l    tH t—I t—I t—i rH

OJCOOCOOd-rH©-. Od    tHtHtHtHv—

*)    = Expansionsverhältnis =

Eintrittsspannung Endspannung

**) Bei Mehrfach-Expansionsmaschinen die reduzierte (ideelle) Füllung. Die fettgedruckten Werte entsprechen normalen Leistungen.

Vergrösserung der Anlage.

Auch ist schon im Voraus zu erwägen, ob z. B. bei einer Eincylindermaschine eventl. später ein zweiter gleicher Oylinder (Zwillingsmaschine) oder ein grösserer Oylinder (Kompoundmaschine) angebaut werden soll. In diesem Falle ist bei den Abmessungen der Kurbelwellen darauf Rücksicht zu nehmen und eine Verlängerung zum späteren Aufziehen der zweiten Kurbel vorzusehen. Vielfach wird auch diese zweite Kurbel schon von vornherein aufgezogen und die Fundamentankerverteilung des hinteren Lagers so vorgenommen, dass der zweite Rahmen ohne weiteres passt.

Bei Zwei fach-Expansionsmaschinen kommt es vor, dass dieselbe zwecks etwaiger spätererVergrösserung der Anlage für Dreifach-Expansionsmaschine vorgesehen und der dritte Cylinder dann angebaut wird.

Ist nun eine spätere Vergrösserung ins Auge gefasst, so sind die Maschinenfundamente hierfür direkt zu mauern, und die vor der Hand nicht benötigten Fundamentklötze vorläufig als Trägerauflage für die Maschinenhaus-Bodenlage zu benutzen. Da-s Schwungrad oder die Seilscheibe sind also jetzt schon für die Vergrösserung zu berechnen. Die Anzahl der Seile richtet sich natürlich vorläufig nur für die entspr. Kraftleistung.

A. Eincylindermaschine.

Die Eincylindermaschine wird mit und ohne Kondensation, horizontaler, vertikaler und (selten) s c h i e fe r Cylinder-achse ausgeführt, und steht an Mannigfaltigkeit in Bezug auf Steuerungsanordnungen und Dampfverteilungselementen ihren andern Schwestern in keiner Beziehung nach.

ge -

Die Hauptvorteile der Eincylinder-Maschine sind ihre ringen Anlagekosten, geringer Raumbedarf, das Vorhandensein eines einzigen Kurbelmechanismus.

Ihre Nachteile sind der höhere Dampfverbrauch (bei grösseren Anlagen) und die Schwierigkeit, sie an allen Stellungen anlaufen zu lassen. Sie ist daher nur dort zu empfehlen, wo;

1.    auf grosse Ökonomi e verzichtet wird, wie bei kleineren und mittleren Anlagen;

2.    wenige Stillstände Vorkommen und ein Wechsel in der Bewegungsrichtung nicht bedingt ist;

3.    der Dampfbetrieb nur als Aushülfe verwendet wird (wie bei Wasserkraftanlagen) oder das Brennmaterial billig ist.

I. Die horizontale Eincylindermaschine.

Die horizontale Anordnung hat den Vorteil der Billigkeit und leichten Zugänglichkeit, während die vertikale Anordnung weniger

iß

jy

ig Fig. 1642—1645.

I f Horizontale Eincylindermaschine, D = 250, H = 400.

Maassstab 1:40

Grundfläche beansprucht und der Cylinder nicht einseitig ab schl e isst,

HAB

§®§ccoooo

9765 4450 10680 4850

Tabelle 199. Raumbedarf der Eincylindermaschinen mit und ohne Kondensation.

Ta

C*-

00

uJL-\^äb>

_j

Kond.

-•'d

’S

=y__^

|H----------~r.-------------L

^Irnrnrnrnrnrnrnrnrnrnimmmm^mmmm^Mmmmmmmmmmm^M,

Hub

Ohne Kondensation Fig. 1646

Mit Kondens. Fig. 1647

Wenn irgend angängig, mache man die Maasse a, b, F, G und L noch grösser. Ein grosser Maschinenraum biefcet immer besondere Vorteile. Bei vorhandenen Räumen ist man oft gezwungen, a und b noch etwas kleiner zu nehmen als in obiger Tabelle angegeben. Wird Maass b sehr klein, so muss die gegenüberliegende Wand eine Oeffnung erhalten, damit der Kolben ein-und ausgebaut worden kann.

Ł.

Tabelle 200.

Hauptmaasse

der Eincylinderdampfmaschinen mit und ohne Kondensation.

cl

st— -Ti—-Aj f+-

paus

Lf--------1.......---sU- --

■4- -H

.....i

-i—>-•-*{

! <*

!----

ih

VC

Hab||

i Je l m

400

500

600

700

800

900

1000

1100

1200

1400

1600

1800

2060235

2400275

2760310

3165350

3550395

3970440

4395485

4820545

5280615

5860

6600

7350

725

800

900

Ülllllplll

888gggaaggS|

IsæSSêSÊSSgïSg

8§8ggggooo oo

^

570 975 480 710 1090 550 830 1260 610 980 1430 670 990 2100 510 1200 11001615 730 1125 2500 600 1250 12201800 790 1250 2750 700 1650 13301990 850 1380 3000 900 1650 14402180 910 1525 3250 1000 1800 156024101020 1770 3550 1100 2000 1850 2*50 1140 2000 4200 1300 2300 2100 2950 1250 2250 4750 1450 2600 2400 3250 1360 2500 5300 1650 2900

1800 450

1950

480

850

1000

Leistung, Gewichte, Preise.

Die Gewichte un d Preise der Dampfmaschine schwanken je nach Güte und Ausführung bis zu 40%. Die nachstehenden Angaben gelten für solid ausgeführte Maschinen, welche sich billiger kaum verkaufen lassen. Die Leistung ist in indizierten PS. angegeben. Die in den Tabellen angegebene gesteigerte Leistung kann man ohne Aenderungder Steuerung bequem erreichen.

Tabelle 201. Kleine Dampfmotore (6 Atm. Ueberdruck)

mit einfacher Schiebersteuernng u. Drosselventil. Hub

Durchmesser d Touren n

Leistung \ normal PS. indiz. / gesteigert Gewicht d. Masch. m. Schwungr.210 400 Preis

mit Expansion.

jy

120 160 200 250

300, 350 mm

1550    2000    kg

1600    2000    Jt.

190    225

1600 mm

tt

410

660

570

220

290

200

260

50

2,7

465 PS,

700

23000 kg 54000 „

Jt,

VT 0089 0082,

“ 00988 ⁻ 009X8

£8

r4

900 110001110011200) 130011400

810

750

009

500

370

580

520

200

260

180

230

53

2,5

340

440

510

18200

40000

00996

00096

5900

5200

II

SS

350

550

310

490

185

0X6

165

0X6

55

2,4

290

375

435

15500

35000

00086

009X6

5300

4600

si

fcc ©

480

280

445

170

210

150

190

57

2,3

240

310

360

13200

30000

18500

20000

si

4700

4000

£S

cc ©

la

420

250

390

150

185

130

165

09

2,2

170

255

11000

26000

16000

17500

4100

3500

380

350

135

170

120

150

65

2,2

140

180

210

8900

20500

230

350

310

125

15 5

110

140

70

2,1

115

150

170

0099

17000

10000 12000 10700I13000 11500 14000

3500

3000

3000

2600

■a

ai?

II

.2 2

'S P<

% §

«a

800

450

210

310

285

110

140

100

125

77

2,1

06

115

135

4700

13500

8000

8700

9500

2500

2200

la

Pi

GO

700

400

180

280

240

95

120

85

110

85

68

88

100

3300

9750

6500

7000

7500

1950

1800

horizontal.

009

350

160

0f6

210

85

80X

75

100

95

1,9

50

65

75

2300

500

300

140

0X6

160

75

95

65

06

106

1,7

34

44

50

1500

5000 | 7500

5000

5500

0009

1500

1150

3600

1100

1050

400

250

120

180

140

65

08

55

80

120

1,6

22

28

33

1000

3100

2600

700

001

II

d ==

r=

Hauptlager (b = 0,46 d)

Welle in der Mitte

Kreuzkopfbolzenl b = 0,22 d) \ t =

Kurbel zapfen (b = 0,25 d)

(b =

fcf

Tabelle 202.

Kolbenhub

Durchmesser

łluueo

für

Touren pro Min......

Kolbengeschwindigkeit . .

«Il

S«1

o

d b£:d

~ s

II

w .

3ï

b-

£ Il

Gewicht des Schwungrades**) . . .

mit Schwungr. ohne Kond.

>»

Flachschieber-St.

Kolbenschieber-St.

Preis mit \

Schwungrad >

ohne Kondensat.J Yentil-St. . .

Gewicht der Kondensation extra . . Preis

î>

<4

$j

Ils

r fcfrfl

IS-S

Sg^

•43^ *

cô O © 2 'ô P gc :cC © P“J S-« ^ ⁵⁰ fcC

g „«g

M ® £

-c,c

jg:£î»

Mo g S o

- gS

® £ O

*°d "g d ü,_l

®co.2

M ®vi

31|

-P © ^

•2|g

©o fl JW®

,2:S°

Q&H d ©

r* £

©

GO

H a e d er, Dampfmaschinen.

30

Berechnung der Eincylinder-Dampfmaschine.

1. Leistung.

a) Ueberschlagsrechnung.

Am häufigsten tritt an uns die Aufgabe heran, für eine gegebene Leistung und Dampfspannung eine passende Maschine zu wählen, oder für eine gegebene Maschine die Leistung zu bestimmen.

Ist die effektive Leistung gegeben, so rechnen wir zunächst

Np

nach Gleich. 11, Seite 28, die indizierte Leistung/V} =----

Den Wirkungsgrad rj bestimmt man nach Tab. 11, Seite 28.

Ferner wäre zu wählen der mittlere Kolbenüberdruck pm*) für normale Leistung nach Tab. 12 oder 13, S. 28 bezw, 29.

Als vorläufige mittlere Kolbengeschwindigkeit c **) nehme man die Werte der Tabelle 204 und ermittle nach Gleich. 12, Seite 29,

75 • Ni

den Dampfcylinderquerschnitt Q

C‘ pm

qcm.

Aus dem gerechneten Querschnitt Q bestimmt man den

Cylinderdurchm. D, wählt den Kolbenhub //= 1,7 bis 2-D und

30-c

ermittelt die Tourenzahl nach Seite 23, Gleich. 3, n

Die so gefundenen Werte werden entsprechend abgerundet, indem man dieselben den Werten der Tabelle 201 bezw. 202 Dann bestimmt man nochmals den mittleren Kolben-_7 5 • Nj

0,98-^■D²-c 4

Dieses neue pm darf man von den Werten der Tabelle 203 bis etwa 8% nach oben oder unten abweichen.

anpasst.

Überdruck nach der Gleich, pm =

*) Pm kann man auch aus Tabelle 203 nehmen :

Tabelle 203. Weite des mittl. Kolbenüberdruckes pm [NormalleistungJ.

10 Atm. abs.

CO

Dampdruck p =

Auspuff pm =

Kondensatów =

«*) Die Werte der mittleren Kolbengeschwindigkeit c Seite 29, sind etwas niedrig gesetzt, man nehme zweckmässiger die Werte der nachstehenden Tabelle 204.

Tabelle 204. Vorläufige Kolbengeschwindigkeiten c.

10    25    50 100    150 200    300    400    500    600 700 PS

1,5    1,6    1,9 2,1    2,2    2,3    2,4    2,6    2,7

für

CO

3,2

1,9    2,2    2,5    2,8

1,6    1,8    2    2,1    2,3    2,4

3,4 „

2,6 ,,

in Tabeli

e 14

3    3,3 Mtr. pr. Sek.

b) Genauere Bestimmung der Leistung einer gegebenen oder einer als vorhanden gedachten Maschine.

Wirksame Kolben fläche Q in qcm nach Gleich. 10, S. 27. Mittl. Kolbengeschwindigkeit c in Mtr. pro Sek. nach Gleich 9, Seite 27.

Endspannung w⁴) in Atm. abs. nach Tab. 12 u. 13, Seite 28 n. 29 oder nach Tabelle 205.

Der schädliche Raums wird an Hand der etwa vorhandenen Zeichnung von Dampfcylinder und Steuerung ermittelt, oder nach Tab. 9, Seite 25, geschätzt. Der schädliche Raum wird bezogen auf Hub = 1 (giebt z. B. Tabelle 9 als schädlichen Raum 8°/₀, so ist zu setzen s = 0,08. Man erhält dann aus Eintrittsspannung p und Endspannung w in Atm. abs.

1 4- S

nach Gleich. 7, Seite 27, Füllung h = w—---s

Gleich. 4, zu Ni —

Aus h und s ergiebt sich nun nach Seite 24 Tab. 8, der Spannungskoeffizient k, ferner nach Tabelle 10, Seite 26, der Arbeitsverlust und Gegendruck /)₀ + ff und man erhält nach Gleich. 5, Seite 23, als mittl. Kolbeniiberdruck pm=k-p— (p₀ ff). Die indizierte Leistung bestimmt sich nun nach S. 23, Q • c ’pm

75

Richtiger ist es jedoch, wenn man mit Hülfe der Werte w, p und s das Dampfdiagramm aufzeichnet, wobei man sich, je nach der Art der Steuerung, mit Kompression und Voraustritt möglichst den Werten der Gleich. 1, la und lc, Seite 14, und Tabelle 186, Seite 421 anpasst.

2. Der Dampfverbrauch Si

pro indiz. PS. und Stunde setzt sich zusammen aus :

Nutzbarer Dampfverbrauch Sn und Dampfverlust Sv also : Si = Sn + Sv. Sn kann aus dem gezeichneten Dampfdiagramm ermittelt werden (s. Haeder, Indikator, III. Aufl., S. 143). Sv muss man schätzen nach Tabelle 30 u. 31, Seite 40.

*)

8    9    10 Atm. abs.

2    2,1    2,2    2,3 „

3. Die Details der Eincylindermaschinen.

Man hat zuerst festzulegen :

Durchmesser des Hauptlagers, des Kurbelzapfens und des Kreuzkopfbolzens.

Nach Seite 51 sollte man immer 8 Atm. abs. Eintrittsspannung zu Grunde legen, auch wenn die Maschine für niedrigeren Dampfdruck bestimmt ist.

Vorteilhaft wählen wir die Zapfen nach Tabelle 38, Seite 52, oder schon abgerundet nach Tabelle 80, Seite 162 oder Seite 465 ; bestimmen dann nach Gleich. 17, 18 und 20 (Seite 42, 43 u. 44), Gegendruck p₀ nach Gl. 1 und la, Seite 14:

Gestängedruck P = Q(p— p₀) für Kurbelzapfen und Kreuzkopfbolzen.

und prüfen: auf :

Hauptlagerdruck1,2-P für das Kurbelwellenlager

Tab.

206

Festigkeit

Heisslauf.

Hauptlager

nach Seite 105 nach Seite 112

Kurbelzapfen

Kreuzkopfbolzen

nach Seite 157

Auch Seite 162 bis 163 kann man beachten, diese Tabelle giebt die Dimensionen bei gegebenem Gestängedruck.

Nach Feststellung dieser Hauptmaasse wählen wir die Details und zwar nach folgenden Seiten'

v₂ bis 25 PS.

85

112

über 25 PS.

Gegenstand

Ausführung

Seite

Berechnung

Seite

Ausführung Berechnung

Seite

Seite

Kurbel .    .    .

Kurbelwelle . Hauptlager .    .

102

100

110

108

93

85

107

106

Treibstange .    .    .

„    m. Gabel

Kreuzkopf .

„    f. Gabel

94 über 80 PS. nach Fig. 281 Seite 9$.

85

132

120 u. f.

134

138

151 u. 161

140 u. f.

152

120 u. f.

126

140 u, f.

Cylinder-Deckel . Schwungrad Drehvorrichtung . Fundament .    .    .

154

70

87

74

87

217

217

190

174

209

222

281

289

294

187

169

J 94

218

190

187

178

175 u. 181

210 u. 213

222

249 u. f. 282 u. 284

290

294

194

218

249 u. f.

Begulator auf Drosselklappe wirkend,

12 bis 80 PS. Bider-Flachschieber vom Begulator beeinfluss oder nach folgender Zusammenstellung:

Gegenstand

Kanalquerschnitt .    .    .

Daten zur Steuerung. . Schieber......

V₂ bis 10 PS.

einf. Schieberstenerung Ausführung Berechnung

Seite

Seite

329

330

231

372

360

372

364

323

325

370,372

326

St. 152⁵) 328 u. St. 146⁵)

229

362

374

12 bis 80 PS. Doppelschiebersteuerung Ausführung Berechnung

Seite 326

347 St. 152⁵) 348 u. 346 St. 186⁵)

Seite

233

229

372

360

362

372

374

356, 364 309 bis 319

299 bis 320

356

370, 372

375

80 PS. erhalten Kolbenschiebersteuerung

Maschinen über oder Ventilsteuerung. Letztere ist etwas teuerer, vergl. Tab. 202, Seite 465.

Rider-Kolbensteuerung :

Schieber nach Bd. Steuerungen Seite 202 u. f. Daten zum Schieberdiagramm Seite 347, Cylin-deranschluss Bd. Steuerungen Seite 203 u. f. und Tafel 38, äussere Steuerungsteile (werden etwas anders als Seite 355) nach Tafel 35, Begulatorgrösse nach Seite 322 (Büchsenschieber).

Ventilsteuerung : Dampfgeschwindigkeit nach Band „SteuerungenSeite 35,Auslass va =28 bis 30 Mtr., Einlass Seite 28⁵ ve = 35 Mtr. Austrittskanal nach Seite 17⁵, Eintrittskanal nach Seite 25⁵, Steuerräder nach Seite 4⁵, Steuerwelle nach Seite 80⁵, Steuergestänge Seite 31 u. f.⁵, Lagerböcke nach Seite 79⁵, Begulatorgrösse nach Seite 322.

¹

Unter Zugrundelegung gebräuchlicher Gestängegewichte nachS.447.

²

Bei diesen Tourenzahlen erfolgt der Druekwechsel im toten Punkt, wenn C = p ist.

³

Bei Anwendung dieser Tourenzahlen erfolgt d. Druckwechsel im toten Punkt, wenn d. Kompressionsenddruck gleich d. Eintrittsspannung ist.

⁴

belle 205. Endspannung w für normale Leistung.

Dampdrutk p —    4    5    6    7

Auspuff w =    1,7    1,75    1,8

Kondenat. w =    0,8    0,85    0,85    0,9    0,95 0,95 1    „

⁵

Band Steuerungen.

Kondensation.

Man bestimmt die niederzuschlagende Dampfmenge S=Si. Ni in kg pro Stunde, Si nach Seite 40 bezw. 41, wählt Kühlwasserverhältnis m = 24 nach Seite 419 und erhält als

Kühlwassermenge m-S in Liter nach Seite 423,

Förderquantum der Luftpumpe := 125 S nach S. 424 Gleich. 329.

Man wählt nun den Hub, je nachdem die Luftpumpe direkt mit dem Dampfcylinder gekuppelt, oder unter Flur angeordnet wird. Diese ganze Rechnungsweise zeigt auch Tabelle 188, S. 425.

Durchm. der Kühlwasser- und Ueberlaufleitung werden nach Seite 426, Gleich. 332 und 333 bestimmt.

Ausführungsmaasse der Luftpumpe nach Tabelle 181a, S. 415 u. Tab. 188, S. 425, sowie Tafeln.

Diagonale Anordnung (s. S. 60) wird nur in besonderen Fällen fast ausschliesslich für Raddampfer entworfen; sie bedarf fast

Fig. 1649. Schiffsmaschine^

derselben Grundfläche wie die Horizontalmaschine, ist weniger zugänglich in allen ihren Teilen und schwerer zu montieren wie die horizontale und vertikale Anordnung.

Stehende Maschinen bauen infolge kleineren Hubes kürzer und beanspruchen weniger Kaum als horizontale Maschinen. Im allgemeinen laufen stehende Maschinen schneller als horizontale, wir haben deshalb die verschiedenen Systeme im Abschnitt Stehende Maschinen Seite 533 u, f. näher behandelt.

B. Zwillingsmaschine.

Die Berechnung der Leistung der Zwillingsmaschine geschieht in derselben Weise, wie bei der Eincylindermaschine, Die indizierte Leistung der Zwillingsmaschine ist die doppelte der Eincylindermaschine mit demselben Cylinder-durchmesser und Hub. Eine Eincylindermaschine hat weniger ßeibungswiderstände als eine Zwillingsmaschine von denselben Abmessungen. Dagegen hat eine Zwillingsmaschine wenigerEeibungswiderstände als zwei Eincylinder maschinen; demnach ist die effektive Leistung einer Zwil-lingsmasehine ca. 2,1 mal so gross, als die einer Eincylindermaschine von denselben Verhältnissen.

Zwillings- und Drillingsmaschinen finden am meisten da Anwendung, wo ein entsprechendes Schwungrad nicht angewendet werden kann und die Maschinen ohne grossen Zeitverlust umgesteuert werden müssen, wie z. B. bei Fördermaschinen.

Tabelle 209. Achsen für Zweicylindermaschinen-

i~

2 -j-----> -

Td

il

Hub

400    500    600    700    800    900    1000

2200    2400    2700    3000    3200    3500

1730    1850    2080    2300    2410    2620

3800

2830

Die Kurbelachsen für Zwillings- und Kompoundmaschinen erhalten meist dieselben Zapfenstärken d wie die Eincylinder-maschinen (s. Seite 52), Durchmesser der Achse in der Mitte d₃ —1,3 bis 1,5 d.

Man findet Ausführungen mit zwei Regulatoren, je einen auf jeder Maschinenseite, und solche mit einem Regulator. Im ersteren Fall muss jedoch das Regulatorgestänge, im anderen Fall das Gestänge der Expansionsschieber durch Hebel bezw Zugstangen verbunden sein.

C. Mehrfach-Expansionsmaschinen.j

I. Die Kompoundmaschine (Verbundmaschine).

(2-kurblige Zweifach-Expansionsmaschine.)

Mit der Anwendung der mehrstufigen Expansion sucht man den Dampfverbrauch herabzumindern durch Anwendung hoher Expansionsgrade. Die wirksame Druckdifferenz auf den Dampfkolben ist bei der Mehrfach-Expansionsdampfmaschine nicht so starken Schwankungen unterworfen, als bei der Eincylinder-dampfmaschine.

Ein weiterer Vorteil ist der geringere Druckunterschied in den Cylindern, hierdurch kleineres Temperaturgefälle (weniger Dampfverluste durch Niederschlagen an den Cylinderwandungen).

Bei der Kompoundmaschine (sprich „Kompaundmaschine“) liegen Hoch- und Niederdruckcylinder nebeneinander und wirken auf zwei Kurbeln, welche um 90® versetzt sind.

~A -,-;i

Li

i.\

-j.’> • X:' -~

V.

!-

XX [Holzschnitt der Görlitser Maschinenbauanstalt.]

Fig, 1651. Grundriss einer Kompoundmaschine mit Kondensation.

Der Raumbedarf.

man, wenn

Die Maasse a und b, also auch F und L, nehme irgend möglich, so gross als in Tabelle 210 angegeben, vergl. Seite 463 unten.

Tabelle 210. Raumbedarf der Zweicylindermaschine mit und ohne Kondensation.

K-

Lx«

rt-

»-i

!cr

h-

—b—

®LT

----,

-st

—1_ _

Ttr

§y—

■—1-

» •    » -N M -n-

— __i_    Y _

—    1--ÏL-— c

l?

Hub

Ohne Kondensation.

Mit

Kondens.

3130 2200    800    1600    500    930 4730

3420 2400    900    1700 500 1020 5220 6100

8300

3800 2700 1000 1800 600 1100 5800 7000

9400

700 6195 4180 3000 1100 1900    600 1180 6380 7900

10400

800 7275 4450 3200 1200 2000 700 1250 6850 8950

11650

900 8080 4850 3500 1300 2100 700 1350 7450 10030

12830

1000 8890 5230 3800 1400 2200 700 1430 8030 10930 13830

1100 9765 5530 4000 1500 2300 800 1530 8530 12000,15100

1200 10680 5910 4300 1600 2400 800 1610 9110 13000 16200

Das Maass c kann auch = Null oder negativ genommen werden, in letzterem Falle ist die Mauer für das Schwungrad ausgespart,

Gewichte und Preise.

giebt Tabelle 211 nächste Seite.

'S

||il'a§ ii s§ ii s3

gir^

® © ÉQ

810

1250

471

il i H ss

910 PS.

«: c

1200

09fl

116000

76500

80000

7500

660

1050

23500

86000

56000

58500

6000

sp

1160

8§ il il §S «g*

cc ^ Tjt cd th cq rH oi    ^

530

9f8

20000

75000

48000

51000

0099

foi

Sa

1050

Il 11 §1 II bS-

430

560

989

16000

65000

41500

OOOff

0009

Schnellläufer u. Veitikal-

maschinell sind bei der-

selben Leistung billiger.

coco

tH tH

52»

SS

0*0

JD

■s. «

So

J§ ö

:osO

930

|| || §| SI 8m"

350

5 60

12000

54000

35000

37000

850

280

Io

~ 08

S*Z

®°o

=>SS

770

700

230

210

|| |g SS 8ä

i m si ii 8« §si

8 i§ §ä |« g₃

155

370

445

245

9000

7000

0009

45500

37000

27500

27500

00SS8

17800

29000

30500

OOOfZ

25500

3900

18800

20000

OOf g

man zu Grunde:

(MXfl x

£[■*

!

sä

05 °3. -T’-'

ö®

£§

©°

fl

la

700

620

I 11 si æâ g-.    3

110

175

4500

21500

14600

15500

16500

OOOZ

•3,

s§*

520

013

| »g £§    85

115

3300

16000

11500

12100

13000

1600

fl

•2

.3

œ

öS

500

430

400

340

IS 11 ^ ^ ® °° ^    8 S

SI Ü »00 i§° §2" WCO^

2300

11000

0098

.§

1100

7000

6500

'S

fl

^ tqrs⁽⁼i

«Q y©

•S

rfl

1 il

■o •®.'^

S II

8. l!

E 2 ®

Kol bennub

bJ3

«3

Welle i. d. Mitte (2kurbl.) b

> >Q /D >0 >0

3~ S .

■ 1 * s

fl

g

Sw

fl

für die Leistung Cylindervolumen X Umdrehungszahl (also I>³

H).

s-

sh s&

52-

Preise die Cylindervolumen (also &*

•: " ii

Eös

<■«-8

u <>    ii u «    ós ' :

'S,    ^    gfl

.s ■§’S

ccco

S-a

?vr ■    •

•1

normal.

s* *+1

*    N g< I'Ö

*    ® r e äl

_    N    -fl fl

Flachschieber-St.

Ventil-St.. .

rfl

Sh

fl

bd bd

ä| P

|i -S*

^ fax) —J    •»

d fl _ -, »fl ® ®    ' .S

genügt

Ci

III

sS

für

Preis mit

§s

R,

Cb

«3g

ohne K ondonsati on -weniger . .

Tj

cC

.9

fl

4»

W)

t>

•iS

.ü°o

;ii

2 ®

2 g>

fl-—^

SS. *

ir

_i ^ «

fl fl *

•r*

« a

|ga

Kom

Tan

Berechnung der Kompound-Dampfmaschinen. *

1. Leistung.

a) Ueberschlagsrechnung.

Um bei gegebener Leistung und Dampfspannung die Haupt-dimensionen zu bestimmen, verfahren wir folgendermassen :

Aus der effektiven Leistung rechnen wir nach Gleich. 11

; Wirkungsgrad rj nach

Seite 28 die indiz. Leistung Nj =

Tab. 11 Seite 28.

Wir wählen den mittleren Kolbenüberdruck (pm)i nach Tab. 17 u. 18, Seite 31 u. 32.*) Die vorläufige Kolben-geschwindigkeit nimmt man nach Tabelle 19, Seite 33, und ermittelt nach Gleich. 13, Seite 33, den Querschnitt des

75 -Nj C'(p m) i

Wir wählen jetzt das Yolumverhältnis V:v, für Auspuff nach Tab. 17, Seite 31, für Kondensation nach Tab. 18., Seite 32 und berechnen den Querschnitt des Hoc hdru ck cylin ders zu

v

Qj = Q-^Aus diesem Querschnitt Q: bestimmen wir den Durch-

N i e d e r druck cylin d ers 0 =

messe r des Hochdruckcylinders d und ermitteln den Kolben h ub

indem wir vorläufig setzen wie auf Seite 466

H = 1,7 bis 2-d. Die Tourenzahl ergiebt sich dann nach

30-c

Gleich. 3, Seite 23,

H •

Die so gefundenen Werte werden entsprechend abgerundet, indem man dieselben den Werten der Tab. 211 anpasst. Dann bestimmt man nochmals den mittleren Kolbenüberdruck aus der 75 Ni

0,99 Ą-Dł-c

Q = 0,99’y'O² ist nach Gleich. 10a, Seite 27, der wirksame

Gleichung (pm)i =

Querschnitt des Niederdruckcylinders,

Dieses neue (pm^ darf von den Werten der Tabelle 212 bis etwa 8°/₀ nach oben oder unten abweichen.

*) Auch nachstehende Tabelle kann benutzt werden :

Dampfdruck Auspuff {prn)

Kondensat, (pm).    =

Tabelle 212. Mittlerer Kolbenüberdruck (pm)

5    6    7    8    9    10    11    12 Atm. abs.

-    —    1,9    2,3    2,6    2,8    2,9    3    „

1,3    1,45 1,6    1,8    2,1    2,3    2,4

Wirksame Kolbenfläche Q des Niederdruckcylinders in qcm nach Gleich. 10a, Seite 27, mittl. Kolbengeschwindigkeit c in Mtr. pro Sek. nach Gleich, 9, Seite 27, Endspannung w“*) in Atm. abs. nach Tab. 17 u. 18, Seite 31 und 32 oder nach Tab, 213.

Die schädlichen Räume s¹ und s“ vom Hoch- und Nieder-druckcylinder werden an Hand der etwa vorhandenen Zeichnungen von Dampfcylinder und Steuerung ermittelt, oder nach Tab. 9, Seite 25, geschätzt. Die schädlichen Räume s‘ bezw. s“ werden bezogen auf Hub = 1, d, h, für s‘ bezw. s" — 8% zu setzen s‘ bezw. s" = 0,08.

Der ideelle schä dliche Raum nach Gleich. 12 b, Seite 31

s"

si — y:v

Verhältnis der Cylindervolumen V\v nach Seite 31 und 32.**)

hi =

Man erhält dann aus Endspannung wu und Eintrittsspannung p in Atm, abs. nach Gleich. 12 a, Seite 31, die ideelle Füllung w“-{\+Si )

p    '

Aus h{ und S{ ergiebt sich dann nach Tab. 8, Seite 24, der Spannungskoeffizient k, ferner nach Tab. 10, Seite 26, der Arbeitsverlust und Gegendruck p₀+a und man erhält nach Gleich. 12c, Seite31, als mittl, reduzierten Kolbenüberdruck (jjm)i — k’p — (p₀ + a). Die indizierte Leistung bestimmt sich nun nach Gleichung 12 d Seite 31 zu Q'C (pm);

Ni =    --

Richtiger jedoch ist es, wenn man mit Hülfe der Werte w“, p, If: v, s' und sy/ das rankinisierte Dampfdiagramm aufzeichnet, wobei man sich je nach Art der Steuerung mit Kompression und Voraustritt den Werten der Gleich. 2, Seite 16, und Tabelle 186 Seite 421, anpasst. Wie man beim Aufzeichnen des Diagramms

*) Tabelle 213. Endspannung w" für normale Leistung.

11    12 Atm. abs.

1,7    1,8

Dampfdruck p — 5 Auspuff w“ = —

Kondensat, w“ = 0,6

-S o

0,95

ff

fy

1,9    2    2,1 2,2    2,8    9,4

J9

ff

ff

verfährt, ist auf Seite 16 u. f. angegeben. Ferner kann auch festgestellt werden, wie sich die Gesamtleistung der Maschine auf beide Cylinder verteilt. Für den gleichmässigen Gang der Maschine und Beanspruchung der Kurbelwelle ist möglichst gleiche Verteilung der normalen Leistung von Vorteil.

2. Der Dampfverbrauch S,j

pro

indiz. PS. und Stunde setzt sich zusammen aus; nutzbarer ' Dampfverbrauch Sn und Dampfverluste Sv also Sj = Sn -j* Sv Sn kann man ermitteln aus dem gezeichneten Dampfdiagramm (nach Haeder, Indikator III. Auf!., Seite 158).

Sv muss man schätzen nach Tabelle 32 und 33, Seite 41.

Für Auspuff nehme man Sv um 50 °/₀ grösser als in Tabelle 32 angegeben.

Volumendiagramm.

a) Hochdruckcylinder.

Die Diagrammlinien, welche uns die jeweiligen Spannungen während der Eintritts- und Expansionsperiode und die des abziehenden Dampfes im Hochdruckcylinder angeben, werden beeinflusst durch :

Eintrittsspannung des Dampfes, Füllungsgrad, Kompressionsweg und Grösse des schädl. Raumes im Hochdruckcylinder,

Receiverspannung und Grösse des Aufnehmers.

b) Niederdruckcylinder.

Auf die Diagrammlinien der Eintritts- und Expansionsperiode haben Einfluss:

Endspannung im Hochdruckcylinder,

Grösse des Aufnehmers,

Füllungsgrad und schädlicher Raum im Niederdruckcylinder.

Will man mit der Wirklichkeit möglichst übereinstimmende Diagramme aufzeichnen , so wählt man das Volum en diagramm nach Seite 478 bis 479.

Je grösser der Aufnehmer, desto gleichmässiger erscheint die Gegendrucklinie im Hochdruck- und die Eintrittlinie im Nieder-druckdiagrarąm. Mit der Grösse des Aufnehmers wächst aber die Mantelfläche desselben und demnach auch der Verlust durch Ausstrahlung. Man kann setzen, wenn R = Inhalt des Aufnehmers einschl. Rohrleitung vom Hochdruck nach Niederdruck, v = Hochdruckcylindervolumen

R = 0,5 bis 1,5 • v. im Mittel JR = V .    .    .    (352)

Volumendiagramm für Kompoundmaschinen.¹)

(Kurbeln unter 90° versetzt.) v Volumen des Hochdr uck cylinders,

s'

,, schädlich en Saumes desHochdruckcylinders, ,, Eeceivers, s. Seite 477 unten.

■ s“

,, schädlichen Saumes des Niederdruck cylinders,

,, Niederdruckcylinders,

T\ TJ Abwickelung des Kurbelkreises des Hochdruckcylinders, ,,    ,,    „    „ Niederdruck „

(Konstruktion aus der Fi£ur ersichtlich.)

T\ T₂‘ T₃' Totpunkte des Hochdruckcylinders,

,, Niederdruckcylinders, h'— a' Ex'= der aus dem angenäherten Diagramm ermittelten Füllung.

Ex' l/a' Expansionskurve (Konstruktion von A aus), l/a' b' U eb e r str öm kur v e nach dem Seceiver.

V T.“ T“

1. Gegendrucklinie des Hochdruckcylinders.

struktion von B aus) p₁ =

Auf den wagerechten Verbindungslinien beider Kurbelabwickelungen sind die jeweiligen Dampfvolumina v₂ etc. (siehe Fig. 1653) abzumessen und daraus die entsprechenden Dampfspannungen zu bestimmen, z. B. b' c' Kompressionskurve (Kon-w' (y + s' + R)

c' ist die entsprechende Kolbenstellung im Hochdruckcylinder von c" resp. Ve" Beginn des Eintritts imNiederdruckcylinder.

Von c‘—d‘ gemeinsamer Vorgang in beiden Oylindern einschliesslich der schädlichen Säume und dem Seceiver. Konstruktion nach dem Gesetz vy-p₁= i^₂ • p₂ = k₃ ■/?₃ e¹c,> a^so

z. B.: p₂

_ Pl‘h

2.    Kompression im Hochdruckcylinder.

f‘ d‘ Kompressionskurve dem jeweiligen Zweck entsprechend (Konstruktion von A aus).

Schnittpunkt d‘ der beiden letzten Kurven giebt den Kompressionsbeginn im Hochdruckcylinder an.

3.    Eintritt des Niederdruckcylinders.

Kurve c‘ d‘ in das Niederdruckdiagramm übertragen = c" d‘ (Konstruktion siehe Figur).

d" Ex“ Expansion (Niederdruckcylinder und Seceiver, Konstruktion von A aus).

4.    Expansion im Niederdruckcylinder.

Ex“ l/a“ Expansion i, Niederdruckcyl. (Konstruktion von B aus).

5.    Gegendruck und Kompression im Niederdruckcylinder.

Bis C“ Gegendruck p₈,

von C“ bis c“ Kompression im Niederdruckcylinder.

Fig. 1653. Volumendiagramm einer Kompoundmaschine. Kurbeln unter, 90° versetzt.

—it —

A'

i__

w.

(l

Ffær*

! imlH !

ü m\

\\ J/fl i l|/! ! !

■■y)

«v

ÎN>

-Æ4-

LX-

.1

-X-

i-

4-

I“’*

-1-

fi'—-

«A--

L_

«4^

ax!

!N

Ho

/■

i**

!/

/!

ist nur

Das Niederdruckdiagramm richtig, wenn der Enddruck der Kompression gleich Pi wird, andernfalls fällt die Expansionskurve etwas tiefer, vergl. Fig. 1691, Seite 492.

•y.

éâÊ=U

-------*|

:---------    "    >    i,-^    ^

"—Asp ■—T**    ——

Fig. 1654. Ermittelung des Füllungsgrades im Niederdruckcylinder beim Spannunsabfall.

Die punktierten Kurven decken sich mit den entsprechenden in Fig. 1665, Seite 484.

fSpannungsabfall

Man hat zuerst festzulegen : (wie bei der Eincyl.-Maschine Seite 468) Durchmesser des Hauptlagers, des Kurbelzapfens und des Kreuzkopfbolzens.

Nach Seite 51 sollte man immer 9l/₂ Atm. abs. Eintrittsspannung zu Grunde legen, auch wenn die Maschine für niedrigeren Dampfdruck bestimmt ist. Auch schon deshalb, weil dann die einzelnen Details ohne weiteres für Eincylinder- und Kompoundmaschinen mit gleichem Hochdruckcylinder-Durchm. und Kolbenhub dieselben sind (also Ersparnis an Modellkosten).

Vorteilhaft wählen wir die Zapfen nach Tab. 38 Seite 52 oder schon abgerundet nach Tab. 211, Seite 474, und bestimmen dann nach Gleich. 17 a, 18 und 20 (Seite 42 bis 44):

Gestängedruck P = Qa (p—pr) bezw. Q (pr — p₀) für Kurbelzapfen und Kreuzkopf bolzen,

Hauptlagerdruck =1,2 P für Hauptlager.

Den Receiverdruck pr nehme man aus Tab. 21 u. 22, Seite 34 u. 35 oder rechne noch besser den Druck im toten Punkt nach den Angaben in Tab. 21 bezw. 22 Spalte b.

Gegendruck p₀ nach Gleich. 2a Seite 16.

Die Prüfung für Hauptlager, Kurbelzapfen und Kreuzkopfbolzen in Bezug auf Festigkeit und Heisslaufen erfolgt nach den in Tab. 206, Seite 468, angegebenen Seiten für Eincylinder-maschinen.

Auch Seite 162 und 163 kann man beachten, diese Tabelle giebt die Dimensionen bei gegebenem Gestängedruck.

Nach Feststellung dieser Hauptmaasse wählen wir die Details und zwar nach den Angaben auf Seite 468 unten für Ein-cylindermaschinen.

Für die Ni e der dr uc k s ei te bleiben, abgesehen vom Dampf-cylinder und Kolben, die Details dieselben. Der Fundamentrahmen muss jedoch im Modell so hergerichtet werden, dass derselbe links und rechts abgegossen werden kann. Der grössere Flansch zum Anschluss an den Cylinder wird besonders aufgesetzt im Modell.

In die Uebergangsleitung vom Hoch- zum Niederdruck-cylinder wird ein Receiver (Aufnehmer) eingeschaltet. Man findet hierbei die verschiedenartigsten Ausführungen, von deneKin Nachstehendem einige erwähnt werden sollen.

Der Receiver (Zwischendampfleitung).

Obwohl die meisten Versuche ergeben haben, dass die Heizung der Zwischendampfleitung keine grossen Vorteile bringt, findet man doch die teuersten Ausführungen, von denen im Fig. 1655 bis 1664 einige ausgeführt sind. Die Grösse d e r H e i zf lä c h e findet sich häufig gleich der zweifachen inneren Mantelfläche des Niederdruckcylinders oder gleich 0,025 qm pro indiz. Pferdekraft der Maschine.

o°o°o C ° i o „

\0    <5    0

L.V O i O -,

■ 1'.

1 II

MO

Fig. 1655—1656. Receiver für stehende Wasserwerksmaschine. d — 430, D = 660, H = 1000.*)

Das Volumen des Receiver inkl. Kohrleitung kann gleich dem 0,6 fachen Volumen des Niederdruckcylinders gewählt werden.

Häufig wendet man überhaupt keine Erweiterung an, als Volumen des Receivers dient dann die Uebergangsleitung.

Je grösser der Keceiver, desto gl eichmässiger werden d e r Anfangsdruck im Ni ed e r d r u ck c y lin d e r sowie der Gegendruck im Hochdruckcylin der ausfallen.

Tt

V :

J4qr

rr*

-t« in tco ja ‘n jw nn

Fig. 1657—1658. Receiver für Tandemmaschine. d = 625 ;    1080; H =1250; «.= 56**)

*) Z. d. V. d. Ing., 1890, Taf. 22. **) Z. d. V. d. Ing. 1888, Taf. 15. Haeder, Dampfmaschinen.

31

JL

if

-B-------1

ÜD-

;._L

lOO o /ÔO XOO ioo ¥CO 500 (s O O 700 #00 ÇOO /QQQ

'500

2,000

Fig. 1659-1660. Receiver I zur Dreifach-Expansionsmaschine. 200/330/520 X 70 Hub.*)

il

J=i

an

/00

'fo

Fig. 1661—1662. Receiver II zur Dreifach-Expansionsmaschiue. 200/330/520X^00 Hub.*)

Hl

Fig. 1663. Receiver amerikanischer Konstruktion.**)

A ot

ici

iU;

/zT

Fig. 1664.

Dann ist noch ein Frischdampfetwas

Zur Ausrllstung eines Keceivers gehören: Anschlüsse für Mano-Vakuummeter und Sicherheitsventil, letzteres soll bei einem gewissen Druck (0,3 bis 0,5 Atm. höher als in Tab. 21 u. 22, Seite 34 und 35, Spalte c) abblasen, um schädliche Drücke im Niederdruckcylinder zu vermeiden. Ferner muss vorhanden sein, wenn Heizung vorgesehen: Anschluss für Heizdampf und zum Ablassen des Kondensates, letztere für das Keceiver-innere und den Mantel.

anschluss anzuordnen, um beim Anlassen eventuell

*) Z. d. V. d Ing. 1888, Taf. 44. **) s. Engineering 1891, S. 750,

direkten Dampf in den Niederdruckcylinder treten lassen zu können. Betr. zweckmässiger Anordnung der Bohrleitungen beachte man Abschnitt „Bohrleitungen “.

3. Die Steuerung der Kompound-Maschine,

a) Hochdruckcylinder.

Betr. der Hochdrucksteuerung gilt dasselbe wie auf Seite 469 für Eincylindermaschinen gesagt. Wegen Ausführung und Berechnung beachte man die auf Seite 469 in der Tabelle angegebenen Quellen.

b) Niederdruckcylinder.

Man findet hier Ausführungen mit einfacher Schiebersteuerung (häufig Trick-Schieber) und Steuerungen mit von Hand verstellbarer Expansion. Letztere sind vorzuziehen, um gegebenen Falls die Füllung des Niederdruckcylinders der jeweiligen Maschinenleistung anpassen zu können, und zu starken Spannungsabfall oder Schleifenbildung im Diagramm am Ende der Expansion im Hochdruckcylinder zu vermeiden. Besonders bei solchen Maschinen, welche einer vorgesehenen späteren Yer-grösserung des Betriebes wegen anfänglich nur schwach belastet sind, hat mąn es bequem in der Hand, die zweckmässigste Füllung des Niederdruckcylinders bei veränderlicher Expansion einzustellen.

Des besseren Aussehens und der einheitlichen Bedienung wegen, ordnet man möglichst gleichartige Steuerungen an beiden Maschinenseiten an, also entweder beiderseitig Schieber- oder V entilsteuerung.

Bei einigen Ausführungen findet man am Niederdruckcylinder auch Corliss-Steuerung (s. Band „Steuerungen“ Seite223) angewandt.

Da bei mittleren Maschinen der Trick'sche Kanalschieber (s. auch Bd. „Steuerungen“ Seite 191) noch vielfach zur Anwendung gelangt, sei derselbe hier nochmals erwähnt in Verbindung mit Schieber- und Dampfdiagramm.

Das Aufzeichnen des Schieberdiagramms des Trick sehen Schiebers geschieht genau wie für den einfachen Schieber

sowie im Abstand o eine

(Fig. 1665). Ziehe im Abstand

Parallele zu VeEx, mache (n) = n etc., s<5 giebt der schraffierte Teil die Dampfverteiluug für den Eintritt an.

31*

/'

/C\

a?/

■?**?

Xy

'41]

ry

£L

ivéL

5:

«/

Æjlr-

■g

ri

/V

^......V _______

—1 l‘ï

Va

1/

N.

Fig. 1665. Schieberdiagramm der Kompoundmaschine.

Statt des hier gewählten Müllerschen Diagramms kann selbstverständlich auch das Ze un er sehe benutzt werden.

Die Reihenfolge der Kurbeln ist von Einfluss auf die Dampfverteilung in beiden Cylindern.

In Nachstehendem sei deshalb kurz angegeben, in welcher Weise die Füllung des Niederdruckcylinders Einfluss auf die Dampfverteilung im Hochdruckcylinder hat.

Kompound (zweikurbelig).

vorn

ttr

Fig. 1666—1667.

N eilt (wie meist üblich) vor. Hintere Seite H arbeitet auf hintere Seite N.

Eilt die Nieder druckkurbel (wie meist üblich) um 90° vor, so wird stets die Spitze und die Gegendrucklinie des Diagramms der vorderen (also Kurbelseite) des Hochdruckcylinders direkt beeinflusst durch entsprechende Veränderung der Füllung des Niederdruckcylinders auf der vorderen (also Kurbelseite).

Eilt die Hochdruckkurbel um 90° vor, so wird stets die Spitze und die Gegendrucklinie des Diagramms der vorderen (also Kurbel-

vom

Fig. 1668—1669.

H eilt vor. Vordere Seite H arbeitet auf hintere Seite N.

seite) des Hochdruckcylinders beeinflusst durch entsprechende Veränderung der Füllung des Niederdruckcylinders auf der hinteren Seite.

Kompoundmaschinen werden auch in stehender Anordnung ausgeführt. Näheres hierüber s. unter „Stehende Maschinen“.

*) Vergrössern der Füllung im Niederdruckcylinder ergiebt weniger Gegendrudi im Hochdruckcylinder, Verkleinern der Füllung bedingt höhern Gegendrudi. Es wird natürlich der Anfangsdruck im grossen Cylinder auch beeinflusst, so dass man durch zwedimässige Einstellung eine gute Arbeitsverteilung für beide Cylinder erreichen kann [s. Haeder’s Zeitschr. 1894, S. 84].

2. Die Tandemmaschine

(einkurbelige 2-fach Expansionsmaschine).

Von letzterer

Die Tandemmaschine (sprich Tändeinmaschine) ist ebenfalls eine Kompoundmaschine (s. Seite 472 u. f.). unterscheidet sie sich jedoch dadurch, dass die Cylinder nicht nebeneinander, sondern hintereinander liegen (Fig. 1680, Seite 489). Dadurch erhält die Tandemmaschine nur einen Kurbelmechanismus.

Ausser den, auch für die Tandemmaschine zutreffenden, auf Seite 472 erwähnten Vorteilen der Kompoundmaschine kommt hier noch das Vorhandensein eines einzigen Kurbelmechanismus hinzu.

Oie Preise

stellen sich kaum billiger als die der Kompoundmaschine, denn:

a)    Hauptlager, Kurbelzapfen, Kreuzkopfbofzen erhalten giössere Dimensionen, s. Tabelle 38, Seite 52,

b)    das Schwungrad wird schwerer als bei der Kompoundmaschine, s. Seite 246 und 250.

Betr. Gewichte und Preise beachte man Tab. 211, Seite 474.

Berechnung der Tandemmaschine.

1. Leistung.

Die Berechnung der Leistung erfolgt in derselben Weise wie auf Seite 475 u. f. für die Kompoundmaschine angegeben.

2. Der Dampfverbrauch Si.

Der Dampfverbrauch der Tandemmaschine ist gleich dem der Kompoundmaschine, s. Seite 477.

¹

Vergl. auch „Hütte“ 1899.

3. Die Details der Tandemmaschine.

Zuerst bestimmt man nach Tabelle 38 Seite 52:

Durchmesser des Hauptlagers, des Kurbelzapfens und des Kreuzkopfbolzens.

Nach Seite 51 lege man für Normalkonstruktionen immer 9 V2 Atm. abs. Eintrittsspannung zu Grunde.

Die gerechneten Zapfendimensionen werden entspr. abgerundet und dann nach Gleich. 17 b, 18 . und 20 (Seite 42 bis 44) bestimmt:

Gestängedruck P = Q₁ (p— pr) -j- Q(pr—p₀) für Kurbelzapfen und Kreuzkopfbolzen.

Haupt 1 a g e r d r u c k = 1,2 -P für Hauptlager.

Den Keceiverdruck pr nehme man aus Tabelle 21 und 22, Seite 34 und 35, oder rechne noch besser den Druck im toten Punkt nach den Angaben in Tabelle 21 u. 22, Spalte b.

Gegendruck p₀ nach Gleich. 2 a, Seite 16.

Die Prüfung für Hauptlager, Kurbelzapfen und Kreuzkopfbolzen in Bezug auf Heisslaufen und Festigkeit erfolgt nach den auf Seite 468 in Tab. 206 angegebenen Seiten für Eincylindermaschinen.

Auch Seite 162 u. 163 kann man beachten, diese Tabelle giebt die Dimensionen bei gegebenem Gestängedruck.

Der Rahmen muss besonders kräftig konstruiert und solide verankeit werden, eine geeignete Konstruktion für Maschinen über 800 mm Kolbenhub zeigt Fig. 1684 und Tab. 215.

Für kleinere Maschinen ordne man den haibaufliegenden Kähmen Fig. 199—203, Seite 83, an.

Die Reihenfolge der Dampfcylinder ist verschiedenartig, man findet Ausführungen, bei denen der Hochdruckcylinder vorn und der Niederdruckcylinder hinten liegt und umgekehrt.

Ersterer Ausführung ist der Vorzug zu geben, da das Verbindungsstück so konstruiert wird (s. auch Fig. 1679, Seite 488), dass eine Demontage der Kolben erfolgen kann, ohne den hinteren Cylinder zu entfernen.

Liegt dagegen der Niederdruckcylinder vorn, so muss meistens die Kolbenstange aus zwei Stücken hergerichtet werden, um den Niederdruckkolben zwischen den Cylindern herausnehmen zu können, zuweilen eine recht umständliche und zeitraubende Arbeit.

Ein sehr wichtiger Konstruktionsteil ist demnach die Verbindung der beiden Cylinder unter sich.

Bei kleineren Maschinen (Lokomobilen) findet man wohl die Ausführung Fig. 1670. Man tröstet sich damit, dass die Undichtigkeit des Zwischendeckels insofern keine grossen Verluste brin gt, weil der Dampf im Niederdruckcylinder noch Arbeit verrichtet. —

Man findet auch Ausfüh-

JS

nach Fig. 1671—1678.

rungen

Fig. 1670.

Doch sind diese nicht zu em-

empfehlen. Das Dichthalten der

Flansche durch die steife Verbindung bringt häufig Schwierigkeiten, welche sich schwer beseitigen lassen.

3 t......((©>).....4,

Fig. 1671—1674. Verbindungsstücke. Fig. 1675—1678.

Eine gute Ausführung ist in Fig. 1679 gezeichnet, bei welcher die Cylinderdeckel extra aufgeschraubt sind. Die hier

ii

r '--'fl H

Fig. 1679. Zwischenstück 2-teilig, damit es seitlich abgenommen weiden kann.

J /f ' 6'

O'

0--f-"o.

VQ,

/y

Nv    --------------

angewandte Lagerung der Kolbenstange soll Schutz bieten gegen einseitiges Ausschüssen der Stopfbüchse und des Cylinders. Lässt man jedoch nach Seite 176 den Kolben tragen, so dürfte die Lagerung der Kolbenstange zwecklos sein, vergl. auch Seite 192.

Betr. Ausführung des Receivers (Aufnehmer), welcher in die Uebergangsleitung vom Hoch- zum Niederdruckcylinder eingeschaltet wird, sei auf Seite 480—482 verwiesen.

Das Schwungrad erhält, wie schon erwähnt, ein grösseres Gewicht als dasjenige einer Kompoundmaschine gleicher Leistung. Berechnung und Ausführung s. Seite 235—287.

mm

‘*§5

Kß

-4«HEÈEEE?;^i

isiÈ^

■7

//

fcjjj «

Ri

.-(Tl—B j^|j

ÜT

p+f

Tvn?

.-Hit

-g—

IP

{(

i!

ÊTl? <?=

PI

'Tp--SL

17

—ê

.....

«!

usr

I- \- 0£/ï

Hi

--t—y-j

Fig. 1680—1683. Tandemmaschine mit Kondensation. Z. d. V. d. Ing., 1885. Taf. 81.

/ l® :

j.

ta.

L.

te

: zzzr—

M-

'@n

-ô-

nur die

ni

ni

||

iijfd

4_

GÖ

U-

vmz

ncî

îrü

I JTTk

'rfLffiS=3

tfe?

tn'

s|

>>

F%

4--rÔ

^-1

Ijgfc

otSm:

tfi

!h !! i

#ł

H-

<!ih

K-

o +-

31

•I

1 fcr

!l

H 1

ii

T-

--

w-—

rrzp

CP

"■'®"

-«stf⁻⁻

k--

ce

♦o

IV

-_o-^

^xm

\\Jj! i

f-i

o/ł-H

en

-o

\\

X/

i‘T% '\

“f ■?

i --»-Â

[-/----

œ W 1 § I I

CÔ CO

°0 J5

Ors ^

O)

■^g£

^ *

03 CO

S>5

« o W

Wf lis

1° s

■Sä®

sl|

§t:ph

ë>^ g

?H 50

o o a>

lï*

'S s ^ SS£

g

S 8‘g

pq tj a

S ö &

ni 'S cô

OjG

*>-

!□

im

tP

Fig 1688.

rd'

CO

o3

11!

^ iitp

MKjs

HJi 4Ö

Æ-

Fig. 1684—1687.

g|| s ^ gë.s

si

^ 2 n

s § > »

/*■* L    ^

*    o

CO

Ing., 1890, Seite 935).

rH

V \ x*) \ z

270

300

330

1420

,480

540

009

660

420

240

180;

120;

480

280|

210,

140

520

300

2301

160

620

730

830

930

1030;

370

280

180,

420;

490

540

,009

320

370,

410

1460

200

2201

240

260

"d

csr

O    CO co

o o o co

O    O    iD    O

t>    00    00    o>

C9

65

70

80

06

100

110

120

ICJ

co

O    lO    o    o    o    o    o

^F    ^    O    co    t>    00    05

700

770

860

1000

1160

1320

1480

1650

O    lO

co    co

o o o o o

O CO    00 Ci

pg

o* o⁵

00

^F

o

Ol

lO

co

CÔ

•o CO Ol CO o O 00 lO OJ    OJ    CO    CO    o    o    co

CO    OJ    o

oj    co    co

tF    o

rF    o

©

H3

40

45

50

09

70

80

06

230

250

270

310

500

530

560

620

670350;

.E

1000

1130

1260

39

009

640

680

770 1500;

1750

850

12000730380;

2200 780 400

2400|850|420 100

930

1000

10801

500

540

580

680

780

880

980

1100

31

s>

:3

b | c e *) f

2000

1100

1220,2250;

1360,2500

1620 3000;

3500

1900

4000

4500

5000

2200,

2400

2700

250 465

280 515

320 570

680

740

840

950

1050:

380

450

'500

tc

ui

CM

(4

t-

Maschine

700 450

450

008

770 !| 500

850 ; 550

1050 ; 660

500

550

700

800 1250 720

900 1400 ! 820

1000 1550 '! 920 550

1100 |1700 jj 1020 i600

900

1000

1200

1400

1600

1800

2000

*) Maass e und a; sind nur Annäherungswerte, die genauen Werte müssen bei der Konstruktion ermittelt werden. bestimmenäSSi8:en grÖSSten Cy^erdurchm. für Eincyl.-Masch. kann man an Hand der Tab. 35, S. 51, aus dem Lagerdurcbm. leicht

3. Die Steuerung der Tandemmaschinen.

Für die Steuerung beider Cylinder gilt dasselbe wie auf Seite 483—484 für Kompoundmaschinen Gesagte.

Die Dampfverteilung im Niederdruckcylinder hat Einfluss auf den Verlauf der Gegendrucklinie im Hochdruckdiagramm. Es sei deshalb hier angegeben, wie von der Füllung des Nieder-druckcylinders die Dampfverteilung im Hochdruckcylinder abhängt.

Tandem (einkurbelig).

H Hochdruck, N Niederdruck, v vorn, h hinten.

v!'y

itawA

ff.j

‘vmA

'vom

vom    -

Fig. 1689—1690.

Hier arbeitet stets H vorn auf N hinten. Die Umdrehungsrichtung hat keinen Einfluss.

An Tandemmaschinen wird stets die Spitze und die Gegendrucklinie des Diagramms der vorderen (also Kurbelseite) des Hochdruck-eylinders direkt beeinflusst durch entsprechende Veränderung der Füllung des Niederdruckcylinders auf der hinteren Cylinderseite.*)

Volumendiagramm für Tandemmaschinen.

Woolfsche Maschine mit Receiver (vergl. Volumendiagramm für Kompoundmaschinen Seite 477 u. f.).

»r

rf-::zv:r:

- --Ü,—

---*V

*2

v₃-

•4.

;......^ ........ R.........

’Tf

-Tr

y:

te

'ï'fi fi A

Sfe

........i.....n i' i IL

........r •    V    _ ; _

J--U«.

Fig. 1691. Volumendiagramm für Tandemmaschinen.

• -Vi

.............-r~V

.............+4^

r“,;

1«,

Fig. 1691a.

*) S. Fussnote Seite 485.

Wegen der immer gleichgerichteten Kolbenbewegung in beiden Cylindern kann hier die Kurbelkreisabwickelung als geneigte, gerade Linie dargestellt werden.

Anzunehmen ist der Enddruck der Kompression des Hoch-druekcyJinders, also /',

f‘ d' Kompressionskurve (Konstruktion von A aus),

d‘ & Kompressionskurve (Konstruktion von B aus d‘ in Höhe),

w‘c‘b‘ gleicher Vorgang in beiden Cylindern p₂ = —W ,

y'2

b“ c“ Eintrittslinie im Niederdruckcylinder (wie in Figur übertragen),

von c" Expansion im Niederdruckcylinder (Konstruktion vonfiaus).

Enddruck der Kompression kleiner als w‘ ergiebt Füllung bx" um das Stück (n) kleiner = b₂“, Expansionslinie des Niederdruckcylinders liegt in diesem Falle etwas tiefer, weil ein Teil des Dampfes den schädlichen Kaum ausfüllen muss.

L/ \ J|;............... u.

SDa7inti7iqsätifa.U-—Ui.

Ć_!J_;_L_

<-

-e

Fig. 1692.

Mit Spannungsabfall wird die Füllung im Niederdruckcylinder grösser = A₃".

Zur Vervollständigung des Kapitels „Mehrfach-Expansionsmaschinen sei hier noch der ersten Maschinenart mit ungleichgrossen Dampfcylindern gedacht. Es ist dieses

3. die Woolfsche Maschine.

Die Woolfsche Maschine hat keinen Receiver, also ununterbrochene Expansion.

I. Beide Cylinder wirken auf eine Kurbel. Gleichgerichtete Kolbenwege (Fig. 1693).

ZS

Der Kesseldampf tritt (Fig.1694) bei K in den kleinen Cylinder, entweicht bei A aus dem grossen Cylinder ins Freie oder in den Kondensator.

Fig. 1693—1694. Gleichgerichtete Kolbenbewegung.

Die Wege, welche der Dampf passiert, sind durch Pfeile gekennzeichnet. Der Dampf geht von der einen Seite des Hochdruckcylinders nach der entgegengesetzten Seite des Niederdruckcylinders.

Der schädliche Baum des Niederdruckcylinders ist sehr gross.

II. Jeder Kolben wirkt auf je eine Kurbel, welch letztere 180° versetzt sind. Ununterbrochene Expansion. Entgegengesetzt

gerichteter Kolhenweg 1695.)

um

(%•

}fr

’“T*~

Den Kesseldampf denke man sich hier bei K in den Hoch-

/f

druckcylinder tretend, während der Austritt aus dem

Fig. 1695.

Entgegengesetzte Kolbenbewegung.

grossen

Cylinder bei A stattfindet. Der Dampf geht von der einen Seite des Hochdruckcylinders nach derselben Seite des Niederdruckcylinders. Der schädliche Raum fällt hierbei kleiner

aus, als unter I.

In beistehendem Diagramm (Fig. 1696) hat der Hoch-dru ck cylin der 0,4 und der Niederdruckcylinder 0,8 Füllung ; mit der A b s p e r -rung des grossen Cylinders beginnt die Kompression im kleinen Cylinder. Der Druck hinter dem kleinen Kolben ist infolge Keibungs- und Kontraktionswiderständen stets etwas grösser, als vor dem grossen Kolben.

Fig. 1696. Diagramm.

Expansionssteuerung an Woolfschen Maschinen.

Es ist vorteilhaft, dem kleinen Cylinder variable vom Regulator beeinflusste Steuerung und dem grossen Cylinder eine von Hand verstellbare Expansion zu gehen.

Die Woolfsche Maschine wird als Betriebsmaschine heute fast nie angewandt, weil dieselbe in der Herstellung nicht billiger als die Kompound- und Tandemmaschine ist, dagegen einen grösseren Dampfverbrauch aufweist.

4. Die Dreifach-Expansionsmaschine.

Die ökonomischen Vorteile, welche man mit der Kompoundmaschine gegenüber der Eincylindermaschine erzielte, trugen wesentlich zur Einführung der D r ei f a ch - Expansionsmaschinen mit bei, schon deshalb, um hochgespannten Dampf von 10 bis 14 Atm. vorteilhaft auszunutzen.

Dreifach-Expansionsmaschinen werden ausgeführt bis zu den grössten Dimensionen in den verschiedenartigsten Zusammenstellungen.

Als Nachteil gegenüber der Kompoundmaschine könnte man die grössere Zahl der bewegten, als oder Abnutzung unterworfenen, Teile betrachten.

Ein allgemeines Bild einer Dreifach-Expansionsmaschine zeigt Flg. 1697, Seite 496.

Liegende Dreifach-Expansionsmaschinen werden meistens mit 2 Kurbelmechanismen ausgeführt, wie in Flg. 117 und 118, Seite 61 dargestellt.

Tab. 216. Dreifach-Expansionsmaschine, horizontal, 2kurblig.

Hub Hochdruck d = 265 Mitfcldr. dyyi = 400

Niederdr.

11= 7 00 800 900 1000 1100 12001300 1400 1600 mm

für

r>= 15

Hauptlager 5 = 180 Kurbelznpf.fo =e=    95

I Kreuzkopf-v _

^ bol/.en ®

Tonren n = 85

fiir

P = 10

Leist u u ir

f-

grestripert

Überlastet

82 80 136 198 275 160    230    315

174    250    350

r>

Preis d. Maschine mit Kondensation.

r m.

Flacli-Sch. 31800 37500 33000 iOOOO 48300 37000 66500 76000 Kolb.-Scb. 33000 3.9000 35000 43000 51000 60000 70000 80000 95000 „ Teoiil-St. 25000 31500 38000 45500 55500 65000 76000 87000 105000 r

T

-GS

3

M

i

i

I

!

Om

mam

Querschnitt A-B

f

r-

Lu

Querschnitt. durp den kleinen Cylinder

w

A

(■!

fftÆ

w

i

r._j

~7wFy ‘Hitrr

i

W

r

Grundriss

i

Ü

12

•j~Eæfc=----------i

irö~iL.._1

L

Fig. 1697—1700. Z. d. V. d. Ing., 1888. Taf. 44.

T

r

i

rrj

>

-LŁ

^3

0/'/0

Jgl

mi

r

±:.

O

7

T

i!

--- -<i jj.. -—

Ł Hf

■F

r

■Œ

Berechnung der Dreifach-Expansionsmaschine.

1. Leistung.

a) Ueberschlagsrechnung.

Dreifach-Expansionsmaschinen ohne Kondensation werden seltener ausgeführt, es sei deshalb von einer Berechnung derselben abgesehen.

Um bei gegebener Leistung und Dampfspannung die Hailpt-dimensionen zu ermitteln, verfahren wir folgendermaassen:

Aus der effektiven Leistung rechnen wir nach Gleich. 11,

Ne

Seite 28, die indiz. Leistung Ni =-, Wirkungsgrad n nach

V

Tab. 11, Seite 28.

Wir wählen den mittleren K olbenüb erdru ck (pm){ nach Tab. 25, Seite 38.*) Die vorläufige Kolb en geschwindig-keit nimmt man an nach Tab. 26, Seite 38 und ermittelt nach Gleich. 16 a, Seite 38, den Querschnitt des Niederdruckcylin-Ib-Nj

C • (pm)i

Wir wählen jetzt das Volum Verhältnis III : II nach Tab. 218**) und berechnen den Querschnitt des Mitteldruck-

cylinders zu

men wir den Querschnitt des Mitteldruckcylinders dm und ermitteln den Kolbenhub, indem wir vorläufig setzen (wie auf Seite 466) für horizontale Maschinen H — 1,7 bis 2-dm- Die Tourenzahl ergiebt sich dann nach Gleich, 3, Seite 23, 30_-e H *

ders zu Q =

zu n —

Aus diesem Querschnitt Q₁ bestim-

Der Querschnitt des Hochdruckcylinders wird, Volumver-

Q    ,

woraus der

hältnis III : I aus Tab. 25, Seite 38, **) q Durchm. leicht bestimmt werden kann.

Die so gefundenen Werte werden entspr. abgerundet, indem man dieselben den Werten der Tab. 216 anpasst. Dann bestimmt

III :I

*)

Tabelle 217. Mittlerer Kolbenüberdruck (Pm)i. Dampfdrude . p =    10    11    12    13    14    15 Atm.    abs.

Kondensat. (Pm)i —    1,6    1,8    2    2,2    2,4    2,7 Atm.

Tabelle 218. Volumverhältnisse.

Volum-

verhält-

15 Atm. abs.

2,5

nisse

il a e d e r , Dampfmaschinen.

III : II

5,8

2,4

2,4

32

man nochmals den mittleren Kolbenüberdruck aus der Gleichung

(pm)i

75 -Ni

0,99* — -Z?²- c

Q = 0,99    • D² ist nach Gleich. 10 a, Seite 27, der wirksame

Querschnitt des Niederdruckcylinders.

Dieses neue (pm){ kann von den Werten der Tab. 217 um 10% nach oben oder unten abweichen.

b) Genauere Bestimmung der Leistung einer gegebenen oder als vorhanden gedachten Dreifach-Expansionsmaschine.

Wirksame Kolbenfläche Q des Niederdruckcyl. in qcm nach Gleich. 10 a, Seite 27,4

mittl. Kolbengeschwin digkeit c in Mtr. pro Sek. nach Gleich. 9, Seite 27,

Endspannung iv'"*) in Atm. abs. nach Tab. 25, Seite 38, die schädlichen Bäume s', s" und $UI vom Hoch-, Mittelund Niederdruckcylinder werden an Hand der etwa vorhandenen Zeichnungen von Dampfcylinder und Steuerung ermittelt, oder nach Tab. 9, Seite 25, geschätzt. Die schädl. Bäume s ', s" bezw. s'" bezieht man auf Hub = 1, d. h. für s', s" bezw. s;// = 8°/o ist zu setzen s ', s" bezw. s/JI = 0,08, der ideelle schädliche Kaum nach Gleich. 14, Seite 37, s'"

S*~~ III:I

Verhältnis der Cylindervolumen II : I, III : I u. III : II

nach Tab. 25, Seite 38 und Tab. 218, Seite 497.

Man erhält dann aus Endspannung w“‘ und Eintrittsspannung p

in Atm. abs. nach Gleich. 15, Seite 25, die ideelle Füllung

hi =

m 1 + si w"‘--si

Aus hi und si ergiebt sich dann nach Tab. 8

Seite 24, der

Spannungskoeffizient k, ferner nach Tab. 24, Seite 37, der Gegendruck und Arbeitsverlust p₀G, und man erhält nach Gleich. 16, Seite 37, als mittleren reduzierten

Ko Ibenüberdruck (pni)f = k’P — (po + ff).

Die indizierte Leistung bestimmt sich nun nach Gleich. 16a,

Seite 38, zu Ni =

Q • (pm){ • c

75

*)

Tabelle 219. Endspannung «»'" für normale Leistung.

Dampfdruck p — 10 It    12    13    14    15 Atm. abs.

Kondensation w“‘ = 0,65    0,7    0,75    0,8    0,85    0,9    „    „

Richtiger jedoch ist es, wenn man mit Hülfe der Werte w'", p, III : I, II : I, s', s" und s'" das rankinisierte Dampfdiagramm aufzeichnet, wobei man sich je nach Art der Steuerung mit Kompression und Voraustritt den Werten der Gleich. 2d, Seite 19, und Tab. 186, Seite 421 anpasst. Wie man beim Aufzeichnen des Diagramms verfährt, ist auf Seite 19 u. f. angegeben. Ferner kann auch festgestellt werden, wie sich die Gesamtleistung der Maschine auf die drei Cylinder verteilt. Für gleichmässigen Gang der Maschine und Beanspruchung der Kurbelwelle ist möglichst gleiche Verteilung der normalen Leistung von Vorteil.

Ueberschlagswerte für Füllungen, Aufnehmerdruck u. s. w. s. Seite 39.

2. Der Dampfverbrauch Si

pro indiz. PS. und Stunde setzt sich auch hier zusammen aus: nutzbarer Dampfverbrauch Sn und Dampfverluste Sv, also Si = Sn + Sv • Sn kann man ermitteln aus dem gezeichneten Dampfdiagramm (nach Haeder, Indikator, III. Aufl., Seite 175), Sv muss man schätzen nach Tab. 34, Seite 41.

3. Das Volumendiagramm.*)

Allgemeine Erklärung und Zweck s. Seite 477.

In Fig. 1701, Seite 500, ist ein Volumendiagramm für eine Dreifach-Eypansionsmaschine mit 3 Kurbeln dargestellt. Reihenfolge der Kurbeln wie in Fig. 1701 angegeben. Verschiebung der Kurbelbewegungen entspr. den Kurbelstellungen zu einander.

In Fig. 1701 bedeutet:

Ex' b‘ Expansion im Hochdruckcyl., b‘ c‘ Kompression im Hochdrukcyl. und ersten Aufnehmer. Mariott’sche Linie s. S. 13, bezogen auf Punkt A. c‘ d‘ bezw. c“ d“ gemeinsamer Vorgang in beiden Cylindern (Hoch- und Mitteldruck). d‘ C‘ Kompression im Hochdruckcyl. und ersten Aufnehmer. C‘ f‘ a‘ Kompression und Voreintritt im Hochdruckcyl. Von d“ ab Expansion im Mitteldruckcyl. allein.

In ähnlicher Weise verfolgt man das Zusammenarbeiten von Mittel-uud Niederdruckcyl, Hierbei ist jedoch zu beachten, dass die Absperrung des Austrittdampfes im Mitteldruckcyl, im Punkt C‘‘ erfolgt, die Absperrung der Admission im Nieder-

32*

*) Vergl. auch Hütte 1899, Seite 779.

i-

Fig. 1701.

Co *-

li

Ex'r

>M.C.

-~Ö

’N.C

d'

-Nia'"

-A'- —

dir

c"'

- .....

±A

Fig. 1702. Ermittelung der Mittel- und Niederdruckoyl. = Füllung bei Spannungsabfall, vergl. Seite 479 unten.

4. Die Details der Dreifach-Expansionsmaschine.¹)

Zunächst bestimme man auch hier:

Durchmesser des Hauptlagers, des Kurbelzapfens und des Kreuzkopfbolzens.

Nach Seite 51 sollte man immer 15 Atm. ahs. Eintrittsspannung zu Grunde legen, auch wenn die Maschine für niedrigeren Dampfdruck bestimmt ist. Auch schon deshalb, weil dann die einzelnen Details ohne weiteres für Eincylinder-, Kompound- und Dreifach-Expansionsmaschinen mit gleichem Hochdruck- bezw. Mitteldruckcylinder und Kolbenhub dieselben sind (also Ersparnis an Modellkosten).

Vorteilhaft wählen wir die Zapfen nach Tab. 38, Seite 52, oder schon abgerundet nach Tab. 216, Seite 495, und bestimmen dann den Druck im toten Punkt (also Gestängedruck) nach Tab. 28, Seite 39, Reihe VI, Spalte b.

Die Prüfung für Hauptlager, Kurbelzapfen und Kreuzkopfbolzen in Bezug auf Festigkeit und Heisslaufen erfolgt nach den in Tab. 206, Seite 468 angegebenen Seiten für Eincylinder-maschinen.

Auch Seite 162 u. 163 kann man beachten, diese Tabelle giebt die Dimensionen bei gegebenem Gestängedruck.

Die Anordnung der Cylinder bei liegenden Dreifach-Expansionsmaschinen kann man aus Fig. 117—118, Seite 61, ersehen. Eine besondere Konstruktion (Görlitz) ist in Fig. 119, Seite 61, dargestellt.

man

Betr. Ausführung der Receiver (Aufnehmer) beachte Seite 481 u. 482.

Eine geeignete Verbindung der hintereinander liegenden Cylinder zeigt Fig. 1679, Seite 488.

5. Die Steuerung der Dreifach-Expansionsmaschine.

Für Hoch- und Niederdruckcylinder gilt dasselbe wie auf Seite 483 für Kompoundmaschine Gesagte.

Der Mitteldruckcylinder erhält eine ähnliche Steuerung wie der Niederdruckcylinder,

ange-

Die Füllungen der einzelnen Cylinder beeinflussen in ähnlicher Weise, wie bei der Kompoundmaschine Seite 485 geben, die Gegendrucklinie und die Spitze der Diagramme unter sich.

Eilt die Niederdruckkurbel der Kurbel der beiden anderen Cylinder nach, wird stets die Gegendrucklinie und die Spitze des Mittel-druckdmgramms der hinteren Cylinderseite beeinflusst durch ent-

sprechende Veränderung der Füllung auf der vorderen (also Kurbelseite) des Nieder-druckcylinders.

Betr. der Aenderung der m.    ,m»    A/^7    Füllung im Mitteldruck-Cy-

■ Hlinder und deren Einfluss

T__g~TTT7■    aujdie Diagramme desHoch-

.    ,    druckcylinders beachte man

Niederuckkurbel    eilt nach.    Tandemmaschinen, Seite492.

tr

ivm.

7Ą

’S

In nachstehender Tabelle sind eine Anzahl ausgeführter Maschinen wiedergegeben. Die Angaben über Dampfverbrauch u. s. w. sind von den betreffenden Maschinenfabrikanten gemacht.

Ausgeflihrte Dreifach-Expansionsmaschinen mit Kondensation.

Tabelle 220. (Horizontale Anordnung.)

(Irn

Vm

^ 1 ^ b

blfcq ^

Ni

Dampf Kes-pro Nf sei

gar. erm. qm

1    2,67 6,42 “m⁻ 1,9

(230)

225    6,5

(407)

Erbauer

Empfänger

5,4

5,63 104

5,37

6,1 119

6,1 150

Pokorny & Wittekind

Maschinenf.

Augsburg

Masch.-A.-G.

Nürnberg

dito

Elektr. Centr. Hamburg

Eigener

Werkbetrieb

C. Schlenk Roth a. S.

N. Wiederer Fürth

375

550 800 1000 70    11

2,3    4,9

05" 2,3

240    6,0

(212)

Masch.-A.-G.

Görlitz

K. Munitionsf. Spandau

275

380 600 760 100 12    250    6,2

(Stil)__

250    5,8

(222)

5    1,3    2,5

186

G. Kuhn

B. Baruch Hechingen

330'500 800 760 90    13

1 I 2,3    5,9    0,95    2,3

135

dito

L. Fink Kehl a. Rb.

300 4 5 0 750 900

1    1 2,25    6,2    1,2

360 550 880 1000

1    2,32    6    1,14

o co ! oj o- sa o af

Ol

250    6,1

(252)_

300 5,8 (210)

Theod. Wiedes P. Hoffmann Maschinen f. Lissitschanck

dito

Baumwollweb.

Mittweida

300 475 750 950 72 12,5 300 5,9 1    2,7    6,6 ~M~ 2,3

340 550 855 1000 70 11,5 330 5,9 5,6 1    2,3 6,8 ~VT 2,3

(300)

dito

Schneider & Zimmer

Lissa i. P.

(255)

Masch.-A.-G.

Görlitz

Hansamühle

Bremen

350 540 865

920

1,08

900

1,08

1100

1,2

80    11    350

(243)

2,5

70

2,1

70

2.6

6    5,7

500

G. Kuhn

Hildebrand

Weinheim

12    350

_ (altj)

11    400

i (447)

5,5

6,0 —

Masch.-A.-G.

Nürnberg

Masch.-A.-G.

Görlitz

K. Gewehrt. Amberg

L. Löwe & Co. Berlin

(/    (Itn

vm

sh b

JVf Dampf Kes-

/ Ni \ Pro Ni sel

Erbauer

Empfänger

gar erm. qm

360 550 880 1000

1 2,32 6 TïT

380 575 930 1000

1    2,3 6 -08“

Cvl t> I <M

00 (M GO (M

12,5 400    5,8

(2ÖU)

Theod. Wiedes Cementwerk Maschinenf. Lissitschanck

14    425 5,58

(237)

180

G. Kuhn.

Cementwerk

Allmendingen

475 750 1100 1050 70    11    450 6,0 5,45 —

2,6    B,7 o,95 2 5

(194)

Gebr. Sulzer

Gr. Kinkindaer Dampfmühle

400 620 970 1200 70 12 500 5,6

(14«) _

380 610 950 1100 80 13    550 5,5

2,6    6,2 i,i6 2,9

1    2,7    6,5 ~Î3T 2,8

160 Theod. Wiedes Gebr. Schüller Maschinenf. Venusberg

(2Ut>)

Masch.-A.-G.

Görlitz

Hoffmann

Neugersdorf

470 710 1150 1300 74    12    700 5,7

1    2,2    6    1,13 3,2

(MIS)

5,5 368

G. Kuhn

Baumw.-Spinn.

Eilermark

2,3    6,1 i,i7 3

5,65 582

5,35 —

Maschinenf.

Augsburg

Zwirnfabrik

Göggingen

Gebr. Sulzer

Haggenmacher

Budapest

(905)

5,27 —

dto.

Braunschw.

Flachsind.

500 740 1040 1100 105 13    1000 5,5

2,2    4,4 TÖ6“ 3,9

(300)

Masch.-A.-G. Allg. El.-Ges. Görlitz    Berlin

2X

700 1100 1150 1600 60    11    1500

1    2,48    5,4    i,39 3,2

(235)

Maschinenf.

Augsburg

Kammgarn

spinnerei

Augsburg

700 1100 1150 1600 72    12    1600

1    2,48    5,4 “T^â⁻ 3,84

(196)

Maschinenf.

Augsburg

Ausstellung Paris 1900

2X

620 940 1400 1500 65    12 2000 5,7

2,35    5,2 T^T 3,25

(255)

Crimmit-schauer Masch.-Fabrik

Spinnerei Gronau i. W.

Stehende Dreifach-Expansionsmaschinen

werden bis zu den grössten Dimensionen ausgeführt. Näheres hierüber s. unter „Stehende Maschinen“.

Die Kurbelwelle ist gekröpft, der Rahmen sowohl als auch der Cylinder sind aus je einem Stück gegossen.

j...

4-

¹

Für stehende Maschinen s. Seite 544.

Cylinder für Dreifach-Expansionsmaschine.

Die hier gezeichnete direkte Schraubenstellung der Lager ist zwar billiger, aber nicht so gut als Keilstellung.

t:

-eh

KET)

EH

eure

Rahmen für Dreifach-Expansionsmaschiné, 500 Hub (Cylinder hierzu S. 125), siehe Zeitschrift des Vereins deutscher Ingeni 1888, S. 226.

D. Die Schiffsmaschinen,

a) Kompoundmaschinen.

•~r

h......

jh\Y---------

---------i_____

B9al

/?*

•—4 -*

-: 9b— -------

Fig. 1706-1706.

71

'}

SM

h^K'rr &

| JT

ESEOt

Fig. 1708.

Fig. 1707.

Horizontale und schrägliegende Maschinen

finden bei den Raddampfern der Flusssehiffahrt Anwendung, während die Seeschiffe mit Schrauben und stehenden Mehrfach-Expansionsmaschinen ausgerüstet sind. In Fig. 1705 ist die allgemeine Anordnung der Maschine für einen Raddampfer mit den üblichen Dimensionen gezeichnet.

Tabelle 221. Kompound-Schiffsmaschinen für Raddampfer

(Fig. 1705—1108) für 7 Atm. Ueberdruck.

Atm.

Blech Welle

Kurbel- Kurbel-Lager zapfen.

Gewicht in kg

klm

310

2,5    50    8

2200 1200 1800

600

200

170

370

2,5    46    8.

2600 1300 1600

700

220

190

800 460

2,5    40 B

8400 1450 2000 750    850

240

220

1000 650

2,5    88    8

4200 1600 2400

1000

10

290

260

1200 060 1400 i 760

2,5    85    8

5000 1700 2800

1100

11

840

820

2,5    82    8

5900 1800 8200

1200

12

400

380

16001880

2,5    80    8

6800 1900 3600

1800

18

460

490

Der Rahmen besteht aus einem gusseisernen U-förmigen Gerippe, auf welchem, wie in den Zeichnungen angedeutet, Bleche von 8 bis 13 mm festgenietet sind. (Häufig besteht der Rahmen nur aus Schmiedeeisen.)

Die Kurbelwelle. Das mit Kröpfung zum Antrieb der Luftpumpe versehene Mittelstück der Hauptachse darf mit den

Fig. 1709—1710. Kurbel für Maschine Seite 505.

Seitenachsen für die Raddampfer nicht starr befestigt sein (vergl.

Fig. 1709),

lii#

Anordnung der Kurbeln. Massstab 1:18.

H bedeutet Hochdruck-, N Niederdruckkurbel.

vßruch einer Welle bei a s. Haeder, Kranke Dampfmaschine, II. Aufl., Seite 46.)

-Q

gestellt.

U-

a.

'!

/1äU tjochdruck CvL

r|.

êr

Bruch durch a-b

ffT

J_2

Mitte Niederdn

Cy 11 nol

(0

- 325 - -

3i '

~a

-5

T.......

■Ujjp'

E2?

Kurbel undjZapfen sind aus einem Stück geschmiedet, in der Zeichnung also unrichtig angegeben.

(Bruch der Welle bei ab s. Haeders Zeitschrift 1894 No. 3.)

Steuerung. Hier findet man die meisten der in Band „Steuerung“ unter Umsteuerungen behandelten Systeme vertreten, am häufigsten die Stephensonsche Coulisse, welche bei kleinen Maschinen mittelst Handhebels, bei grossen wie in der Zeichnung angedeutet, mittelst Handrad und Schraubengang bethätigt wird.

Als Kondensationsraum wird häufig das gusseiserne Untergestell für das Hauptlager benutzt, Seite 505,

b) Stehende Kompound-Schiffsmaschine.

Stehende Schiffsmaschinen werden angeordnet für kleine und mittelgrosse Schraubendampfer für die Flussschiffahrt und für ganz grosse Schraubendampfer der Seeschiffahrt.

Betreffs der letzteren sei bemerkt, dass jetzt fast ausschliesslich Dreifach- und in einigen Fällen sogar Yierfach-Expansions-maschinen ausgeführt werden.

Als gebräuchliche Dimensionen der stehenden Schiffsmaschine mag Tabelle 222 gelten.

-i-

i.

fl-

fl

•!

4-

.....

A t<-

iFw

C-

Fig. 1711.

-—cc

Fig. 1712.

Tabelle 222. Kompound-Schiffsmaschinen für Schraubendampfer

(Fig. 1711—1712) für 6—7 Atm. Ueberdruck (mit Kondensation).

Gemeinschaftlicher Hub H 180 200 | 250 | 300 | 350 400 | 450

Durchm. d. Hochdruckcyl. d „    ,, Niederdr.-Cyh D

Umdrehungen pro Min. . n Kolbengeschwindigk. i. m c p = 8 normal ¹) Ni Dimension .    .    .

135

170

210

280

1,7

15

600

. b 600

240

500

. f 140

260

270 310

200 235

430

370

260

245

230

670

150

1,7

25

2,0

40

2,3

2,5

750

950

70

230

1150

2300

750

300

950

420

1150

2300

500

1200

625

750

175

210

875

250

1800

420

320

390

450

780

1050 1300 1500 1800

200

250

320

380

3000

660

Gewicht in kg

800

1600 2800

4500

20000

c) Die Dreifach Expansionsmaschine.

Im Schiffsmaschinenbau wächst die Anwendung des Systems der dreistufigen Expansion mit jedem Jahre.

Die zur Verwendung kommenden Anordnungen der Drei-und Vierfach-Expansionsmaschinen lassen nach Otto H. Müller jun.*) vier Hauptarten erkennen.

\r

■ff

•u-

ln nr ir

r;

V-

Fig. 1713.

Fig. 1715.

tpś-Fig. 1714.

1.    Fig. 1713. Die Maschine hat 2 Krummzapfen, die beiden ersten Oylinder sitzen übereinander. Diese Anordnung braucht wenig Breite und ist bequem für die Umgestaltung von Kompoundmaschinen. Ein besonderer Fall ist Fig. 1714, bei welchem II ringförmig und I angeordnet ist.

da die Welle

2.    Die Maschine besitzt 3 Krummzapfen unter je 120° verstellt. Diese Anordnung ist für Neubauten allgemein, ausserordentlich gleichmässig auf Torsion beansprucht wird {Fig. 1715).

ik

Vi

\ir

B\

fr

•o-

Fig. 1718.

Fig. 1717.

Fig. 1716.

3.    Der Hochdruckcylinder wird halbiert und über II und III aufgestellt {Fig. 1716). Fig. 1717. Vierfach-Expansionsmaschine ; drei Hochdruckcylinder stehen über II, III und IV und je ein Cylinderpaar wirkt auf einen Krummzapfen.

4.    Eine nur für Vierfach-Expansionsmaschinen mögliche Anordnung ist in Fig. 1718 dargestellt und wird in neuerer Zeit mit Vorliebe beim Umbau der Kompoundmaschinen benutzt.

Fig. 1719—1720. Dreifach-Expansionsmaschine. *)

Die Kaiseryacht „Hohenzollern“ hat zwei Stüde dieser Maschinen: 910/1470/2350 mm Cylinderdurchmesser, 950 mm Hub, « = 110,    = 12, u>“‘ =0,9.

<-^>335; Gesdiwindigkeit des

tik

m------

iii

J/o

■4i>

33i0

■-Mi

1'

!©

■399Ç

<2

f'T

m

~/yoo-------

?!

TSiS°

0]

ISlH

'm

i'.'-.

ün

.J

9/6. .

Si

po

iP

:l

MW

o7/

⁰*J0P&K==4=

i.

"3

ł!

\\

£=p

Pi Vf

/v

u-

Xi

Leistung einer Maschine TV/ = 5000 PS, c — 3,5 ;

Schiffes = 21 Knoten, s¹ = 22% 1 «" = 16%    = 14% ; jp'r = 5, j>"r =- 2 Atm. abs.

*) Zeitsdir. d. Ver. deutsch. Ing., 1895, Nr. 18.

Die Maschine ist mit Kolbensteuerung ausgerüstet, bemerkenswert sind noch die Uebergangsleitungen, welche, wie aus dem Grundriss ersichtlich, mit Stopfbüchsen durchgebildet sind.

Was nun die zulässige Tourenzahl anbelangt, so ist dieselbe bei den Niederdruckcylindern von stehenden Schiffsmaschinen eine viel grössere, als in Tabelle 195 auf Seite 454 angegeben. Dieses wird erreicht durch Verringerung der Gewichte der hin-

-33SO-

'rcTQil

r

jfH

lll"

Vc

J'

Ml:

*d v

j; s

«4

HP

tp

£>v

Fig. 1721. Dreifach-Expansionsmaschine.

und hergehenden Massen. Die Kolben (vergl. Fig. 1721) sind geschmiedetem Stahlguss, alle Kolben- und Schubstangen, sowie alle Zapfen sind der Länge nach weit ausgebohrt. Es ergeben sich als mittlere Werte (nach Kadingef) :

Hochdruck

aus

für

Mitteldruck

Niederdruck

0,18

0,10

0,06 kg

f-l ~

0,45

0,20

0,12 kg

Tabelle 223. Für den Entwurf von stehenden 3kurbl.

Dreifach-ExpansionSmaSCh. mit Kond. für ca. ll Atm. Ueberdruck.

Gemeinschaftl. Hub .    . H

Hochdr.-Cyl. d Mitteldr.- „ Niederdr.- „ Hauptlager b Kurbelzapf, b Kreuzkopf b.b

Kolbeng. . . c p = 12;**) Ni = Dampfverbr. kg |

400 550

230 350

700

470

■i * u ii ii ii

370

560

750

600

900

1200

800 900 1000 1100 1200 1300 570 700 830 950 10751200 930 1100 1300 1475 16501850 1500 1800 2100 240027003000

100 150

100

150

60

80

200

150

2,7

2,7

210

450

Oi to M 0 S O 00 o o o o

240

240

130

105

2,8

1250

270

270

160

95

2,8

1900

320

370

410

460

320    370

180

200

85

80

2,8

2,9

2550

3450

410

220

75

4500

460

240

70

5600

6,9

OS

6,6

6,4

6,3

6,2

6,1

6,0

/■'•v

-'"X

"Æ.

Fig. 1722.

Obiger Tabelle 223 sind die für 12 Atm. Ueberdruck am gebräuchlichsten und eingeführtesten Cylin-derverhältnisse zu Grunde gelegt, und kann der Dampfverbrauch 10% geringer angenommen werden, wenn man die Leistling 25°/o niedriger ansetzt, d. h. wenn die Expansion möglichst hoch getrieben wird.

Werden die Maschinen nach Fig. 1721 gebaut

so zeigt

Fig. 1722 die Reihenfolge der Kurbeln; damit beim Vorwärtsgang die Dampfmenge, mit welcher die obere Seite des

Hochdruckcylinders beschickt wird, ebenfalls in der oberen Seite des folgenden Cylinders wirken muss; der Dampf also in der kürzesten Z eit (ohne Aufstauung) seine Arbeit in der Maschine verrichtet.***)

E. Die Corliss-Maschine.

Der moderne Dampfmaschinenbau datiert eigentlich seit dem Bekanntwerden der Corliss-Maschine, die sich durch zweok-

*) Beachte Abschnitt Massenwirkung.

**) Wenn beliebt, diese Normalleistung 20°/₀ höher ansetzen.

***) Zeitsdhr. d. Ver. deutsch. Ing., 1886, Nr. 24.

massige Konstruktion, gute Ausführung, Gleichmässigkeit des Ganges und geringen Kohl en-v erbrauch vor den bis dahin gebrauchte.nMaschinenauszeichneto und deren Einflüsse sich in den meisten jetzt gebauten Maschinen leicht nachweisen lassen.

grosse

ge-

die die

wo-

Die Vorzüge der Corliss-Maschinen liegen in den kleinen schädlichen Bäum en bei reichlichen Kanalquerschnitten, der verhältnismässig einfachen Konstruktion mit einer ringen Anzahl Gelenken und den grossen Wegen Gelenke machen, daher von Abnützungen weniger beeinflusst werden wie jene Steuerungen mit kleinen Hüben. Ferner die leichte B egulier fäh igk eit, die durch die kleine Dampfmenge im schädlichen Raume bedingt ist. Ausserdem wird bei Corliss-Maschinen die Kompressionsarbeit bedeutend geringer wie bei anderen Maschinen mit grösseren schädlichen Bäumen durch die Abmessungen bei gleichen Füllungen kleiner werden. Die Gleichsetzung des Expansions- und Kompressionsanfanges auf beiden Cylinderseiten lässt sich für die meist gebrauchten Füllungen ziemlich leicht erreichen, und etwaige Ungleichheiten durch einseitige Ausnützung der Gelenke leicht berichtigen.

am

Die Beeinflussung vom Regulator ist bei Corliss-Maschinen leichtesten durchzuführen.

ge-

Als Nachteil (der jedoch auch von den Ventilmaschinen teil wird) betrachtet man die Beschränkung der Tourenzahl, die bei etwa 100 Umdrehungen ihre Grenze findet. Ferner die Beschränkung der Füllung trotz Drosseln des Luftpuffers bei etwa 60 °/₀, die aber bei den neuen Konstruktionen von Dörfel, Wheelock, Frickart, Farkort etc. auf Kosten der Einfachheit behoben wurde. Der Vorwurf, dass die Hähne nicht gut nachzudichten seien, ist belanglos, da eine solche Notwendigkeit selten vorkommt.

Wegen ihrer Einfachheit und billigen Herstellung sind die Corliss-Maschinen in Amerika sowie in England herrschend und trotz Konkurrenz und Mode behaupten sie am Festlande bei grösseren Anlagen gegen die Ventilmaschinen das Feld, und werden gewiss noch mehr in Gebrauch kommen, wenn sich die Werkstättentechnik besser ausbildet, wozu die Anwendung von Bohrbänken, auf welchen sich die Hahnachsen und die Cylinder zugleich genau ausbohren lassen, den Weg ebnet. Naturgemäss kann die Corliss-Steuerung an Ei ncy lin d e r-, Zwillings-, Kompound- und Drei fach-Expansions-maschinen angewendet werden.

Ausführung der Steuerungen s. Band Steuerungen.

33

Haeder, Dampfmaschinen.

F. Kolonialmaschine.

Unter dem Namen Kolonialmaschine werden in England Maschinen in den Handel gebracht, die hauptsächlich für überseeische Länder bestimmt sind und wegen des bequemeren Transportes in einzelne Theile zerlegt werden können, deren Gewicht 300 kg nicht übersteigt.

Einesteils ist die Zerlegung für die Aufstauung in den Schiffen bequem, anderseits die Gefahr des Bruches vermindert und das Aus- und Einladen, sowie die Verfrachtung auf Wagen erleichtert.

Die Rahmen sind, um an Transportkosten zu sparen, aus ! oder | Trägern hergestellt, worauf Cylinder, Geradführungen und Kurbellager geschraubt werden. Ist Kondensation vorgesehen, so wird ein Träger verlängert (gewöhnlich jener der Niederdruckseite bei Kompoundmaschinen), um den horizontalen Kondensator aufzunehmen.

Die Steuerung ist meist eine vom Regulator beeinflusste Coulissen- oder R i d e r -Steuerung und die Kurbelachse wie bei Lokomobilen gekröpft. Die C y 1 in derm ode 11 e gleichen immer den Lokomobilcylindermodellen derselben Fabriken, desgleichen die Kurbellager und Gradführungen.

Bezüglich des Versandes sei noch bemerkt, dass alle Teile in starken mit Eisenbändern beschlagenen Kisten sicher zu verpacken sind. Die Kisten haben ausserdem Seilösen zu erhalten, um die Krahnenhaken leicht durchziehen zu können und der Mannschaft als Handhabe zu dienen, Alle Teile sind mit grossen tiefgeschlagenen Nummern zu zeichnen, die vorteilhaft noch mit Farbe umringelt werden. Auf den Kisten soll der Inhalt klar und deutlich angemerkt, womöglich durch eine roh gemalte Skizze kenntlich gemacht sein um das rechtzeitige Zustreifen der bei der Montierung nötigen Kisten sicher zu stellen.

Die zuvor angegebenen Bemerkungen gelten ganz allgemein und sind gerade dort von sehr grossem Nutzen, wo die Aufstellung von fremden Arbeitern erfolgt. Bei allen Exportgeschäften ist zu bedenken, dass nicht nur auf genaue Arbeit, sondern auch auf gute V erpackung zu sehen ist. Mit Recht bemerkt eine ausländische Importfirma: „Die Maschinen werden weniger nach der Ausführung als nach dem Zustande ihres Eintreffens beurteilt.“

Es ist selbstverständlich, dass keine einzige Schraube zur Maschine fehlen darf, das Dichtungs- und Packungsmaterial muss beigepackt werden, und wenn möglich, ist noch

Psi©

üH

(-y-;

Fa

JI

-m

er

rmn

FFFÜI

Syfi!

■+

<|)¥Cr;

.. ;

f#

fl

-i-

P'ig-, 1723 — 1726. Kolonialrnaschine, 230/355X405, n = 135, 1:60.

etwas mehr als Reserve vom letzteren zuzugeben, um Betriebsstörungen durch Verderben eines Asbestringes oder einer Luftpurnpenklappe etc. zu verhüten.

G. Förderdampfmaschinen.

Je nachdem die Dampfmaschine direkt oder durch Vermittlung eines Vorgeleges angreift, unterscheidet man:

Fördermaschinen, bei welchen die Kurbelachse zugleich Fördertrommelachse und

\.

A-*'

Fig. 1727. Fördermaschine.

Dampfhaspel, bei welchen Kurbel- und Fördertrommelachse durch Zahnräder verbunden sind.

‘L

Fig. 172e*. Dampfhaspel.

Bezüglich der Anordnung der Fördermaschinen ist noch zu bemerken, dass man in Deutschland meistens liegende, dagegen in England stehende Maschinen baut und diese fast ausnahmslos als Zwilling ausführt, einesteils, um dieselbe in jeder Stellung anspringen lassen zu können, anderenteils, um das schwere Schwungrad, welches beim Bremsen der Maschine lästig ist, zu vermeiden.

Um den Maschinisten die jeweilige Stellung des Förderkorbes vor Augen zu führen, findet man kleine geometrisch ähnliche Fördertrommeln durch Zahnräder mit der Maschinenwelle verbunden, die kleine Förderschalen aufheben und so die Bewegungen im verjüngten Maassstabe darstellen;

"bJl,

Fig. 1729—1736. Bremsenanordnungen, ausserdem ist eine Signalvorrichtung, die aus einer von der Maschinenachse bewegten Schraube und einer in einem Schlitze verschiebbaren Mutter besteht, angeordnet, welche bei gewissen Korbstellungen eine Glocke zum Ertönen bringt, um die Aufmerksamkeit des Maschinisten auf die Einfahrt zu lenken,

vor-

Zur Feststellung des Förderkorbes sind kräftige Bremsen angeordnet, welche direkt durch den Maschinisten oder indirekt vermittelst Dampf oder Gewichten bethätigt werden.

Zum Festhalten der Förderschalen für eine längere Zeit haben sich Gewichtsbremsen besser bewährt als Dampfbremsen, man findet auch Gewichts- und Dampfbremsen kombiniert (Fig. 1729 bis 1736).

Die Seile für die Förderanlage sind nun meistens Stahlseile und heissen nach den Querschnittsformen: runde oder flache Seile. Bei grossen Teufen hat man früher oft verjüngte Seile gebraucht; doch ist man durch die Einführung der festen Stahldrahtseile in neuerer Zeit davon abgegangen.

Die Fördertrommeln für runde Seile haben entweder cylindrische oder kegelförmige Form (mit Erzeugenden bis 30° Neigung) oder auch (seltener) Spiraltrommeln, deren Mantel Spiralen trägt, in welche sich das Seil einlegt. '

Bei Flachseilen muss das Seil sich aufeinander wickeln (seitliche Ablenkungen sind unstatthaft), und die zu den Flachseilen gehörenden Trommeln nennt man Bobinen.

Hl

Fig. 1737.

Cylindrische Konische Spiral- Bobine Trommel. Trommel, trommel.

1738.

1739.

1740.

Bei grossen Teufen kann es bei cylindrischen Trommeln kommen, dass das Gewicht der leeren Förderschale nebst Seil in gewissen Stellungen grösser wird, als das Gewicht der beladenen Förderschale und Seil. Dieses ist unter allen Umständen zu vermeiden und ein möglichst gleicher Widerstand ist trotz der häufig angewendeten Expansion erwünscht, auch durch Ausgleich Vorrichtungen erreicht (an-gehängte Seile, Ketten oder geeignet konstruierte Fördertrommeln).

Seil-? Fördertrommel- und Scheibenabmessungen.

Die Seile werden auf Biegung und Z u g beansprucht. Die rechnerische Bestimmung der Biegungsbeanspi uchung ist wegen der schraubenförmigen Form der Drähte ungenau, doch ist aus der .Rechnung zu ersehen und von der Praxis bestätigt, dass die Seilscheiben in einem gewissen Verhältnisse zum Seil-durchmesser stehen müssen. Gewöhnlich wird gefordert, dass die Scheibendurchmesser mindestens:

Tab. 223 a.

100    „

60    „

80 mal den Durchmesser bei Drahttauen „ Drahtseilen „ Hanfseilen

haben sollen.

Werden die gegebenen Verhältnisse nicht überschritten, dann kann man die Seile mit höchstens fünffacher Sicherheit beanspruchen. Es sei

K die Bruchbelastung des Seiles, bezogen auf k die Zerreissfestigkeit des Drahtes in kg/qcm, so ist das Gewicht des laufenden Meter Seiles

(353 a)

k — 5500 kg für Schmiedeeisen- und 12000-—48000 kg für Gussstahldraht ; bedeutet ferner

t die Teufentiefe in Meter,

G die Belastung des Seiles in Kilogramm, so ist die Tragfähigkeit desselben, bei zfâcher Sicherheit, durch z(G-\-tm)=K=k-m ausgedrückt und das Gewicht des laufenden Meter Seiles bei der Belastung G und der Teufe t

k—zt k

--1

(353)

welcher Wert den beschaffbaren Seilen angepasst werden soll.

Gewichte und Bruchbelastung der Drahtseile.

Tabelle 225.

Tabelle 224.

U eberschlagswerte.*)

Kunde Seile

Flache Seile

Seil

durchmesser

a Gewicht des ³ lfd. m Seiles

K Bruchbelastung

Gussstahl Je = 5500 kg Je = 12000 kg

Eisen

Dicke

mal

Breite

a Gewicht des lfd. m Seiles

K Bruchbelastung

Eisen Je = 5500 kg

Gussstahl Je = 12000 kg

13

14

15

16

18

20

22

24

26

28

(OtOfäH-MKO O.P.P oolp»o-ja*.toooo<] ® $2

3000

3500

4000

4500

5500

6500

7700

9300

11000

14000

16500

6500

7600

8700

9800

12000

14000

16000

20000

24000

27500

36000

9x38 1,0 10x44 1,2 11X46 1,3 12x51 1,6 13X55 1,9 14x60 2,2 15x64 2,6 16x68 3,0 17 ^ 72 3,4 18x78 3,8 20x82 4,4

5200

6200

6700

8300

10000

11500

13500

15600

17500

19800

22000

11200

13500

14600

18000

22000

25000

29000

34000

38000

43000

48000

entnehmen.

Genaue Werte sind den Preislisten der Seilfabrikanten zu

Beispiel: Für eine Teufe von 500 Mtr. sei ein Stahl drahtband mit sechsfacher Sicherheit zu bestimmen, wobei eine Belastung von 1800 kg am Seiltrume und eine Zugfestigkeit = 12000 kg vorausgesetzt ist, das Seilgewicht pro laufendes Meter nach Gleich. 353:

1800

12000

~ 1,2.

500

Aus Tabelle 225 ist das Gewicht eines passenden Flachseiles 1,2 kg mit einer Bruchbelastung 13500 kg, die Sicherheit ergiebt sich zu 13500

1800 + 500 • 1,2

5,6.

Wäre ein rundes Seil gefordert, so würde sich nach Tabelle 224 20 Durchmesser mit 1,2 Gewicht pro laufendes Meter und eine Bruchbelastung von 14000 kg, also der Sicherheitsgrad 14000

1800 + 500-1,2

nu 5,8 ergeben.

Seilgewichtsausgleichung.

Die Bestimmung der Neigung einer konischen Trommel wird in folgender Weise durchgeführt.

Es bedeute:

t die Teufentiefe in Meter,

R den grossen Trommelradius in Meter,

-R.

-r

r „ kleinen

mittleren

Q »

G das Gewicht der beladenen Förder-

schale in Kilogramm, g „ Gewicht der leeren Förderschale in Kilogramm,

S „ Seilgewicht in Kilogramm.

Aus Fig. 1741—1743 ergiebt sich das Moment in der gleichen Höhe der Schalen Mq = G-q — g q = (G — g) q . .(354) dann aus den anderen Figuren

Af, = (G + S) r — g-R . . (355) l\/l₂ = G-R-(g + S) r . . .(356)

Da die Momente gleich sein sollen, so muss noch sein

(G+S) r — g-R = G-R-(g + S)r

G*St

■ö+s

i<ig. 174t-1743.

woraus

*=(i+AM . .

r \ ^ G+g)

. . (357)

folglich

Ausserdem ist noch aus M₀ = Ml — M.₂, 2 M₀ =    -f- M₂

2 (G-g) a = (G-g)-(R+ r)

Man bestimmt zuerst die Seilstärke nach Gleich. 353, Tab. 224 (Gussstahl), wählt r nach Tab. 223 a und berechnet nach Gl. 357 das R, wie im Beispiel Seite 521 erklärt, ferner q nach Gl. 358.

Die Anzahl u Windungen auf der Trommel bestimmt sich aus

.    .    (361)

2 n-Q

Die Neigung- der Erzeugenden bei kegelförmigen Trommeln soll 30° nicht überschreiten, im anderen Falle sind Spiraltrommeln zu verwenden, welche Neigungen bis zu ca. 60c zulassen.

Fig. 1744—1745.

Andernfalls muss man auf die Ausgleichung verzichten und sich mit dem Entfallen der negativen Arbeit begnügen.

Für Bobinen bei der Seildicke A ist

2 n-Q

.    . (362)

Setzt man noch die Werte für R und r in die Gleich. (362J ein, so erhält man

q = 0,282

G + g+ S

-t-A. . .    . (363)

dann muss, wie bei

Ergiebt sich R oder r unannehmbar Kegeltrommeln angegeben, verfahren werden.

Bei der Berechnung der Dampfmaschine ist noch zu berücksichtigen , dass unter Umständen die leere Schale unten aufsitzt und sich das Maximalmoment dann zu

M₃ = G-R—S-r

(364)

ergeben kann und das statische Moment der Maschine muss grösser sein, als jenes des Widerstandes.

Die Tourenzahl der Dampfmaschine ergiebt sich aus der noch zulässigen Fördergeschwindigkeit, die bei

freihängender Tonne 1—1,5 Mtr. pro Sekunde, bei geführtem Gestelle bis 13 Mtr., im Mittel 5—10 Mtr.,

Personenförderung nicht über 4 Mtr. beträgt.

Zur Berechnung der Widerstände bei Förderanlagen

sind Formeln empfohlen w'orden, die jedoch ebenso rohe Annäherungswerte, wie die Koeffizienten ergeben.

Nach von Reiche ist¹ das mittlere Moment der bei saigernen Schächten auftretenden Widerstände:

Af₄ = 0,4 (G + sr+ S)q + 0,122 A- v*. q .    . . (365)

und für tonnlägige Schächte

■ . (366)

Mt — Q [0,05 (G + 9 + S) sin a + 0,05 S cos a + 0,012 g cos a + 0,122 A k²J......

nach Hrabak ist bei grösseren Fördergeschwindigkeiten

= 0,05 (G + g + S) q + 0,6 A ■ v* ■ q .    . . (367)

worin A die der Bewegungsrichtung entgegenstehende Fläche in Quadratmeter bedeutet.

Es ist dann aus dem Momente für Förderwiderstände (Mo + Ma) die effektive Leistung der Dampfmaschine zu berechnen, was mit Hülfe der Tab. 11 — 13, Seite 28, geschehen kann. Bei tonnlägigen Schächten ist an Stelle von G zu setzen G₁ = G sin a

„    g₁ = g sin a

„    = S sin a

wodurch sich die Momente M₀, Mv M₂ und M₃ ergeben.

Aus dem statischen Momente Mkann die Arbeit leicht berechnet werden, da

P-2 R-n-n

2M-n-n

60

60

ist und N=

2 M-n-n

60-75

.    . (368)

Die Leistung einer Dampfmaschine ist aber Q-n-2H

75-60

Setzt man noch M = M₀ Mi

aD³

^ TÖ0

D = ^J~lMo + Mt) 2

(weil H in Mtr.)

und

D*n 2n-H

pm = t] •    ——

■1

75-60

• pm •

. . (369)

so erhält man bei H = °L—

- (M₀ +**) für Zwillingsmaschinen. J

100

(370)

fj

worin a das Verhältnis —

D

g- pm a

bedeutet.

• 100

Beispiel: Für die Teufe von 500 Mtr. ist für die Nutzlast 1000 kg und c]em Sclialen- und Wagenge wie h t = 800 kg eine Förderanlage zu berechnen. Die Zerreissfestigkeit der Drähte sei mit 12000 kg pro Quadratcentimeter angenommen, eine 7—8fache Sicherheit gefordert. Der zur Verfügung stehende Dampfdruck sei 6 Atm. abs., Förderschale 2,5 qm.

1800

12000

~8

a) Rundseil mit cylindrischer Trommel.

9 — 800, (7 = 1800, A — 2,5 qm, vmax =SUtr., r = 1,3 Mtr.

= 1,8.

Aus der Tab. v. Felten&Guilleaume gewählt.m = 1,85

— 500

Durchmesser der Seiles 26 mm bei 2 mm Drahtdicke.

Die Sicherheit ergiebt sich zu 7,8

M₀+ Mi =1509

S =500 • 1,85 = 925 kg M₀ = [ 1800 - 80o] 1,30 =1300 Mx = [1800 -F 925 — 800] 1,30 = 2500 M₂ = [1800 - 800 - 925] 1,30 = 98 M₃ =[ 1800 - 925] i ,30 = 1138 Mi [(18(0 + 800 + 9-5,1.0,04 + 0,122 • 2,5 ■ 8²J 1,30^209,

rj = 0,75 und pm = 2,2.

Für — co 2 ist bei

D = / 1609 • 100    45.]. wofür 45 cm gesetzt werden mag.

\J 2,2.0,75

Das grösste Moment ist Mv es muss noch untersucht werden, welche Cylinderabmessungen die Zwillingsmaschine haben müsste bei wenn ein Kolben im Totpunkte steht.

Setzt man noch p—4,4 Atm. wegen des sich ergebenden Verlustes, so muss noch sein, wenn der Cylinderdurchmesser beibehalten wird :

11

1590 . 4,4- ^ y = 2500 + 209

[2500 + 209]. 2 1590 [4,4 • 0,75] ~

Die Umdrehungszahl dtr Maschine ist:

60.8

fl —    --

2 • n • 1,3

Die Anzahl der Windungen auf der Trommel u =

11=

1,03 Mtr.

rvj 58,5.

n. 2 • 1,8 ~ 61,2

b) Konische Trommel.

r mit 1,3 angenommen ergiebt nach Formel (357)

Ä=l,3(l +

2-925

1800+800 1,300+2,18 Q- 2

2,18

~1,74

Anzahl der Windungen u =

500

oo45,8

2 -n -1,74

Seitenlänge der Trommel l = 45,8 - 0,026 <^> 1,19.

Neigung der Erzeugenden des Kegels vergl. Mg. 1746 R — r

= 2,18₁    1,³ ~ 0,74 = sin 48»

i,iy    —j.-----

also für eine konische Trommel unzulässig, psinet \ Um die kostspielige Spiraltrommel zu sparen, soll auf vollkommene Ausgleichung des Seil ■ gewichtes verzichtet worden, unda=30° ohne Rücksicht auf die Momente M₀, M₄, M₂ gewählt werden.

sin a =

So

_.L.____i_____

Fi g. 1746.

- --

Q = 1,74 beibehalten giebfc

r =Q—~ sin a = 1,74—    - 0,5 ~ 1,44

R =Q "1—2~ sin a = 1,74 -]--- ■ 0,5 ~v 2,04.

M₀ = [1800 - 800] 1,74=1740

= [1800 + 925J 1,74 — 800 - 2,04 = 2292 = 1800 • 2,04 — [800+925] 1,44 = 1188 M₃ = 1600 • 2,04 - 925 • 1,44 = 2340

=[0,04 (1800+ 800+ 925) — 0,122 • 2,5.8»] 1,74 ~ 214.

*) Dem Dampfdrücke beim Anheben.

Die Dampfmaschine berechnet sich wie zuvor ,'1954 . 10Ö 2,2.0,75

oder Dampfcylinder 5C0 Durchmesser, 1000 Hub.

Zur Nachrechnung des grössten Momentes diene wieder

Mt4- Mi = 0,75( 1925 • 4,4~ j 2506.2

'•'“0,8

1925 • 0,75.4,4 also in allen Fällen mit 1 Mtr. genügend.

¹

Maximalleistung s. Seite 35.

c) Fiachseil mit Bobine.

Die Bestimmung des Seilgewichtes für den laufenden Meter erfolgt wie zuvor, und ist das zunächst liegende m = 1,9, entsprechend einem Flachseile von 13 « 55 mm mit 168 Drähten von 1,2 Durchmesser,

G = 1800, g = 800, S = 500 • 1,9 = 950.

Nach Formel (363) ist

= 0,282^/

1800 + 800 -f 950

950

• 500 • 0,0131,39

JK= 1,39^1 +

950

1800 + 800 + 950

r = 1,39 ( 1 —

950

18(0 + 800 + 950

500 • 0,013 r~ 2tv -1,39

da »•> 50 0,013 =0,65, so ist die Berechnung anwendbar M₀ = Mi =M₉ =[1800—8C0]l,89'Nrf 1390 M₃ = 1800 • 1,77 — 950 • 1,02    2220

Mi =[0,04 (18C0 + 800 + 950)+0,122 • 2,5 • 8³] • 1,39 <'o225.

Ji —

= 0,735

Es ist daher unter gleichen Voraussetzungen

B-y-

1015 • 100

2,2 • 0,75

<--o 46,2, wofür eine Maschine mit 475 Cylinderdurchmesser

und 900 Hub angenommen werden soll.

Die Nachrechnung für das Moment M₃ + ergiebt bei D =475. 2445.2

¹¹ ~ 1740-4,4-0,75 drehungszahl n =

/-\^0,85, 0,90 Hub daher vollständig genügend. Die Dm-60-8

2 fi -1,39

^o65.

'Man kann auch aus den Momenten Mx — M₃ ohne Zuhülfe-nahme von die Dampfcylinder berechnen, wenn man an

fachen Wert von M einführt, dabei

Stelle von MĄ- und den rj pm = pm setzt. Der Wert rj‘ drückt dann den ganzen Wirkungsgrad der Förderanlage aus und ist zwischen 0,4—0,6.

Die Berechnung der Bremse erfolgt in derselben Weise wie bei Hebewerken, der Achse auf Biegung und Verdrehung (zusammengesetzte Festigkeit)

Bei Dampfhaspeln ist noch die Vorgelegereibung mit etwa 15°/0 zu berücksichtigen.

Dampfverbrauch.

Durch die zwischen jeder Förderung bedingten Stilist ä n d e und durch die lange Eohrleitung entstehen bedeutende Kondensationsverluste, weshalb die Fördermaschinen mehr Dampf benötigen als andere.

Nach Hrabak ist: S‘

-f- S, wenn

• (371)

S‘ den Dampfverbrauch der Fördermaschine,

einer gleichwertigen Dampfmaschine,

Z Dauer des Aufzuges,

Zo »

„ Stürzens bedeuten.

Steuerung der Fördermaschinen.

Für die Fördermaschinen sind alle bereits behandelten Steuerungen anwendbar, am meisten verbreitet sind Coulissen-steuerung und Ventilsteuerung mit unrunden Scheiben (s. Band Steuerungen).

3B|

NlFTl

- z:-:

Fig. 1747—1748. Ventilsteuerung einer Fördermaschine von der Société anon. de Marcinelle et Couiliet nach Lelong.*)

Ein. kleiner 6 PS. - Förderhaspel für 450 kg Last, 150 Mtr. Teufentiefe, 1 Mtr. Seilgeschwindigkeit, Kessel 10,3 qm Heizfläche, 7 Atm., Cylinderdurchmesser = 215, Hub = 300, Zahnräder z—11, Z = 101, t — 45, 6 = 105; Gewicht 6000 kg, wie solche ähnlich von F. Siegel, Schönebeck,

Export angefertigt werden, ist in Fig. 1749—1750 dargestellt.

für den

*) Zeitschr. d. Ver. deutsch, fng., 1890, S. 1018.

3.

6*=:

SÉSS^

___Li

-2760

u¹

JSC-.-,

-H3

HO

IEEE

_____Ji.

J___LiJL

TT

ÀMSÏ

^1?|3

"Zi- blô- - J

Fig. 1749--1750. Förderhaspel 6 PS. 1:45.

|j.!

MM

TM

Fig. 1751—1752. Transportable Fördermaschinen und Dampfwinden.

Menk £■ Hambrock, Ottensen b. Hamburg.

von

— 1898 ausgeführt

Tabelle 226. Fördermaschinen, in den Jahren 1890

Seiltrommeln

Empfänger

9)[0ja

cylindr.

Dehm.

konisch

Steue-rung *)

Cylinder-

Hub

Ul UI

Durch

messer

mm

itïuitîa 'iv

Förder-

höhe

anon. des Mines de Dombrowa, Russ. Polen Fürstensteiner Gruben bei Waldenburg, Schlesien Freiherrl. v. Burgk’sche Gruben bei Potschappel Georgschacht der Schles. Akt.-Ges. Lipine Cleophasgrube der G. v. Giesche’s Erben, Zabrze Clothildeschacht der Schles. Akt.-Ges. Lipine Juliusschacht, der kons. Fuchsgrabe, Weissstun Karsten Centrumgrube der Schles. Akt.-Ges. Lipine Heinitzgrube, Beulhen Oberschles.

Georggrube, Niwka, Russ. Polen Petro-Marieffka’sche Kohlengruben, Süd-Russland Kronprinzsch. d. kons. Giesehegr., Schoppinitz, O.-Schl. Petro-Marieffka’sche Kohlengruben, Süd-Russland

Société

O O O

a* a a

S S 2

750

1380

120

n    ,,

Alexejew’sche Bergwerks-Ges., Gulobow-Beresto-Bogoduchow’sche Ges. „ Oskarschacht der Witkowitzer Steinkohlengruben Salzbergwerk Neu-Stassfurt

Akt. Ges. für Eisenerze, Kriwoi-Rog, Süd-Russland Lancaster West Gold-Mining Co. Ltd. Transvaal

” ” ” >’ » » „ Roodepart Central Deep Co. Ltd.,

Huldasch. d. kons. Giesehegr,, Schoppinitz, O.-Schl. Alexejew’sche Bergwerks-Ges., Süd-Russland

lllipilllllillllllill

rH t—I '    ■»—! rH —* vH rH t—h tH r-l r-« rH — t—I î—* r-H tH    rH rH t—I

800

1380

500

1400

1550

1650

550

800

1250

800

5000

6000

Bobine

3000

3000

6500

7000

0009

1800

2300

0009

2300

2500 L 920

500

1600

5280

3450

V. C. V. K. V. C. V. K.

700

2300

1100

3000

1200

5000

1030

006

1550

1250

1370

1450

900

4000

2500

2450

2450

2750

0009

2500

6000

5000

Schieber

V. K. Schieber

V. K.

o3

IIIl|l|||ll|llll|||l||l|§ ll!!®ll|!llllllg|gg!l§B§ §

lO CD lO CO 0 »O CO    lO IO IO CD CD lO »O rH 0 O !0    - H *-*

1000

1600

2000

500

12500

10J0

1700

4400

000?

500

410

3000

410

410

1065

1300

2800

1000

1310

Î900

5200

0009

0008

1310

.s

■s

.‘O

Li

,, TT    ,    r    -----XI. VJ., o. XV. AUU.

Betr"¹ Anw! ®lnfallend- *) V- c* = Ventil-Coulissensteuerung ; Y. K. = Ventil-Knaggensteuerung, System Kraft, n ung es Kompoundsystems für Fördermaschinen s. Haeders Zeitschrift Nr. 3 von 1900.

88§288S§888§S§

tH cq

150

260

700

450

160

llOO(f)

lT00(t)

420

09T

H. Dampfmaschinen zum Antrieb von Pumpen und Kompressoren.

Wie in „Haeder, Pumpen“ ausführlich behandelt, kann man für Horizontal-Pumpmaschinen dieselben Dampfcylinder und Rahmenmodelle benutzen, wie zu normalen Dampfmaschinen, auch dieselben Abmessungen von Hauptlagern und Kurbelzapfen zu Grunde legen.

Bei Luftkompressoren dagegen ist mit grösserem Gestänge -druck zu rechnen, also auch stärkere Abmessungan der Hauptlager und Kurbelzapfen notwendig (siehe „Haeder, Pumpen“). Im allgemeinen gelten für Dampfmaschinen zum Pumpenantrieb dieselben Kegeln wie für normale Dampfmaschinen.

J. Walzenzugmaschinen.

Diese Gattung von Maschinen weicht meistens durch ihre schwere Bauart und neuerdings noch durch verhältnismässig hohe Umdrehungszahlen von den Transmissions - Dampfmaschinen ab.

Der Antrieb der Walzenstrassen geschieht entweder direkt durch die Walzenzugmaschine oder indirekt durch Räder- oder Seil- resp. Kiemenvorgelege.

Die Walzenzugmaschinen sind solche mit gleichbleibender Umdrehungsrichtung (Schwungradmaschinen) oder solche mit Vor-und Rückwärtsbewegung, sog. Reversiermaschinen (Zwilling-, Drilling- oder Tandemsystem).

Die Reversiermaschine findet hauptsächlich Anwendung bei Walzwerken für schwere Profile resp. für die Bearbeitung-schwerer Blöcke, bei deren Handhabung Menschenkräfte nicht mehr ausreichen. Der Angriff der Keversiermaschine erfolgt mit (Fig. 1753) und ohne Vorgelege (Fig. 1754).

Die Schwungradmaschine in Verbindung mit einem Duo- oder Trio-Walzwerk ist am Platze, wenn leichtere Blöcke in Frage kommen, die noch durch Menschenkräfte ohne schwero und komplizierte Hebevorrichtungen bewältigt werden können.

Mit Vorgelege (s. Fig. 1753) sollen die Reversiermaschinen stets ausgerüstet werden, wenn kurze und sehr schwere Blöcke in Frage kommen, oder wenn Träger der grössten Profile (bis 550 mm) fertig gewalzt werden sollen.

Zur Herstellung leichterer Profile ordne man dagegen stets Reversiermaschinen mit direktem Antrieb an (Fig. 1754).

~. f — —-j------) - --

.L-----|-----j.

--EZ

I-----I

l-----1-----i-

Fig. 1753.

Antrieb eines Blechwalzwerkes durch Reversiermaschine mit Rädervorgelege.*

: -----r

-r-~- ■'•i'---1-

j-----r —

ET-r—~i-

I----.i------: ■

1fr-

J}##

E3

Z3 -

I-----

.---g

Die Tourenzahl der Keversier-maschine für den Walzwerksbetrieb beträgt bis zu 150 in der Minute.

Die Schwungradmaschinen greifen in den meisten Fällen direkt an.

Handelt es sich aber um Walzwerks-Einrichtungen zur Herstellung von Zinkblechen, Bleiblechen etc., dann lässt man die ^

Schwungradmascbinen durch ein geeignetes Vorgelege die Walzenstrasse antreiben (Fig. 1757), da zur Herstellung der Bleche nur eine geringe Tourenzahl der Walzen nötig ist.

Der Durchmesser der Schwungräder für Walzenzugmaschinen beträgt bis zu 8V2 Mtr. bei einem Kranzgewicht von 60 000 bis 70000 kg.

Die Schwungradmaschinen, vorzugsweise liegender Anord- tem Angriff der Reversiermaschine nung, werden ausgeführt als

*) Fig. 1753—1758 nach Zeichnungen der Duisb. Masch-Act.-Ges.

<üf;zD- ir—:•

■f+r

I®

Tfft

.SV^Fl -

Katr.mwalze

i.Cerüst

■2SCEE3-

³r

I

•ztH—.-f- -^lEEIE?-

Rollgang--/lrrtriebs» &----— -ł —0—iSfr-qK maschinen

Fig. 1754 Reversierstrasso mit direk-

i    -cë—¹ -

-cE    ■ Eta— Æ—i—

4--t33 -

-«e

-H

Feinblech» FerUgwalze (fernst

Kammwalze

Vorwalze

H-

ahrbarer Hebetlsch

-f-

ffl

Hebe tisch"

Cylinder für die Hebetische

i Hebetisch

Fig. 1755. Mittelblechstrasse. Antrieb direkt durch Schwungradmaschine. Umdrehungen 60 bis 70 pro Min.

-cE-

Eb Ç£-'~ -Ęp-    |

Kammwalze Vorwalze    j    u

FerU^walzc

rt

EŁ-

Fertiywalze

•i

£• 4-•

Fig. 1756. Feinblechstrasse. Antrieb direkt durch Schwungradmaschine. Umdrehungen 45 bis 50 pro Min.

Eincylinder- und Mehrcylinder-Dampfmaschi-nen. Für letztere ist die Tandem maschine die gebräuchlichste Anordnung, da diese weniger Kaum beansprucht und eine grössere Umdrehungszahl verträgt, als eine Kompoundmaschine.

34

Haeder. Dampfmaschinen.

II'

if

=i

Hebetiseh

Fig. 1757. Zinkblechstrasse. Antrieb durch Schwungradmaschine mit Rädervorgelege.

Umdrehungen der Dampfmaschine :

90 bis 100 pro Min.

Umdrehungen der Walzen 40 pro Min.

MJ

j— —j-—[

lM

-4~-h-

J.

l^l.Vorwalze n=so-toopro Min

JiL

TI

II

Hi

r-f

gSE

.n.Vorwalze n=i6o-2oo pro Min.

VT

Fig. 1758. F ein eis en-Walzwerk. Antrieb durch Schwungradmaschine mit Riemenvorgelege.

I,

FerKgwalze ^n=320-40opro

Min.

Dreifach-Expansionsmaschinen und stehende Dampfmaschinen sind im Walzwerksbetrieb wenig verbreitet.

(In neuerer Zeit benutzt man auch die Hochofengichtgasmaschinen zum Antrieb von Walzwerken. Dieselbe wird nach dem Zwillingssystem gebaut und macht 100 Touren pro Min. Die Umdrehungsrichtung ist gleichbleibe.id. Der Antrieb der Walzenstrassen erfolgt hierbei wie bei den Schwungrad-Dampfmaschinen.)

Flcj. 1753—1758 zeigen einige, der Praxis entnommene, Antriebe von Walzenstrassen nach Zeichnungen der Dui s bürg er Maschinenbau-Akt.-Ges.

Neue Steuenungseinrichtungen

für Reversiermäschinen.

Durch das Kiesselbach’sche Stauventil (beschrieben in der Z. d. V. d. Ing. 1902, S. 953) sollen bei der gewöhnlichen Verbund-^Walzenzugmaschine nutzlose Umdrehungen nach Schluss des Frischdampfventiles, bewirkt durch den weiter arbeitenden Aufnehmerdampf, vermieden werden. Dieses kann der Maschinist bei grosser Aufmerksamkeit auch dadurch erreichen, dass er

:,'r

tv

—Î-

nc

i.

Jj

3 — f*—llf—

äff

1Ë

Fig. 1759. Verbindung des Stauventils mit dem Drosselventil.

das Absperrventil schliesst und die letzte Walzarbeit durch die lebendige Kraft der umlaufenden Massen verrichten lässt. Hierbei treten aber Abkühlungen der Wandungen von Cylinder und Aufnehmer auf, die beim neuen Anfahren einen starken Niederschlag des Frischdampfes verursachen. Ausserdem ist es notwendig, durch Neufüllen des Au fn e hm er s die Maschine

34*

anzugfähig zu machen. Diese Uebelstände, die hei Walzenzugmaschinen mit häufigem Stichwechsel den Nutzen der Verbundwirkung selbst bei Anwendung der Kondensation sehr in Frage stellen, und die auch bei Fördermaschinen auftreten, vermeidet Kiesselbach durch das Stauventil, das in die Leitung zwischen Niederdruckcylinder und Aufnehmer eingeschaltet wird (Fig. 1759 zeigt die Verbindung eines Stauventiles mit einem Drosselventil).

Fig. 1760.

S-

0L

Gegenüber früheren Ausführungen verbindet Kiesselbach sein Stauventil so mit dem Drosselventil, dass es schneller öffnet als dieses, sodass schon voller Querschnitt für den Aufnehmerdampf gegeben wird, wenn der Frischdampf noch stark gedrosselt wird. Diese Wirkungsweise geht deutlich aus den Diagrammen (Fig. 1760) hervor. Wie die Maschine beim Anziehen mit voller Kraft nach vorherigem Leerlauf arbeitet, zeigen die ebenfalls gleichzeitig gezogenen Diagramme (Fig. 1761). Wird nämlich die Maschine still gesetzt, so steigt der Druck im Aufnehmer, und es kann gleich mit voller Veibundwirkung angefahren werden.

Fig. 1761.

Den gleichen Zweck verfolgen Ehrhardt & Sehmer mit der Rott-mann-Steuerung. Das Drosselventil ist mit der Expansionssteuerung des Niederdruckcylinders so verbunden, dass bei der am meisten vorkommenden Beanspruchung der Maschine die Füllung in diesem Cylinder die normale, etwa entsprechend dem Cylinderverhältnis ist. Bei sinkender Leistung und zunehmender Drosselung wird die Füllung im Niederdruckcylinder verkleinert, sodass der Aufnehmerdruck steigt. Bei zunehmender Leistung vergrössert sich die Hochdruckfüllung mit zunehmendem Dampfdruck, der Aufnehmerdruck verringert sich, und die Fläche des Hochdruckdiagramms nimmt zu.

Die Expansionssteuerung für Reversiermaschinen der Duisb. Masch.-Akt.-Ges. zeigt Fig. 1762. Der Kolbenschieber s ist mit

einem Trick-Kanale versehen, dessen .Einlassöffnungen t mit zwei Gruppen von Oeffnungen a verschiedener Länge in der Schieberbüchse d zusammen arbeiten können.

Wenn beim

Umlegen des Umsteuerhebels auf kleine Füllung (für den leeren Anlauf) die Maschine wegen ungünstiger Kurbelstellung nicht

^ Eintritt Hf³

'J$\

CM ?

Tt P'^J|gp^-T|' ||    - II I

—;¹• Zum Cylinder.— — Fig. 1762. Duisb. M.-A.-G.

anspringt, braucht man nicht den regelmässigen Füllungsgrad zu vergrössern, sondern man dreht den Kolbenschieber, worauf die Oeffnungen 6 und t und die langen Oeffnungen er am anderen Schieberende Dampf erhalten.

Die einzelnen Teile der Walzenzugmaschinen müssen sehr sorgfältig und kräftig konstruiert werden. Einem Vortrag des Hr. Kiesselbach über diese Frage¹) entnehmen wir folgendes:

„Bei der Konstruktion der hin und her gehenden Teile muss man besonders Rücksicht auf die hohen Tourenzahlen und die damit zusammenhängenden Massendrücke nehmen. Wie wichtig dieses ist, kann folgendes Beispiel zeigen. Eine Walzenzugmaschine von 1300 mm Hub soll imstande sein, 160 Umdrehungen pro Min. zu machen. Die hin und her schwingenden Massen mögen ein Gewicht von 4000 kg haben. Dann ist der Massenwiderstand im toten Punkt hinten ca. 90000 kg, d. h. jedes kg, welches hin und her geworfen werden muss, setzt seiner Bewegung 23 kg Widerstand entgegen. Hiernach ergiebt sich von selbst die Aufgabe, die schwingenden Massen einer solchen Maschine bei grosser Festigkeit möglichst leicht zu halten.

Geeignete Details*) für Walzenzugmaschinen sind folgende:

320

= =5

Sk

§

o>

?/5

F/ÿ. 1763—1765. Dampfkolben aus Stahlguss mit Weissmetallarmierung. King geteilt mit radial angeordneten Spiralfedern (s. auch Seite 175), Befestigung des Kolbens mit Konus an Stange und Mutter (Ausführung Sack u. Kiesselbach, Kath).

800

ir®

cf

VI

- 220

/. :

kg

Fig. 1766—1770. Hohlgusskolben mit zwei Kingen und radial angeordneten Spiralfedern. Ausserdem sind noch Federn parallel der Lauffläche vorgesehen, dieselben müssen so stark gespannt sein, dass sie den Massen- und Keibungsdrücken der Kinge widerstehen können. (Ausführung Masch.-Bau-A.-G. vorm. Gebr. Klein, Dahlbruch).

. Fig. 1771. Stopfbüchse für gesättigten Dampf häufig treffende Konstruktion (im Lokomotivbau seit langem bewährt). Die Packung wird mit Spiel eingebaut, um der event. sinkenden Kolbenstange nachfolgen zu können. Dichtungsringe aus Weiss-metall.

anzu-

as

|77

100

200

300 mm

Für

überhitzten Dampf eignet sich Ausführung nach Fig. 1772. Dieselbe gestattet bei leicht konstruiertem Kolben ein späteres Auf laufen der Kolbenstange.

<=>

-IO

0;5

Der Fundamentrahmen mit U-förmigem Querschnitt {Fig. 142, Seite 72) wird auch im Walzenzugmaschinenbau immer mehr von dem Bajonettrahmen mit gebohrter Führung verdrängt. Man ist natürlich bestrebt, den Kähmen so durchzubilden, dass eine solide Verbindung mit dem Fundament gewährleistet wird. (Eine geeignete Konstruktion zeigt Fig. 1684, Seite 490.)

Das Kurbelwellenlager ist reichlich zudimensionieren,Lauffläche aus Weissmetall mit hohem Zinngehalt (s. Seite 86 unten), um Warmlaufen zu vermeiden. Die Schmierung soll reichlich sein, zweckmässig mit der in Fig. 237, S. 90, dargestellten Einrichtung,

tft

Fig. 1773—1775. Hauptlager mit beweglichen Seitenschalen und drehbarer Unterschale, soll sich dem Lauf unter allen Umständen anpassen. (Ausführung Sack & Kiesselbach, Eath.)

Bevorzugt wird bei den Walzenzugmaschinen Kolbenschiebersteuerung, wie sie in Band „Steuerungen“ dargestellt ist.

-v

_____

p „I

(CD

'iWAXTl

ÉÉlgdJ

-io

Ui

\n

O'l

Fig. 1776. Besondere Form einer Boppelkolbensteuerung mit Einströmung von innen. Die Urundschieberstopf büchsen werden dadurch dem Einfluss der hohen Dampfspannung und der evenfl. Ueberhitzung entzogen. (Ausführung „Duisburger Maschinen-bau-A.-Gl.“)    _____

Kolbensteuerungen und Hahnsteuerungen für grosse Maschinen erfordern verhältnismässig grosse Excenter. Um die Excenterscheibe möglichst klein zu halten, führt man dieselben nach Fig. 1777 aus.

nun

■+r

rui

cp

ŁJf

ff

7 -T—■

Fig. 1777—1779. Excenter für eine Walzenzugmaschine. (Maassstab 1:30.)

Es giebt Excenter, welche bis 5000 kg Gestängedruck zu übertragen haben und bis zu f> Mtr. Umfangsgeschwindigkeit pro Sek. aufweisen. (Ygl Seite 359 unten.)

Die Schwungräder sind sehr schwer gehalten, sie dienen als Kraftaufspeicherer, indem während des Leerlaufes durch die erhöhte Umdrehungszahl Kraft gesammelt, welche beim Weiter-

USA!

& V- j

Fig. 1780—1781. Kranzquerschnitt.

walzen durch die langsamere Geschwindigkeit als lebendige Kraft wieder abgegeben wird.

Die Schwungräder werden ausgeführt mit gusseisernem Kranz und Nabe und schmiedeeisernen Armen (s. Fig. 974, S. 271).

Bei Entwurf von Tandemmaschincn verdient die Ausführung der sog. Laterne besondere Beachtung, vgl. Band II, hinter den Tafeln.

Wie bei jedem anderen Betrieb sind auch hier alle vorspringenden Schrauben etc. zu vermeiden. Man verwendet deshalb den Kranzquerschnitt nach Fig. 1780. Hier sind gleichzeitig die in Fig. 974 gezeichneten 75 er Stahlbüchsen c weggelassen und die Verbindung durch 70 er Stahlschrauben hergestellt. Muttern und Köpfe dieser Bolzen hält man etwas niedriger als normal. Der äussere Kragen des Badkranzes dient als Schutz gegen die vorspringenden Teile.

Hauptdimensionen, Leistungen und Preise moderner Walzwerke. Tabelle 227. Walzwerke.

Erzeugnis: Leistung in 24 Std. . tons Walzendurchm. .    . Mtr.

Touren .    .    .    . p Min.

Draht- u. Grob-Feineisen eisen

Schienen

Fein- Kesselblech blech

50

90

150

90

0,3    0,5    0,6    0,7    0,8

500*)    110    100    50    70

0,7

1,2    1,1    1,5

100

50

70

1500    600    1500

Schwungr.-Dchm. . Mtr. „ -Gewicht, tons

20

40

30

40    60

Die Walzenstrassen zeigen in der Ausführung eine grosse Vielseitigkeit. Im Nachstehenden einige neuere Ausführungen.

Drahtstrasse b. 4¹/₂ rnm Draht.'tärke. Produktion 35—40 tons in24Std. Walzenzugmasch 17 = 760x1080, H~ 1150    75000 kg 52000 Ji

2300

3 Seilscheiben 3,3 Mtr. Durchm.

Vorgelege.........,

Vorwalzstrasse........

Fertigstrasse

Maulschere

Drahthaspel

500

12000 „ 13000 „ 8000 „ 15000 „ 15000 „ 2000 „ 300 „

Sa. 215800 kg 117300 Ji

Kombinierte Blech - Universalstrasse.

Kompl. Maschine....... .

Blechstrasse.......

Universalstrasse ......

.    80000    kg    55000    Ji

. 370000 „ 165000 „

. 130000 „    70000    „

Sa. 580000 kg 290000 Ji

750er Träger- und Schienenstrasse.

Schwungrad Kompl. Walzwerk 3 Krahne

Sa. 990000 kg 439000 Ji

Für Fundamentierung u. Montierung kann man je lC°/₀ der Gesammtsumme ansetzen.

) Bei neuen Drahtstrassen wird die Vorwalze nicht direkt von der Maschine angetrieben, sondern durch einen Feil- bezw. Riementrieb.

K. Dampfmaschinen zum Antrieb von Dynamos.

Dampfmaschinen mit Dynamos direkt gekuppelt, d. h. die Dynamo befindet sich auf der Kurbelwelle bezw. deren Verlängerung benötigen weniger Raum als elektrische Anlagen, bei denen die Kraftübertragung durch Riemen oder Seile erfolgt.

Die Tourenzahl direkt gekuppelter Dynamos wählt man möglichst hoch, da sonst die Dynamomaschine grössere Abmessungen erhält bezw. teuerer wird.

Die rotierenden Massen der Dynamo unterstützen die Wirkung der Schwungmassen des Schwungrades. Es sei jedoch bemerkt, dass die gesamte Schwungwirkung bei einer mit Dynamo direkt gekuppelten Maschine grösser sein soll, als bei Anlagen mit elastischen Uebertragungsmitteln wie Riemen und Seile, da letztere günstigen Einfluss auf die Tourenschwankung haben (s. auch Seite 251).

Die Berechnung der Schwungräder erfolgt nach Seite 235 u. f. Plötzliche Belastungsänderungen sind bei Bestimmung der Schwungmassen besonders zu berücksichtigen. Die auf Seite 280 erwähnte Schwungenergie pro Pferde kraft dürfte ein Maassstab sein für die Güte der Regulierung.²)

In den Verträgen für Dampfmaschinen mit direkt gekuppeltem Dynamo findet man den Gleichförmigkeitsgrad bis d₀ = 0,5 °/0 vorgeschrieben, doch giebt, wie schon erwähnt, bei plötzlichen Belastungsänderungen (J₀ nicht den richtigen Maassstab.

Auch findet man noch folgende Vorschrift:

Die Empfindlichkeit der Regulierung der Dampfmaschine muss so gross sein, dass bei plötzlichen Belastungsänderungen von

25 °/₀ der vorherigen Leistung die Tourenzahl um nicht mehr als 1 l/₂°/o schwankt; bei stark wechselnder Belastung (zwischen ¹/₈ und voller Belastung) darf die Tourenzahl sich um nicht mehr als 5°/₀ ändern.

L. Stehende Dampfmaschinen.*)

In der Hauptsache unterscheidet man zwei Arten von stehenden Dampfmaschinen und zwar

1. solche mit normalen Touren,

2.

„ grosser Tourenzahl (s. Kapitel „Schnell-

läufer“).

Zunächst wollen wir uns mit stehenden Maschinen für nor

male Tourenzahl befassen. Dieselben bauen im allgemeinen kürzer als liegende Dampfmaschinen, d. h. das Verhältnis vom Cylinderdurchmesser zum Kolbenhub ist kleiner als bei diesen.

Die stehenden Maschinen beanspruchen bei derselben Leistung weniger Grundfläche als eine liegende Maschine. Erstere sind jedoch für die Bedienung unzugänglicher als letztere.

1. Eincylinder-Dampfmaschinen.

Bei der Ermittelung der Leistung und Bestimmung der Hauptdimensionen verfährt man in derselben Weise wie auf Seite 465 u. f. für liegende Maschinen angegeben. Das Verhältnis H:D (Hub zu Cylinderdurchm.) wähle man jedoch 1 bis 1,25:1 (s. auch Tabelle 230). Die Kolbengeschwindigkeit ist etwa dieselbe, wie für liegende Maschinen gleicher Leistung (Tab. 204, Seite 466), dadurch wird die Zahl der Umdrehungen infolge des kleineren Hubes grösser.

Betr. Dampfverbrauch Si beachte man Seite 467.

Die einzelnen Teile der stehenden Maschinen weichen hinsichtlich ihrer Ausführung wesentlich von denjenigen liegender Maschinen ab.

UI

FD FF

•H

*fl

Fig. 1782—1783.

Fig. 1784-1785.

Rahmen für stehende Maschinen sind in Fig. 1782—1791 dar

gestellt.

*) Cylinder- und Rahmenquerschnitte ausgeführter Maschinen s. auch Band JI, hinter den Tafeln.

~~~

-ri —

Ol

r--'

Fü-

"ilrT

Fig. 1786-1789

Stehende Maschinen baut man im allgemeinen so niedrig wie möglich. Es suchten deshalb einige Konstrukteure die Grösse g (Tabelle 228) möglichst herabzuziehen und gelangten in Bezug auf das Lagermittel zu der Konstruktion in Fig. 1790.

Hier ist die Entfernung zwischen Lagermittel und Sohlplatte etwa 0,6 derjenigen in Fig. 1792—1800 gezeichneten.

Nebenstehende Zeichnung giebt die Ausführung des Kähmens einer stehenden Dreifach-Expansionsmaschine.

immer zwei Cylinder übereinanderstehend.

& Bf²

^ j-----1" ' ' I @

p x

y®--© d©|

Fig. 1790—1791. Rahmen für eine Maschine von 550 Hub.

.U---

- T-À

~rS|±i.

rtritr

3Cj,

i;

?•

545).

łdRp

Ci -!■(•! -•

V kd !

;    _ • f......i ,

iSŁiUf.^

(3>

-_.J

stehende Maschinen (Kreuzkopf hierzu Seite

'rQł

r ......-h*-

łl

PN»

•-^t;

p4 >rrrT

iiiii

-b?Wf

-0-

#■

J_ffl ; &

£3j

m

5,

’.r

i.

,.J__

U-

f-OlM

•"Vr*..... —¹'•■*

Fig. 1797—1800. Für Maschinen unter 700 Hub

'N)

[T

■ ret :-re

Kähmen für

(©i

cit

f?>

J(6

- y i¹

..ÖL____________

I.

4'1 9

Für Maschinen über 600 Hub.

A>

»-Vf

<>

fi

Il g

?"m

-t-

-ł-i -<j

Fig. 1792—1796.

405

510

610

710

815

Tabelle 228. Rahmen für stehende Maschinen. Fig. 1792—1800.

280 280 460 1220 305 12201070

330 330 530 1530 380 1450 1530

380 380 635 1830 460 16701990

430 430 1 740 2140 535 1805 2440

480 l 480 815 2440 610 21402900

Diese Maschinen werden nur für besondere Fälle, z. B. Walzenzugmaschinen, ausgeführt.

CO    00    O    O    C<1    ^ lO t> Çft o

rH    rH    tH    CM    CM    (MOICMOICO

280 460

305 480

330 510

360 530

380 560

405 585 2750 675 560

3050

670

430 380

1780

445    635 30F0 740    610

3350

740

470    410

1920

480 I 685 3350 800    660

3700

800

510    445

2080

520    740 3680 865    710

3950

865

550    485

2285

560    790 3970 930    760

4270

086

590    520

Zweckmässig ordnet man bei den stehenden Maschinen mit gekröpfter Achse noch ein besonderes Schwungradlager an.

In Fig. 1801—1805 sind verschiedene Verbindungen des Dampfcylinders mit dem Ständer dargestellt.

Jjf lii

Fig. 1805 grosse Masch.

H \ Bla

200    150    280

300    250    330

400    350 380

500 ! 450    430

600    550    480

700    650 530

800 !    750 ! 580

089 I 006    006

1000    1000    690

1100    1100 i 740

mmu

Fig. 1801 kleine Masch.

Zur Abführung des Schmieröles wird ein Rohr r von 20—40 mm Durchm. angebracht und gut verdichtet.

4*4?

Stehende Maschinen meist

Wellen(s, auch Seite 100 u. f.). Die Treibstange erhält deshalb einen verhältnismässig- grossen Kopf an der Kurbelseite, ähnlich denjenigen auf Seite 132.

:Z

haben

Fig. 1806.

Rahmen für Maschine, 500 Hub. Maassstab 1 : 7.

gekröpfte

Eine für stehende Maschinen sehr oft angewandte und gut funktionierende Schmiervorrichtung ist in Fig. 1807 dargestellt. An der ganzen Länge der Treibstange ist ein Kupferrohr befestigt, welches an seinem oberen Ende mit trichterförmigem Ansatz versehen ist zur Aufnahme des Schmiermaterials, während es unten durch den Treibstangenkopf nach dem zu schmierenden Kurbelzapfen geht.

w.

Andere Ausführungen von Schmierungen der Kurbelzapfen gekröpfter Wellen siehe Seite 103.

Fig. 1807—1908.

Die Kreuzköpfe werden auch verschiedenartig ausgeführt. Die allgemeine Form hängt zunächst von der gewählten Rahmenkonstruktion ab, d. h. ob gebohrte, gehobelte oder einseitige Führung vorgesehen ist (s. Seite 540—542). In den meisten Fällen, bei einseitiger Führung fast ausschliesslich, wird die Treibstange gegabelt (s. Seite 138—139).

Grössere Ausführungen mit doppelseitiger Führung erhalten gegabelten Kreuzkopf (s. nächste Seite).

Besondere Sorgfalt muss man auch auf zweckmässige Ausführung der Kreuzkopfbolzenschmierung legen. Eine vielfach ausgeführte Anordnung ist in Fig. 1810 dargestellt. In Fig, 1809 ist auch die Schmierung der Gleitbahn gezeigt, in einen angegossenen Behälter tropft das Oel und wird durch kleine Schmieröffnungen verteilt.

¹

Stahl und Eisen, Jlirg. 1900, No. 9 bis 11.

²

Die vielfach benutzte Grösse G • D² kann als Maassstab für die Schwungwirkung nur für eine bestimmte Maschine gelten.

Tabelle 229. Kreuzkopf aus Stahlguss oder Schmiedeeisen für Vertikalmaschinen.

Fig. 1809 — 1811. Passend zum Rahmen Seite 543.

H¹

vn

!+'

r”ftea

■*j

"V-

"H*

ta

pIL__i ......

f* :    ! t ; 4h]

ft—    ~^j

p; : , y

------M

xy

tropft das Oel in. den Trichter den Kreuzkopf.

Fig. 1810.

Eine gute Kreuzkopfbolzen - Schmierung für stehende Maschinen zeigt Fäp 1810. Durch das mit dem Schmiergefäss in Verbindung stehende Kohr r T und gelangt von hier* aus in

Maschine

700    650    450

750 700 500 800    750    550

850 800 590 900 850 620 950 900 630 1000 950 660 1050 1000 680 1100 1100 710

280

290

305

315

330

340

360

380

400

530 115

165 65

540 130

580 140

605 145

630 152

660 160

690 165

715

740

172

180

180    70

190    75

205    82

215    90

230    95

240 100

255 108

265 115

O^^HCOCIIHCOOI

50

60

65

70

75

83

90

95

100

380

65

405

430

460

485

510

530

560

585

70

76

83

90

98

105

110

115

Man beachte die Bemerkung in Tab. 228, Seite 543. llaeder, Dampfmaschinen.

Fig. 1812 zeigt eine

Man findet hier alle Arten von Steuerungen angewandt, welche bei liegenden Maschinen anzutrefFen sind (s. Seite 469.) Jedoch bietet die Ventilsteuerung bei stehenden Maschinen Schwierigkeiten hinsichtlich Konstruktion und Ausführung und Zugänglichkeiten, weshalb man letztere nur bei grossen Maschinen anordnet.

Das Schiebergestänge ist im grossen Ganzen dasselbe wie bei liegenden Maschinen, nur der Angriff des .Regulators auf die Expansionsschieberstange zeigt Abweichungen (s. auch Tafeln).

Expansionsstellvorrichtung für stehende Maschinen*)

nach Otto H. Mueller-Käjlinger, ausgeführt von Stefan Rock in Budapest, mit Vorrichtung zum Einstellen verschiedener Tourenzahlen durch Einschaltung eines Flüssigkeitsdruckes.

E'\ Xi

■V

m)

FT

If

FT

■4-

. j-

'17.

Die Pressung wird durch eine kleine, von der Regulatorspindel vermittelst Excenter oder Daumen angetriebene Pumpe, die, aus einem kleinen Behälter saugend, stets Oel in den Druckraum unter den Tauchkolben befördert, erzielt. Das Oel fliesst zur Pumpe zurück durch ein federbelastetes Ventil, dessen Feder von Hand während des Ganges ein-und feststellbar ist. Hierdurch wird die Spannung im Druckraum geregelt u. sonach auch der Druck auf die Regulatorbirne. Mit Hülfe dieser Vorrichtung sollen die Umdrehungen von 80—160 pro Minute mit Leichtigkeit zu verstellen sein.

Fig.-h812. G Grundschieberstange,

E Expansionsschieberstange, Z Zahnrad, W Winkelhebel, P Oelbremse.

*) Z. d. y. d. Ing. 1S97, Tafel 1.

Das Prinzip der Stellvorrichtung ist aus der Zeichnung ersichtlich und dürfte ohne weiteres verständlich sein. Die Expansionsschieberstange trägt ein Zahnrad, dessen Zähne parallel mit der Stange laufen und als Eingriff für eine vom Regulator bethätigte Zahnstange dienen.

Ausführung einer stehenden Maschine mit Eider - Flachschieber vom Regulator beeinflusst. Der Regulatorantrieb ist in der Zeichnung nicht angegeben.

Fig. 1813-1814. Stehende Maschine gewöhnlicher Konstruktion mit Kugelgelenken an den Excenterstangen.

ài

4>-

-O-

EZE3

4-

El

?6

-*)60

©fff frSi

Ip3

É#

MP

-rs's

ii

jrf'itti

2?° r*t—îi—j⁻

&JT

h. ilt

i.

'___I

ffSb. y.~

-----TT

■ *? !!

-h

'>00

ÉI-j- -

-t

Tabelle 230. Stehende Eincylindermaschinen.

Hub. . H= 110 140 170 200 230 260 290 320 380 440 500

mm

Cyl.-Dnrchm. d Touren

Leistungi normal =

PS. indizj gesteig= G-ew. Schwungr. = „ Masch.u.,, =

Pr.m.Flachsch. =

275 300 200 190 42    52

41    52    65

400

400 750    1000    1230    1550    1900    230 )    3000 4500 6000

450 800 1050 1300\l650 1900 2300 2900 4300 5700

S H

(Md"³

155

105

450 mm

145 prolin.

140 PS.

130

175

1600

2301 kg.

7800

».

7400 Mk.

2. Stehende Kompoundmaschine.

Bei Ermittelung der Leistung und Bestimmung der Hauptdimensionen verfährt man in derselben Weise wie auf Seite f. für liegende Maschinen angegeben. Das Verhältnis

Kolbenhub) wähle man

475 u.

d:H (Hochdruck - Cylinderdurchm. zum jedoch 1:1 bis 1,25 (s. auch Tabelle 231). Die Kolbenge-schwindigkeit etwa wie für liegende Maschinen gleicher Leistung (Tab. 19, Seite 33), dadurch wird die Zahl der Umdrehungen infolge des kleineren Hubes etwas grösser.

Betr. Dampfverbrauch Si beachte man Seite 477.

Die einzelnen Details sind dieselben wie für stehende Ein

beachte deshalb Seite 540 u. f.

Die doppelt gekröpfte Kurbelwelle hat gewöhnlich um 90° ver-Die Berechnung derselben erfolgt wie nach-

cylindermaschinen, man

setzte Kurbeln, stehend angegeben:

Auch hier sind wie auf Seite 100 zuerst die Auflagedrücke zu bestimmen; der einfachen Rechnung wegen nimmt man meistens die Kolbendrücke gleich gross an.

[T-T

Kig. 1815.

dÂÏffet

A~>

-L

14ÜFP \Ą

P Ir

p_4_r

Fig. 1816.

Es ist

nach Fig. 1815 A± —

P• ö -j-P(ci -f- b)-\-G-l

.    . (372)

= P + G

P- a+P(a + b) + G (L+J)

P+G + Gj (373)

Die Bestimmung der drehenden und biegenden Momente für Schenkel S, Zapfen Z₂ und Lager bei A₂ geschieht in ähnlicher Weise wie auf Seite 100 u. f. entwickelt.

Für die doppelt gekröpften Wellen ist bei der Berechnung stets der graphostatischen Methode der Vorzug zu geben, da mit dieser die auftretenden Drücke und Beanspruchungen besser ermitteln kann (s. „Haeder, Konstruieren und Rechnen“, II. Aufl.).

Einen allgemeinen Typ einer stehenden Kompoundmaschine zeigt Fig. 1817. Bemerkenswert erscheint bei dieser Maschine die Uebertragung der Achsenregulatorbewegung auf

man

„    1816 A₂

die Expansionsschieberstange. Ferner sei auf die Lagerung der Kurbelwelle aufmerksam gemacht, die gewählte Anordnung der Niederdrucksteuerung bedingt 4 Kurbelwellenlager.

-KE

um

Ils®

ÏEE

Lfm

•L

i-

.O

tei

■éfs ü

jjj 1    Lg.-¹

]j±.

r;

fL-Aï¹

Fig. 1817. Stehende Kompoundmaschine von iOU ra. j

Tabelle 231. Stehende Kompoundmaschinen.

Hub .    . H = l 260 j 290 [ 320 l 380 [ 440 | 500    550 [ 600 j 650 | 700 mm

Hochdr. . d =

250

275

300

Niederdr. . D —

375

410

450

Touren

210

200

190

Leistung fnormal= 43    55

indiz.PS. ^gesteig.= 56    72

Gew. d. Schwungr.

» „Masch.m.Schw. 7000 8600 Pr. m. Flach-Schbr. 7500 9000

460

590

70

90

700

10000

10500

130

850

12800

12800

400    450    500    550    600    650 mm

600    675    750    825    900    975    „

155    145    136    128    120    llöp.Min.

IBS    185    240    295    360    430 PS.

180    240    310    380    470    560

1280    1850    2530    3000    0900    4450 kg.

15800    18500    22000    26000    36000    46000 „

1530018000 21300 25000

Mlc.

13800

„ ,, Kolben- „    8000 980011500

16500 19300 22600 26500 36000 46000    „

Die Ermittelung der Leistung und Hauptdimensionen erfolgt in der auf Seite 497 für liegende Maschinen angegebenen Weise. Das Verhältnis vom Mitteldruckcylinder zum Hub wählt man jedoch dm : H — 0,9 bis 1 (s. auch Tab. 232). Die Kolbengeschwindigkeit setzt man annähernd gleich derjenigen liegender Maschinen gleicher Leistung (s. Tab. 26, Seite 38).

Betr. DampDerbrauch beachte man Seite 499.

Die Ausführung der einzelnen Teile ist dieselbe wie für Ein-cylindermaschinen, man beachte deshalb Seite 540 u. f.

Einen allgemeinen Typ einer stehenden 3 fach-Expansions-maschine zeigt Fig. 1818.

fl

IB £

■£ y

l-if-

;r

JL

-F^

ï±3

(|

uJ

14-1

il!

U-,

IP

Tjh4

Ijj

Zj

ra

!]1

r-----

WZĘmmmę

m-

ilôt

i P

WMĄ

ifig. 1818. Stehende Dreifach-Expansionsmaschine von 1000 bis 1200 PS.²)

Die Maschine hat an allen Cylindern Hahnsteuerung, und ist gekuppelt mit 2 Dynamomaschinen.

Man hat schon bei der Konstruktion darauf Rücksicht zu nehmen, dass die Cylinder sich unabhängig von einander ausdehnen können. Nichtbeachtung dieser Vorschrift rächt sich fast immer, vergi. „Haeder, Kranke Dampfmaschine“, II. Aufl., Seite 377 u. f.

Tabelle 232. Mittelwerte.

Dreifach-Expansionsmaschine, vertikale Anordnung, 3 kurblig.

Hub

Hochdruckcylinder

Mittel druckcylinder äm =    425    670    680

Niederdruckcylinder D =

n =

[ normal Nj =

’ gesteigert,, =

Touren

125 255    400 585 770 960 PS.

Leistung für p = 101

140    290    450    670    880 1100 „

20500 27500 37000

ln nachstehender Tabelle 233 sind eine Anzahl ausgeführter Maschinen wiedergegeben. Die Angaben über Dampfverbrauch u. s. w. sind von den betr. Maschinenfabrikanten gemacht.

Tabelle 233. AusgefUhrte Dreifach-Expansionsmaschinen.

J j?l s

'XJ S» I

blfctj hj

Dampf pro Ni

Kes

sel

Erbauer

Empfänger

gar. er tu.

qm

250 385

2,3

600

5,7

300

180

0,5

1,8

11

120    7,3

(*45)

6,8

80

G. Kuhn

Siemens & Halske für Oentr. Taunus

310 480

750

2,4

5,9

400

205

0,53

2,7

10,5

220

(180)

6,8

dito

Marggraf & Engel Wolfswinkel

350 575

850

2,6

5,9

700

120

0,82

2,8

11

375

(240)

5,9

Masch.-A.-G.

Görlitz

Siemens & Halske Charlottenburg

420 640

2,2

1000

5,9

500

120

11

0,6

400

(200)

6,5

6,3

G. Kuhn

Schuckert&Oo. für Centrale Aachen

425 680 1060

2,5

550 1110

11

0,52

475

(273)

6,2

dito

Eigener

Werkbetrieb

430 650

1    2,29

960

600

130

13

0,02

2,6

475

(254)

5,7

Pokorny & Wittekind

Bonner Bergwerks- und Hüttenverein

600 960 1350

1    2,7    5,3

700

0,52

60

1,4

11,5

480

(245)

5,9

G. Luther

Wittener

Walzenmühle

420 650

2,5

1050 500

6,4

150

12

0,48

2,5

500

(235)

6,1

Theod. Wiedes Maschinenf.

Gebr.

Stollwerck,

Köln

425 695

1 2,66

1060 550

6,2

120

11

0,52

520

(272)

6,0

Masch.-A.-G.

Nürnberg

Schuokert&Oo.

Nürnberg

500 770 1200 600

115 13

2,4

5,9

0,5

2,3 |

700

(275)

5,7

250

G. Kuhn

Portland-

cement

Heidelberg

500 800

2,6

1250

6,2

600

120

0,48

2,4

13

800

(z7ö)

5,7

375

dito

dito

550

890

2,3

1400

6,9

900

85

0,04

2,5

11

825

(202)

5,75

648

Sächsische

Maschinenf.

A.-G.

Wandsbeck

560

865

2,4

1350

5,8

700

125

13

1150

0,52

2,9

(282)

5,6

G. Kuhn

Siemens & Halske

Untere Grundblichsen

TTi

Fig. 1820,

stehenden Maschinen müssen so geformt sein, dass das Kondenswasser nicht über denselben steht.

Schieberstangenstopfbüchse also mit

vorstehender Nabe nach Fig. 1820.

Fig. 1821.

an

Bei der Cylinderstopfbüchse ist der

Boden und der Kolbenkörper nach der Mitte zu ansteigend zu konstruieren, also nicht nach Fig. 1821, sondern nach Fig. 1822.

JLf 11U

r 11

I!

ÜJ

Fig. 1822.

M. Wanddampfmaschinen.

Fig. 1823.

Ausführung nur für kleinere Maschinen mit gekröpfter

Die Wanddampfmaschinen werden hauptsächlich dort angewendet, wo es an Platz mangelt und die Verbindung der Kurbelwelle mit der Transmission keine Schwierigkeiten bereitet.

Welle als Eincylinder-, Zwillings- oder Kompoundmaschine.

Betr. Leistung, Hauptdimensionen und Dampfverbrauch beachte man die Angaben unter horizontale Maschinen desselben Systems.

Die Details sind dieselben wie für liegende Maschinen, der Antrieb des Regulators erfolgt in ähnlicher Weise wie bei stehenden Maschinen,

Bei der Fundamentierung der Wandmaschinen gehe man sorgfältig zu Werke und verstärke entsprechend an der zur Aufnahme der Wandmaschinen bestimmten Stelle.

Betr. der Fundamentanker sei folgendes bemerkt:

Bei

Man nehme mindestens dieselbe Zahl und Grösse der Anker wie für eine liegende Dampfmaschine gleicher Grösse.

liegenden Maschinen ist es doch nur die durch den Anker zu g und Eigengewicht der Maschine hervorgerufene Reibung (auf dem Fundament), die die Maschine verhindert, durch den Einfluss der hin- und hergeschleuderten Massen hin- und herzuzappeln. Auch die Schwerpunktsverschiebung wird bei einer an Ketten aufgehängten Maschine, wie das „von Reiche“ in seiner Transmissionsdampfmaschine schildert, ja auch ein Hin-und Herschwingen veranlassen. Die Reibung wird "j ' noch erhöht, dass der Lagerbalken vor dem Auf-hängen ausgemauert und dann gut mit Cement (1:1) || j vergossen wird.

=£

Bei dem vorliegenden Fall der stehenden Wand- I dampfmaschine wird man zweckmässig die Anker jooi-lsg * ||| entlasten, indem am Balken stark in das Mauerwerk eingreifende Leisten angegossen werden. Fig. 1824.

Die Wanddampfmaschinen vom Pumpwerk Beuel (Zeitschr. d. Ver. d. Ing. 1901, Seite43, Flg.37) 280-445 Cylinderdurchmesser 500 Hub, /J = 60, sind auf diese Weise verankert. Die Mauerstärke ist hier mit 1,5 Mtr. angenommen. (8 Stück Anker.) (Hier war es ein 8-eckiger Turm von 7,5 Mtr. im Lichten. Die V2 starke Mauer war durch Aufmauern eines 1 Mtr. starken Pfeilers auf das obige Maass verstärkt. Sparsamkeit wäre hierbei jedenfalls übel angebracht.)

N. Schnellläufer.

deren

Tourenzahlen nach Hunderten zählen und die unter dem Namen

Schnellläufer bekannt sind.

Für gewisse Betriebe (elektrisches Licht, Ventilatoren etc.) ist es oft erwünscht, die Maschine mit dem Motor direkt verbinden, und haben aus diesem Bedürfnisse eine Reihe von Dampfmaschinenkonstruktionen sich entwickelt,

Da die Massendriicke *) mit dem Quadrate der Umdrehungszahlen und der ersten Potenz des Hubes wachsen, so ist es klar, dass die Schwierigkeiten bei gleicher Koibengeschwindig-keit um so grösser sind, je höher die Umdrehungszahl wird, und dass das A u s b a lan c i e r en der hin- und hergehenden Teile um so sorgfältiger vorgenommen werden muss, je grösser die Tourenzahl ist. Ferner ist bei allen Schnellläufern darauf zu sehen, dass die Dampfspannung zur Beschleunigung der Massen ausreicht.**)

*) Abschnitt XII, Massenwirkung u. Seite 555.

**) Tab. 194, Seite 453 u. Seite 557.

Kreuzkopf,

Die hin- und hergehenden Teile, Kolben Treibstange sind möglichst leicht und aus bestem Material anzufertigen, s. u. Walzenzugmaschinen.

Den Schmiervorrichtungen und der ausreichenden Schmierung eines jeden bewegten Teiles ist die grösste Aufmerksamkeit zuzuwenden und auf die Sicherung der Schrauben zu sehen.

Grosse Auflageflächen, lange Lagerschalen sowie Gelenke und deren sorgfältigste Bearbeitung ist ein Haupterfordernis.

Zur Regulierung der Steuerung benutzt man häufig Achsenregulatoren. Letztere haben jedoch wenig Energie und sind nur für leichtgehende Steuerorgane: Hähne, Kolbenschieber; gut entlastete F lach s chi e b er, Ventile, brauchbar. Sehr oft wird der Achsenregulator wegen seiner ma ngelhaften Wirkung entfernt und durch einen Drosselregulierapparat ersetzt.

Die Schmierung der Maschinenteile der ein fach wirkenden Maschinen erfolgt meist im Wasser- und Oelbade, besonders bei der Wes ti ng h o use - M aschin e und deren Abarten. Diese Schmierung hat aber den grossen Nachteil, dass sie die Cylinder abkühlt und so zu Dampfverlusten Anlass giebt. Bei den doppeltwirkenden Maschinen werden die einzelnen Teile durch sichtbar schmierende Schmierapparate geölt.

Trotz aller Anstrengung konnten die Schnellläufer den Grossmaschinen mit hoher Kolbengeschwindigkeit das Feld im Fabrikbetriebe bisher nicht streitig machen ; sie sind und bleiben ein Notbehelf, die jedoch unter bestimmten Umständen ihre Berechtigung haben. Auf den Dampfverbrauch hat hohe Kolbengeschwindigkeit wenig Einfluss.

Ist die Massenwirkung grösser als der Kompressionsenddruck,*) so kann man auch künstliche Kompression anwenden, indem wir kurz nach Beginn der Kompression Frischdampf hinter den Kolben lassen und so die Kompressionskurve bis zum Anfangsdruck steigern. Man beachte Band „Steuerungen“. Auch mit dem Weiss’schen Schieber (Band „Steuerungen“) ist künstliche Erhöhung der Komjjressionskurve zu erzielen.

Durch genügend grosses Voreilen erreichen wir dasselbe, aber in unvollkommener Weise, denn bei künstlicher Kompression wird der in Betracht kommende Stosswinkel kleiner, s. „Haeder, Indikator“, III.Aufl.

onddruck zu --—^

Massen 8 Atm. abs. Enddruck nötig haben.

. 0,3 = 1,05, während wir zum Beschleunigen der

*) Legen wir z. B. eine Kondensationsmaschine von 700 mm Durchmesser, 1200 mm Hub und 8 Atm. abs. zu Grunde, so ist nach Tab. 196, Seite 464, die zulässige Tourenzahl = 160. Bei Annahme von 25% Kompression, 10% schädlichen Raum, p₀ = 0,3, ergiebt sich der Kompressions-0,25 -f 0,1

Massenwirkung und Druckwechsel im Gestänge bei schnelllaufenden

Maschinen.

Nach den Angaben Seite 447 u. f. kann man die Grösse der Massendrücke ermitteln und das Massendruckdiagramm aufzeichnen. Dort ist die Berechnung aber schon hei der Entwicklung der betreffenden Gleichung (nach Radinger) auf den qcm Kolbenfläche bezogen. Der Anfänger verliert jedoch bei dieser Methode zu leicht die Grössenbegriffe für die in Betracht kommenden wirklichen Gewichte; wir wollen deshalb in Nachstehendem die Hauptgesichtspunkte nochmals zusammenfassen. Es bedeute (abweichend von Seite 447) :

Q den Querschnitt des Dampfcylinders in qcm, (bei Tandemmaschinen, 1 kurhlig nach Tab. 241, beziehen wir die Berechnung auf den Niederdruckcylinder),

G das Gewicht der hin- und hergehenden Massen (Kolben, Kolbenstange, Kreuzkopf, Treibstange) in kg, d, D Durchmesser der Dampfcylinder,

r den Kurbelradius (halber Kolbenhub) in Mtr.,

11 Tourenzahl pro Minute,

W die Endspannung in Atm. abs. *) Für den Entwurf setzt man w₀ — wu, = wv — Wh. = w und wählt w nach „Dampfmaschinen“ Seite 14 u. 31. Für Hochdruckseite der Kompoundmaschine kommt die Endspannung des Hochdruckdiagramms in Betracht. Wir setzen beim Entwurf der Einfachheit wegen Endspannung = Aufnehmerdruck. p die Eintrittsspannung in Atm. ahs. Für die Niederdruckseiten die Aufnehmerspannung,

pr die Aufnehmerspannung bei Zweifach-Expansionsmaschinen. K die vorhandene Kraft zum Beschleunigen der Massen,

P den Druck, welcher nötig ist, um dem Kolben die (durch Tourenzahl und Kolbenhub genau bestimmte) Beschleunigung zu erteilen, in kg,

Ist die BedingungIÎ > _P nicht erfüllt, so muss das Schwungrad die Massen über den toten Punkt wegziehen und der Druck Wechsel im Gestänge findet erst nach der Totpunktlage der Kurbel statt.

Beim Aufzeichnen der Massendruck d i a g ramme (S. 447

p

u. f.) setzt man dann pro qcm Kolbenfiäche — und ~

— in Atm.

*) Bei genügend grossem Voraustritt darf man fiir w den Gegendruck p₀ einsetzen.

Gewichte der hin- und hergehenden Teile. Meine Werkstattzeichnungen ergeben;

I. Stehende Maschinen.

Tab. 234. Hochdruckseite. (d — 0,8 bis 1 x Hub.) gültig auch für Eincylindermaschinen.

Gewicht Cr = 0,12-Q.

o 8 *

rf iO T-H

120    140    170    285    305    390    480    575    685    805    kg

II. Liegende Maschinen.

Tab. 236. Hochdruckseite. (</ = 1,7 bis 2 x Hub) gültig auch für Eincylindermaschinen.

08®

(MM®

250    300    350    400    450    500    550    700 mm

400    500    600    700    800    900    1000    1200 „

100    160    230    320    420    560    700    1320 kg

| = 0,20 0,21    0,23    0,24 0,26 0,27    0,29    0,30    0,35

Tab. 237. Niederdruckseite. (0 — 0,8 bis 1 x Hub.)

Hub

620

Ol o

lOoO mm

1200

00 *

= 0,12 0,13 014

015

0,16 0,17    0,18

0,20

Tab. 238. Tandem-Maschine.

Für D — 0,8 bis 1 X Hub ergeben ausgeführte Maschinen im Durchschnitt:

Gewicht 6r = 0,35-Q also:

500    600    700    800    1000    1200 mm

600

700

800

900

1000

1200

670    970    1320    1720    2690    3890 kg

Beschleunigungsdruck P, Kolbendruck K.

Für übliche Treibstangenlängen (L ^ 5 r) :

Tab. 239. Stehende Maschinen.

oben

unten

Ph-

si

Notwend. Beschleunigung

îi² • r

75

Nötiger Beschleun.-Druck

Zur Verfügung stehende Kraft.......

(p — ^j^Sek/Mtr.⁹

_ G ,

P — rp-— kg

Druck im Kurbelzapfen .

K=(p—Wu)Q-\-G

K—P

K — (P~ wo) Q—Gkg

K — P

Soll also der Dampfdruck genügen, um die Massen in Bewegung zu setzen, so muss sein:

I K =& I

Tab. 240. LiegendelMaschinen.

K >i P

C,h

^hinten

vorn

iwd

- Çv

r;wh

Notwend. Beschleunigung

n² ■ r

Nötiger Beschleun.-Druck

Zur Verfügung stehende Kraft.......

cp ^^Sek/Mtr.2

- kg

⁹~,

Druck im Kurhelzapfen .

K = (p- wv ) Q K—P

K = (p—wh) 0

K—P

Soll also der Dampfdruck genügen, um die Massen in Bewegung zu setzen, so muss sein :

K^P

K^P

Tab. 241. Tandem-Maschinen (liegend einkurblig).

Für cp und P gelten hier wie unter

dieselben Regeln Tab. 240 für liegende Maschinen. Die zur Verfügung-stehende Kraft ist :

eshH*

An

K=(pr-w)-Q'+ (p-pr)-Q-y

Niederdruck

Hochdruck

Kolbenhub 1100 mm; n = 100 Umdrehungen; p = 8 Atm. abs. 100²- 0,55

Nach Tab. 240 wird (p

?5    = 73 Sek/Mtr.²

I. Emcylinder.

Nach Tab. 236 wird

„ 240

Seite 14 „ Tab. 240

>)

Cyl.-Durchm. 600 mm; Q = 2770 qcm.

G ~ 0,32 • Q = 0,32 • 2770 = 885 kg.

6590 kg.

/³ = 73 • -

885

9,81

w — 0,95 Atm. abs., demnach:

K = (8 —0,95)-2770 --= 19500 kg.

mm.

2. Kompound. (2kurblig), Cyl.-Durchm. 600/930 Nach Seite 35 ist: w — 0,8 Atm. abs.; pr — 1,8 Atm. abs.

Nach Tab. 236 u. 237 G

„    240 wird P

Hochdruck 0 = 2770 qcm Niederdr. 0 = 6660 qcm 0,19-6660 = 1260 kg 1260

0,32-2770 = 885 kg

„ 240 „ K

885

9400 kg

(8 —1,8)-2770= 17200kg (1,8-0,8)-6660 = 6660kg

73-

9,81

6590 kg

73-

9,81

mm.

3. Tandem. (Ikurblig), Cyl.-Durchm. 600/930

Q = 6660 qcm; G ^ 0,35 • Q — 0,35 • 6660 ro 2330 kg.

(p. w und pr wie im vorigen Beispiel.

Nach Tab. 240 wird: P — 73-

17250 kg.

2330

9,81

Aus den Cylinderquerschnitten für 600 und 930 mm Durchm. er-giebt sich K:/= 2,4.

Nach Tab. 241 ist jf= (1,8-0,8)-6660 -f (8 — 1,8)-6660- g4

¹

gebaut von L. Bodenbender & Co., Bernburg. Z. d. V. d. Ing. 1898, Taf. VII.

²

Ausgetührt von der Maschinenfabrik Augsburg. Z. d. V. d. Ing., 1898, Tat. VIII.

23 860 kg.

Wir haben also für Hub = 1100 mm, p = 8 Atm abs., 11 — 100:

Eincylinder

| Kompound (2 kurblig) Tandem {Hochdruck Niederdr. (Ikurblig)

a =

P = K =

Ueberschuss fv — P =

885

885

1260

6590    6590    9400

19500    17200    6660

+ 12910    + i0610 — 2740¹)

2330 Tcq

17250 kg 23860 kg

+ 6610 kg

In Nachstehendem folgen einige Systeme von Schnellläufern.

Tosi-Maschine.

Eine äusserst einfache, in Italien bergestellte, stehende Tandemmaschine hatte ich Gelegenheit in Berlin zu besichtigen.

■4 I

f.

ipi l

m

•Ł

\\

i[

.A

4-

■5

iTHl

Fig. 1825-1826.

iil (o

-1 —

»}

T/

if

Lf

mats

ii

Fig.' 1827—1829. Schieberstangengelenk.

Fig. 1830-1832. Kreuzkopf.

5 Schraube zum Feststellen des angeschraubten Kreuzkopfes, T Treibstange, B Bürsten zur Oelung der Gleitflächen.

Fig. 1825 zeigt die Disposition, Fig. 1830 Kreuzkopf mit Treibstangenangriff und Fig. 1827 den Antrieb des für beide Cylinder gemeinschaftlichen Grundschiebers. Die Schieberstange hat keine

Die Maschine hat 400 X 600 Cylinderdurchmesser 425 mm Hub, 245 Umdrehungen und bei 8 Atm. Dampfdruck eine Normalleistung von 200 eifekt. PS.

besondere äussere Führung wie F/q. 1827 zeigt. (Ich habe die Skizzen nur aus dem Gedächtnis gemacht, da mir Zeichnungen nicht zur Verfügung stehen.)

Die Maschine besitzt nur einen einzig en Kun d s ch ie b er und Achsenregulator, welcher den Schieber, dem jeweiligen Kraftbedarf entsprechend, durch Verdrehung des Excenters einstellt.

Die Maschine kostet betriebsfähig aufgestellt ca. 10 500 Mk. Diesen ausserordentlich billigen Preis könnte man sich erklären durch die sehr einfache Ausführung und die vom Staate Italien bewilligte Ausfuhrprämie, welche, wie man vermutet, die ganzen Frachtkosten von Mailand bis Berlin decken. Auch dürfte der Fabrikant in Italien billigere Arbeitslöhne und keine Zeit- und Geldverluste durch das Alters- und Unfallversicherungsgesetz u. s- w. haben.

Die Willans - Maschine. *)

‘-łs

Ie

ii

[7

iZ

D'

wp

jjg

Jl,

P*LV

Ui

0_

jp

eLi i

te

e€jj

"Tl

iék^

i-

(6^

^^Bplpsïôt

j BL=.*: ¥ 5 ~    F- -«X r- -- - = ---- - -r- -

Fig. 1833—1837. Schnellläufer, System „Willans“.

Wie die Abbildung (F/jg. 1833) einer aus zwei Verbundmaschinen zusammengesetzten Dampfmaschine erkennen lässt, sind die Treibkolben Fund P₁ durch je zwei kurze Treibstangen mit-

*) Zeitschr. d. Ver. deutsch. Ing., 1892, S. 981

Die Wirkungsweise der Willans-Maschine ist folgende: Der Dampf tritt bei c ein und wird, der jeweiligen Kraftentnahme entsprechend, durch ein von einem Centrifugalregulator be-thätigtes Drosselventil gedrosselt. Nimmt man an, dass der kleinere Kolben sich seiner oberen Stellung nähert, so tritt Dampf durch die Löcher 7 in das Rohr R und entweicht aus diesem in den Cylinder C, sobald der Steuerkolben V± die OefFnungen 6 nicht mehr verdeckt. Der Dampf vollführt nun seine Hochdruckarbeit, die Expansion des Dampfes beginnt, nachdem der Steuerkolben F4 die OefFnungen 6 bezw. der obere Steuerkolben die Löcher 7 verschliesst. Man kann also die Expansion durch die Lage der Oeffnungen oder aber durch die Höhenlage der Stopfbüchse Gi verändern. Beim RUckwärtsgang tritt nun der Dampf durch die wieder freigewordenen Oeffnungen 6 und 5 in den Behälter R1 und von diesem durch die Oeffnungen 4 und 3 in den Cylinder C1: hier seine Niederdruckarbeil verrichtend. Darnach strömt der Dampf durch die Oeffnungen 3 und 2 in den Behälter E und aus diesem ins Freie oder in den Kondensator. Man könnte natürlich axich den Dampf nochmal arbeiten lassen und auf diese Weise eine Maschine mit dreifacher Expansion erhalten.

in

an

Den schädlichen Einfluss der hin- und hergehenden Massen aufzuheben, ordnete der Erfinder einen Cylinder U welchem durch den Kolben G beim Aufwärtsgange Luft komprimiert wird. Durch den Stutzen M steht der Cylinder U mit der Aussenluft in Verbindung. Es ist dadurch eine gleich-massige Wirkung der Kompression, ob die Maschine mit oder ohne Kondensation arbeitet, erzielt.

Grafton-Maschine. *)

Der Maschinenrahmen besteht in seiner Hauptsache aus zwei Gussstücken A und B, die an ihren Teil fugen mit Ansätzen für die Lagerschalen zur Kurbelwelle C versehen und durch Bolzen miteinander verschraubt sind. In den oberen Teil sind die den Cylinder bildenden Stücke G und F von oben und unten mit einem kleinen Trennungsspalt S eingesetzt. Letzterer entspricht den Dampfkanälen gebräuchlicher Dampfmaschinen und ist infolge seiner Länge nur sehr schmal gehalten, auf diese Weise einen schnellen Abschluss ermöglichend.

36

Die beiden Kolben P und V bewegen sich grösstenteils in entgegengesetzter Richtung. Der untere Kolben P ist durch die *) Zeitschr. d. Ver. deutsch. Ing., 1894, S. 914.

Haeder, Dampfmaschinen.

VL.

Zï

-M

#r

VE

'S

Kessel= Spannung

VIV

Auspuff

E.

q°

w~

FR:

p\

mi

i II \jq

iil_U

&L

•vf J

r"

iiflp

■A

Mm

fflgra

t vl "    — ■ -—m , .

OEM ir -i-

la *

/_#j

\j>

r\ i

i?

11

S3£§j

Fig. 1838—1889. Grafton-Maschine.

TT"

Fig. 1840. Bchieberdiagramm.

O 0,Z OA 0,6 0,8 to Fig. 1841. Dampfdiagramm.

kröpfungen sind um 135° versetzt, so dass der Schieber noch nicht seine äusserste Stellung erreicht hat, wenn die Kolben ihren grössten bezw. kleinsten Abstand haben. Es ergiebt sich dadurch eine principiell richtige Schiebersteuerung.

Versuche an einer Maschine von 350 Durchmesser, 159 Hub, ergaben bei 603 Umdrehungen pro Minute eine Leistung von

36,2 Ni und 12,8 kg Dampfverbrauch pro Ni und Stunde.

Raworth-Maschine.

The Brush Elec-trical Engineering Company, Limited, London.

Bei dieser Konstruktion sind die Schieber (sog. Cor-liss-Hähne) so angeordnet, dass der schädliche Raum sehr klein ausfällt, für schnellgehende Maschinen bekanntlich

Wichtigkeit ist. Die beiden Kolben sind einfachwirkend. Der Frischdampf tritt von unten in den Hochdruckcylinder. Wenn die höchste Stellung erreicht ist, tritt durch die untere Löcherreihe etwas Dampf in den Beceiverüber. Beim Niedergang tritt nun der Dampf in den grossen Cylinder, auf dessen oberer Seite wirkend. Ist die unterste Stellung erreicht, dann kann durch die freigewordenen Löcher das Kondensationswasser abfliessen, ein Zweck, der durch diekonischeKolben-form wesentlich gefördert wird. Die Regulierung erfolgt durch einen Achsenregulator, der dem jeweiligen Kraftbedarf entsprechend dieFüllungvon Obis 62 °/₀ einstellt. Die Maschinen dienen vorzugsweise zum direktenAntriebvon Dynamomaschinen.

(Pr.

Hi

was

von grosser

0 0 0 ffl o o

ff¹

r'rxPt

i!

Fig. 1842. Baworth-Maschine.

36*

Westinghouse-Maschine.

Garrett, Smith & Co., Magdeburg-Buckau.

Die Maschine besteht aus zwei einfach wirkenden gleich grossen Cylindern, zwischen denen der Steuerkolben angeordnet ist. Die Kurbeln sind um 18.0⁰ versetzt. Zur Regulierung dient

wz.

Ipp

mm

ÊmlÊm

i ! Ilm wUm

mm J ■

ii

mm

IfÄ

'yi

iy

■M

im

Fig. 1843. Westinghouse-Maschine.

ein Kolbenschieber /, welcher abwechselnd den vom Einlassventil kommenden Dampf durch die Aussparungen p bezw. p‘ den Cylindern zuführt. Der Abdampf entweicht durch den Stutzen N ins Freie. Die Schieberführung J ist durch Ringe abgedichtet und., nimmt in sich das Gelenk für die Excenterstange r auf. Die Regulierung erfolgt durch Achsenregulatoren, variable Füllung von 0—90°/o.

Dreicylinder-Dampfmaschine.

Fe od. Siegel, Schönebeck a./E.

Die Maschine besteht aus drei einfach wirkenden Dampf-cylindern, deren Kurbeln um 120° versetzt sind. Die Steuerung erfolgt durch einen rotierenden Schieber bezw. Hahn, durch welchen den einzelnen Cylindern nacheinander Dampf zugeführt

m,

Fig. 1844—1845. Schnellläufer, System „Siegel“.

wird. Der verbrauchte Dampf strömt ebenfalls durch diesen Steuerhahn ins Freie. Wie die Abbildung (Hg. 1844) zeigt, dienen die langen Kolben gleichzeitig als Kreuzköpfe. Kreuzkopfbolzen erhalten ihre Schmierung von oben. Kurbelwelle läuft in einem Oelbad und wird ihr dadurch nügend Schmieröl zugeführt. Die bewegten Teile der Maschine sind eingekapselt, die Treibstangenlager nach Entfernung einiger Verschlussdeckel zugänglich. Die Maschinen, welche je nach Grösse 500—165 Umdrehungen machen, eignen sich zum direkten Antrieb von schnelllaufenden Arbeitsmaschinen.

Die

Die

ge-

0. Dampfhämmer.

Man unterscheidet: einfach wirkende (ohne Oberdampf), doppelt wirkende (mit Oberdampf) und Hämmer mit expandierendem Unter- und Oberdampf.

Im allgemeinen werden Hämmer ohne Oberdampf bei grossen Fallgewichten über 1000 kg angewendet, während kleinere, sogenannte Dampfschnellhämmer jetzt fast stets mit Unter- und Oberdampf gebaut werden.

Die Konstruktion des Dampfcylinders unterscheidet sich wesentlich von der der gewöhnlichen Betriebsmaschinen. Sie sind so vielseitig, dass an dieser Stelle nur einige Ausführungen angedeutet Averden können.

<\ —

rt

LC

isssmsm

•!

- Wm

Sjp

'/, v. v, Z/7//V'///////s///////'. '//////// '' -,

Fig. 1846-1847.

Fig. 1848—1849.

Fig. 1846—1847 mit fester Schlitz-Chabotte wird für Dampfhämmer bis etwa 500 kg Bärgewicht empfohlen, während Fig. 1848 bis 1849 mit loser Schlitz-Chabotte sich für Ausführungen bis zu 1000 kg Bärgewicht eignet, namentlich auch für forcierte Beckarbeiten in hartem Werkzeugstahl, da sich die Erschütterungen hierbei in weniger schädlicher Weise auf den Dampf-cylinder und die Steuerungsteile übertragen.

Bei der Anlage von Dampfhämmern wird von der Aufsichtsbehörde jetzt für das Gewicht der Chabotte meist das zwanzigfache Gewicht des Eallgewicbtes vorgeschrieben.

Die Schieberbewegung erfolgt in beiden Fällen durch eine vom Hammerbär mittelst Gleitstange bethätigte Schwinge.

Für die Ausführung von Gesenkarbeiten in Massenfabrikation baut vorgenannte Firma den in Fig. 1850—1851 dargestellten Universal-Dampfhammer (System Joh. Albert Henckels, Solingen). Bis zu einem Bärgewicht von 300 kg werden diese Hämmer von einem Mann durch Fusstritt bedient.

Bei grösseren Bärgewichten bis zu 5000 kg wird dieser Dampfhammer mit Expansionssteuerung ausgerüstet, bei welcher an die Stelle des einfachen Schiebers, ein durch 2 Kanäle durchbrochener Verteilungsschieber tritt, welcher ebenfalls an die plungerartig ausgebildete Schieberstange angeschlossen ist.

Auf dem Rücken dieses Schiebers sind zwei Expansionsschieber angeordnet, welche jedoch an der Bewegung der Steuerungsorgane nicht teilnehmen, sondern Stillstehen.

Ihre gegenseitige Entfernung kann aber durch eine, durch diese Schieber gehende Stahlspindel mit Rechts- und Linksgewinde verändert werden, sodass man sowohl bei Ober- oder Unterdampf von 0 bis 1 expandieren kann.

Die Expansionsschieber können vermittelst eines Zahnradgetriebes durch einen neben dem Hammer stehenden Arbeiter verstellt werden.

ft- ń

i.A

LJ

[TT)⁰

ri:

ii

‘-■Ri®

nil

■g/.y.yrrrr—

0K0ÏJ

4-

o

Fig. 1852.

Fig. 1850-1851.

J. E. Heineiker, Chemnitz.

Universaldampfhammer von Eulenberg, Kompounddampfhammer von Moenting&Co. m.b.H. Mülheim/Rhein.

(System J. A. Heuchele, Solingen.)

Eine andere sinnreiche Konstruktion zeigt Fig. 1852. Es ist dies ein von J. E. Reinecker,*) Chemnitz, konstruierter Kompounddampfhammer. Der Hammer besitzt zwei Cylinder von verschiedenem Durchmesser übereinander, welche beide einfach wirkend sind.

Der Dampf tritt durch den Einlassschieber mit vollem Dampfdruck in den Schieberkasten. Der Zutritt zu dem Cylinder wird durch eine Drehscheibe geregelt. Die erzielte Dampfersparnis soll bei vollem Hube des Hammers angeblich bis zu 50 Prozent betragen, da bei dieser Konstruktion der gesamte Oberdampf gespart wird.

P. Lokomobilen.

Die Lokomobilen werden überall angewandt, wo man die Dampfkraft nur vorübergehend oder aus h ül fs w e i se benötigt, wie bei landwirtschaftlichen Betrieben, bei Bauunternehmungen oder wo B aummangel herrscht, sowie bei kleinen gewerblichen Anlagen.

Cylin de\ | :

/Jampfdo

4M*

■ rt-f •—/-

Ly lind..

V Mieder di;. — Cyliride

r-

Do'm

Hrcei ver \

CC

Doc inpf/tesseL

BacmyjfftcsseB

Fig. 1853—1855. Querschnitte von Lokomobilcylindern.

Bei Anwendung hochgespannter Dämpfe empfiehlt es sich, den Cylinderfuss mit durchgehenden Leisten a (Fig. 1854) zu versehen, um ein Herausfliegen der Verpackung zu vermeiden, oder wie es Wolf macht, den Untersatz ganz wegzulassen und den Cylinderfuss auf den Kessel zu nieten.

Besondere Aufmerksamkeit ist den Lagersätteln (Fig. 1856) zuzuwenden. Dieselben müssen eine genügend breite Auflagefläche auf dem Kessel haben, da sonst ein Einbiegen des Kesselmantels bei b eintritt.

fr

Fig. 1856.

Bei vielen Lokomobilen findet man federnde bezw. zu schwache Kurbelachsen. Herstellung der Kurbelachsen s. Seite 102.

Der Einfluss der Längenausdehnung auf die während des Betriebes eintretenden Spannungen ist besonders zu beachten und entsprechend auszugleichen.

Hauptsächlich der Dampfkessel bedingt je nach der Dampfspannung mehr oder weniger grosse Längenausdehnung. Die Dampfmaschine selbst ist z. B. bei Lokomobilen direkt auf den Kessel montiert, und übertragen sich demnach die Aenderungen, welche die Temperatur im Kessel hervorbringt, auch auf die Dampfmaschine.

Fassen wir die in Fig. 1859 dargestellte Lokomobile ins Auge, bei welcher die gusseiserne Schlittenführung mit dem Dampfcylinder fest verbunden ist.

Der Dampfcylinder erwärmt sich während des Betriebes, ebenso der Kessel, während die übrigen Teile der Dampfmaschine eine Temperatur annehmen, durch die eine nennenswerte Längenausdehnung kaum eintritt. Es ist demnach nicht angängig, bei Fig, 1859 den auf den Kessel aufgenieteten Rahmenfuss c fest mit dem Rahmen zu verbinden. Man bildet deshalb den Rahmen-fuss nach Fig. 1857 schlittenförmig aus, so dass eine Verschiebung des Rahmens in der Längsrichtung stattfinden kann. Bei der Anordnung (Fig. 1860) ist die Gradführung G für den Schlitten für sich auf den Kessel genietet und dadurch der Einfluss der Längenausdehnung unschädlich. Auch das Maass 6, die Entfernung von Mitte Cylinder bis Mitte Kurbelachse, wird durch die Längenausdehnung des Kessels sehr beeinflusst.

GH)

CBD

------4^

- r

~b-i

Mi

r ł_____

TT

/////// /////7//// v / //y//.

V/V ////////'// y//// y/////y/t

Fig. 1857.

Fig. 1859.

Fig. 1860.

Dieses Maass b sei beispielsweise bei einer Lokomobile 2,5 Mtr., so wird die Ausdehnung während des Betriebes je nach der Dampfspannung 2—4 mm betragen. Auch auf diese Ausdehnung ist Rücksicht zu nehmen, indem man den Spielraum zwischen Kolben und Cylinderdeckel im kalten Zustand der Maschine verschieden gross wählt und zwar den grösseren Wert auf der vorderen Deckelseite.

Zur Gewährleistung des Dichthaltens der Siederohre an der

vorderen Stirnwand ist es nötig, die Entfernung zwischen Feuer brücke und Rohr wand bei runden Feuerbüchsen mindestens 400—500 mm zu machen.

Tab. 243. Durchschnittspreise und Gewichte guter Lokomobilen.

Pferdestärken . Ne 3    4    6    10    20    50 100 200

/Gewicht kg 1750 2400 3100 5000 10000 16000 28000 45000 l Preis Mk. 280034004000 5800 10500 17000 26000 40000 Gewicht kg — 2600 34005000 10500    —    —    —

Preis Mk. — 36004800 6200 11000    —    —    -

Stationär

Fahrbar ^

Blechschornstein

pro Mtr, .    ! Mk 10    12    16    20    26

45    60

•H

L~

r*i

%

»

Ir

Ś--------

-----1^-

-ÄW-

łSA

T[

«*

im

jjt

--------T—

-2-4-2-°-

;.©'

s--

!±

-5Ä»

—JL

-105?

ra

.. *------i—- • ~f*T— -iffi.-fr ^~7f]~

4«a|^||^g;

t⁻'" .wri?łfr

fTŚ

-m-

Fig. 1861—1862. Kompoundiokomobile.

Heizfläche 40 qm, Dampfdruck 8 Atm., Maschine 225/330, Hub 400, Umdrehungen 130.

(Ausgeführt nach Konstruktionszeichnungen von Haeder.)

Stationäre Lokomobilen werden bis zu 250 PS. ausgeführt. Ich hatte Gelegenheit, eine Maschine mit folgenden Hauptdimensionen zu untersuchen :

Heizfläche des Kessels 132 qm, Dampfdruck 10 Atm.

Kompoundmaschine 360 u. 600 Cylinderdurchmesser, 550 Hub, 95 Umdrehungen pro Minute, Leistung 150 effektive Pferdestärken.

Garantierter Dampfverbrauch 6,5 kg pro indizierte Pferdekraft und Stunde; garantierter Kohlenverbrauch 0,85 kg pro indizierte Pferdekraft und Stunde. Preis 34 000 Mark.

Q. Der überhitzte Dampf.*)

Ueberhitzter Dampf entsteht durch weitere Wärmezufuhr zum gesättigten Dampf, während der Dampf mit der Wasseroberfläche nicht mehr in Berührung ist. Ueberhitzter Dampf hat bei gleicher Spannung höhere Temperatur als gesättigter.

Bezeichnet :

p die Spannung des Dampfes in Atm. abs., V das Volumen in cbm,

t die Temperatur des gesättigten Dampfes in °C nach S. 12,

der Ueberhitzung in °Cels. bei derselben Spannung, entsprechend der Temperatur f, t 4- ü die Temperatur des überhitzten Dampfes in ⁰ Cels.,

T die absolute Temperatur des überhitzten Dampfes in °Cels,,

so ist :

.    .    (374)

T= 273 + (f + ff) ■    .

und nach Zeuner

v _ 0,004924- T— 0.18536 \/p

in cbm f. d. kg ,

(375)

Bezeichnet ferner;

G die Dampfmenge in kg, welche überhitzt werden soll, c die specifische Wärme des überhitzten Dampfes bei konstantem Druck, nach Régnault, im Mittel £ = 0,48,*)

X die Gesamtwärme des gesättigten Dampfes in Kalorien, vergl. Tab. 3, Seite 12,

so ist die für die Ueberhitzung aufzuwendende Wärmemenge

W⁷ = 0,48-G-w

(376) *)

Zur Erzeugung von 1 kg überhitzten Dampf aus Wasser von 0⁰ C ist eine Gesamtwärme nötig von

(377) *)

W‘=X + 0,48-0. ff

') Bach hat bei Versuchen für Gleichung 376 und 377 einen grösseren Wert erhalten; c = 0,53 bis 0,63, doch bedürfen diese Werte noch der Nachprüfung. Vergl. Zeitscbr. V. d. Ing. Nr. 20, S. 729, 1902.

Es ist erwiesene Thatsache, dass dadurch der Dampfverbrauch (und naturgemäss damit auch der Kohlenverbrauch) oft bis 30°/o grösser ausfällt. Um diese Kondensationsverluste auf ein Minimum zu reduzieren, war man bestrebt, den Temperaturunterschied zwischen dem in die Maschine eintretenden Dampf und den Cylinderwandungen zu verringern. Dies führte zur Anwendung der mehrstufigen Expansion, d. h, man lässt den Dampf von hoher Spannung nacheinander in zwei oder mehr Cylindern wirken.

Doch die Kalkulation hat uns gelehrt, dass diese Vorteile der mehrstufigen Expansion mit [Rücksicht auf die hiermit verbundenen Schwierigkeiten in der Konstruktion und der Herstellung der Maschinen, nur bei grösseren und grossen Maschinen zu Tage treten.

Für die grosse Menge der vielen kleineren Betriebsmaschinen ist man noch immer genötigt, mit grossen Dampfverbrauchs-Ziffern zu rechnen.

Dieser Nachteil ist nun durch die Ueberhitzung des Dampfes, oder wie die Neuzeit es auch nennt, das Veredeln des rohen, gesättigten Dampfes zum Teil behoben, die Kondensationsverluste werden geringer.

Sehr interessant ist es, einmal gesättigten Dampf von 6 bis 10 Atm. und dann überhitzten Dampf, aus einem engen Bohr ins Freie treten zu sehen. Während der gesättigte Dampf

kurz hinter der Mündung sichtbar wird, ist überhitzter Dampf sehr weit weg von der Mündung erst in einer leichten Wolke sichtbar.

des Bohres in einem weissen Strahle

Jedem Ingenieur oder Fachmann, der Gelegenheit hatte, Dampfmaschinen mit gesättigtem Dampf gespeist, zu indizieren, und ebensolche mit überhitztem Dampf, fallen die Vorteile des letzteren sofort ins Auge.

Als Erfinder des überhitzten Dampfes könnte vielleicht Hirn genannt werden, welcher bereits in den 50er Jahren die ersten Versuche mit der Ueberhitzung des Dampfes durchgeführt hat; diese Versuche, sowie auch alle späteren waren nicht von dem gewünschten Erfolge begleitet, da man den überhitzten Dampf in ganz gewöhnlichen, und zur damaligen Zeit, im Vergleiche zu jetzt, noch sehr unvollkommenen Maschinen benutzen wollte, da man aber zu jener Zeit nur mit animalischen oder vegetabilen Oelen schmierte und die schwerer vergasenden Mineralöle noch nicht kannte, musste man sich mit einer nur geringen Ueberhitzung begnügen. Eine Steigerung derselben führte immer zu Betriebsschwierigkeiten, die selbstverständlich stets sehr unangenehm sind.

Ausserdem wurden zu den Ueberhitzungsapparaten nicht die geeigneten Materialien verwendet, dann verstand man es auch

nicht, die zweckmässigen Verbindungen zu wählen, welche bei hohen Ueberhitzungen noch entsprechende Betriebssicherheit und auch Dichtheit gewährleisteten.

Man war durch die vorstehend erwähnten Umstände und herbeigeführten Misserfolge von dem Bestreben den Dampf zu überhitzen wieder abgekommen.

Aber trotz alledem hatte man schon früher immerhin gute Ersparnisse im Dampfverbrauch gemacht, welche die Vorteile der Sache bewiesen.

Betr. der einzelnen Details²) sei noch folgendes bemerkt:

Bei überhitztem Dampf, (besonders auch bei hohem Dampfdruck) hat man bei den Absperrventilen mit Schwierigkeiten zu kämpfen, hauptsächlich bezüglich des Dichthaltens von Kegel und Sitz.

Wie 0. von Bach neuerdings durch eingehende Versuche (veröffentlicht in der Zeitschr. d. V. deutsch. Ing.) nachgewiesen hat, lässt Rotguss bei starker Ueberhitzung (ca. 350°) sehr schnell in seiner Festigkeit nach und soll für Ventilkörper überhaupt nur mit Einschränkung gebraucht werden. Auf diese Ursache Dt es zurückzuführen, wenn Sitz und Kegel durch die von Dampf mitgerissenen Unreinigkeiten mitunter in kurzer Zeit stark angefressen werden. Ferner ist zu beachten, dass infolge der ungleichen 'Wärmeausdehnung, die bei Eisen und Rotguss schon ziemlich erheblich ist, die Sitze aus Rotguss leicht gelockert werden und jedenfalls gegen das Herausdrücken durch den Dampfdruck besonders gesichert werden müssen.

Es wird sich also empfehlen, an Stelle des Rotgusskegels einen stark konstruierten gusseisernen Kegel anzuwenden, auf den Rotgusssitz ebenfalls zu verzichten und als Dichtung ein Material zu wählen, das annähernd denselben Ausdehnungskoeffizienten hat, wie das Gusseisen, wir haben nun in dem Nickel ein Material, mit dem gerade in dieser Beziehung die besten Erfahrungen gemacht sind. Die Nickelringe sind natürlich in Sitz und Kegel in schwalbenschwanzförmigen Nuten gut zu befestigen.

Aus oben Gesagtem geht weiter hervor, dass für die Spindeln nicht Rotguss, sondern Stahl oder Schmiedeeisen zu wählen ist

Für die Kolbenringe bei Heissdampfmaschinen kommt man mit Gusseisen vollständig aus. Am besten haben sich hier Ramsbottonringe bewährt, wooei gute Schmierung mit passendem Cylinderöl vorausgesetzt ist. Der Kolben muss reichlich lang werden, dass die Ringe thunlichst in der etwas kühleren Zone, der Laufflächen zum Arbeiten kommen.

Für die Stopfbüchsen ist Weissmetallpackung (s. auch S. 535) immer noch am zweckmässigsten. Jedoch auch hier ist für gute Schmierung Sorge zu tragen und geschieht dies am einfachsten durch eine mechanische Schmierpumpe, die das Oel durch Nuten und Kanäle bis zum Grundring hin sicherer an Ort und Stelle bringt als ein Tropfschmiergefäss, dessen einzelne Tropfen vorn abgestrichen werden und wenig oder gar nicht zur Wirkung kommen.

Der Heissdampfmotor von Schmidt.

uz

s|''-

b;

düF

m'TTi

**th<Ur

In Fiq. 1863 ist ein Kessel nach System Schmidt nach den ersten Ausführung-en im Jahre 1890 dargestellt. Der Dampf wird in einem Lacha-pelle-Kessel K von sehr kleiner Heizfläche (0,2 bis 0,7 qm pro Pferdekraft) gebildet und durch die abziehenden Heiz-auf 350° bis 380° Uber-

i |2 id

llj

-—-4- _

gase

hitzt. Der Vorgang der Ueber-hitzung ist folgender : Aus dem Vorüherhitzer (den unteren zwei Spiralen a) tritt der Dampf in ein weites, stehendes, vom Kessel entferntes Kohr 6, den Nachverdampfer. Hier wird dem aus dem Kessel mitgerissenen Wasser Jegenheit geboten, aufKosten Wärmegehalt des über-

Ge-

vom

hitzten Gemisches zu verdampfen. VomNachverdampfer

gelangt derDampfin denHaupt-überhitzer c und wird durch die Spiralen im Gegenstrom

Fig. 1868. Kessel zum Schmidt-Motor. zu Jen Heizgasen geführt.

Î3

Den Querschnitt des Dampfcylinders einer Schmidt’schen H e is s d am pfma sc hi n e zeigt Fig.1864.

JÎL

-cà

j_L

*1»

Fig. 1831. H e i'ss da m p fmaschine 460/950 mm Cyl.-Durchm., 1000 mm Hub, n — 86 Umdrehungen pro Min.

R. Heissluft-, Gas- und Petroleummotoren.

Unter kalorischen Maschinen versteht man solche Maschinen, welche durch die Expansion erwärmter Gase Arbeit verrichten.

Die Erzeugung der Spannkraft der Gase, gewöhnlich der atmosphärischen Luft, kann durch feste, flüssige oder gasförmige Brennstoffe erfolgen und die Wirkungsweise kann eine geschlossene oder offene sein; d. h. die Maschine verwendet zu jedem Arbeitshube eine neue Luftmenge oder sie gebraucht dieselbe ununterbrochen. Ferner unterscheidet man noch kalorische Maschinen mit offener und geschlossener Feuerung. Zwischen beiden liegen die Gas- und Petroleummotoren, die als offene kalorische Motoren mit geschlossener Heizung ausgeführt werden.

Die grossen Abmessungen, die durch den verhältnismässig kleinen mittleren Druck der „Heissluftmaschinen“ bedingt sind, beschränken deren Anwendung nur auf kleine Leistungen, und ist ihre Verbreitung durch die Erfindung der Gasmotoren sehr beschränkt worden. Die Verbreitung der Gasmotoren nimmt mit® jedem Jahre zu und machen dieselben schon jetzt der Dampfmaschine unter gewissen Umständen Konkurrenz.

Die Gasmaschinen kann man nach den ihnen unterliegenden Prinzipien in folgende Gruppen teilen:

1.    Maschinen ohne Kompression der Gase, welchen die ältesten Gasmaschinen zugezählt werden müssen. Bei diesen Maschinen wird Gas und Luft auf eine bestimmte Länge des Hinganges angesaugt und durch geeignete Vorrichtungen entzündet. Infolge der Verbrennung erwärmt sich das Gemenge und treibt den Kolben vorwärts, beim Rückgang werden die Verbrennungsprodukte ausgestossen. Dieses System ist gegenwärtig verlassen und an dessen Stelle traten die der folgenden Gruppen.

2.    Gasmaschinen mit gemeinschaftlicher Kompression der Gase und der Luft. Bei diesen Maschinen wird von einer Pumpe oder auch dem A r b e its k o 1 b en Luft und Gas vor der Verbrennung komprimiert, zum Entflammen gebracht und durch Expansion des erwärmten Gemisches der Kolben vorgeschoben. Durch die Verbrennung wird der Arbeitscylinder so weit erwärmt, dass ohne Kühlung desselben das Schmieröl zersetzt und so der Bestand der Maschine in Frage gestellt würde ; diese Kühlung bedingt gewisse Verluste, die durch die Maschinen der letzten Gruppe vermieden werden sollen.

3. Gasmaschinen mit gesonderter Kompression

von

Gas und Luft. Werden Gas und Luft gesondert komprimiert und dem Arbeitscylinder zugeführt, so kann durch Regelung des Verhältnisses zwischen Gas- und Luftmenge die Temperatursteigung dermassen beschränkt werden, dass eine Kühlung überflüssig wird und die Verlustquelle elliminiert. Doch sind solche Motoren noch nicht im Gebrauch, obwohl dieselben von vielen Theoretikern empfohlen sind.

Die wichtigsten Maschinen der zweiten Gruppe sind die Viertaktgasmotoren, wie sie von Otto besonders durchgebildet wurden. Es soll der Arbeitsgang an Hand von einem Diagramm erklärt werden.

Fig. 1865.

4pferdiger Deutzer Benzinmotor. Cy¹.-Durohm. IVO, Hub 340, n = 160.

Fig. 1866.

60pferdigeç Deutzer Zwill.-Gasmotor Cyl.-Durchm. 340, Hub 600, n — '40.

ii/J

I!

,    , g

m - - Einsaugen- - -4*- - - Compression    -4^-—Jtussträmen-- - - -

Fig. 1867. Arbeitsschema.

Bei den Viertaktmotoren ist der Arbeitscylinder zu gleicher dessen Wando durch Wasser gekühlt

s on

schinen an einem geringeren Nutzeffekt, da mehr Reibung ver

Zeit Kompressor ind. Beim Hingange (vergl. Fig. 1867) wird zuerst Luft, dann Gas angesaugt, beim Rückgänge des Kolbens die schichtenweise gelagerte Arbeitsfüllung komprimiert und beim nächsten Vorwärtsgauge entzündet, die Wärme durch Expansion der Verbrennungsprodukte ausgenützt und endlich beim Rückgänge ausge-stossen. Manchmal ist die Kompression auch von einer ge-derten Pumpe durchgeführt, es leiden aber diese Ma-

ursachende Teile existieren.

Das Anlassen der Gasmotoren bedingt zwei Umdrehungen von Hand. Dieser Uebelstand ist in neuerer Zeit durch die Anwendung von Anstellvorrichtungen zu vermeiden gesucht worden, die darauf hinauslaufen, dem Gasmotor ein Gemenge von Luft und Gas zuzuführen und zu entzünden, die Maschine arbeitet dann in den ersten Hüben wie ein Motor in der ersten Gruppe.

Tabelle 244. Preise von Gasmotoren.

2    3    4    6    10    16

Leistung PS. 1 Preis . Mb. 700    900 1400 2000 2700 3500    5500

20    30

6500    8500

Vergaser..

^pLuFiîinlassvcnlil

Zeîslëubrr '[

1 KiihlwcssemusIriH

Crenner

Umpe.y/If

jy

Vcnfildcckel

Crp^gzhahn^y^J]:

Rülil wcisei ein^rllM

Neuerung

\ JAgi PumpefürPcfpoleum Vom Behälftr tF A

1.X

ï||-\

Oh^Regulato

Ijgrosses s| Steuer,rerf

l: ctnfêfrj

Sleuerrsc

11.

XTTf

/■

S-'k

Fig. 1868. Petroleummotor von Grob & Comp., Leipzig.

flaeder, Dampfmaschinen.

S. Wärmemotor von Diesel.

Wie schon auf Seite 3 erwähnt, wird bei den heutigen Dampfanlagen nur etwa 15% des in dem Brennstoff enthaltenen theoretischen Heizwertes nutzbar gemacht; es gehen also 85°/0 verloren.

Diesen Uebelstand sollte der neue Wärmemotor von E. Diesel beseitigen.

obigem Titel im Jahre 1892 erschienene Schrift")

Der Verfasser

Die unter

erregte in vielen technischen Kreisen Aufsehen.

als Ziel die Konstruktion eines Motors, welcher gegenüber der heutigen schlechten Ausnutzung der Wärme, sie selbst in den besten Dampfmaschinen stattfindet, einen

Er steuert dabei auf den

betrachtet

wie

ungeheuren Fortschritt bedeuten soll.

Car not sehen Kreisprozess los, welcher bekanntlich bei Maximal- und Minimaltemperatur das Maximum der theoretisch ermöglicht. Die gewählte Entwickelung ist so klar und interessant, dass dieselbe auch von der sich für gewöhnlich nicht mit wärmetheoretischen Untersuchungen beschäftigt, mit Vergnügen und Nutzen studiert

sog.

gegebener Wärmeausnutzung

dem,

werden kann.

„Man stelle sich vor, dass eine Heine Quantität Kohle oder flüssiges oder gasförmiges Brennmaterial in Staubform in ein T o-komprimierter und dadurch hocherhitzter Luft allmählich

lumen

eingeführt iverde und darin spontan oder durch Entzündung verbrenne, dass aber dann gleichzeitig der Kolben so zurückweiche, dass keine Temperatu)Steigerung eintrete, indem die durch die einzelnen Brennstoffartikel erzeugte Wärme durch die Abkühlung, welche die Expansion begleitet, jeweilig augenblicklich aufgehoben wird. Die ganze Wärmeentwickelung äussert sich daher in Form von äusserer Arbeit.“

Diesels „vollkommener Motor“ hat:

als obere Temperaturgrenze .    .    800° C.,

20° C.,

.    250 Atm. abs.,

„ untere    «

„ höchsten Druck „ niedrigsten „    .    .

Hierbei rechnet Diesel 73 °/₀ Ausnutzung, also den fünften Teil des Kohlenverbrauches der jetzigen Anlagen!

an

Soviel bekannt, wendet man die hohen Temperaturen nicht und begnügt sich mit geringerer Ausnützung. Als Brennstoff wird vorläufig Petroleum verwendet.

p fehlen.

*) Wir können

das interessante Buch jedem zur Durchsicht em-

T, Dampfturbinen.

a) Die Dampfturbine von de Lava!.

Maschinenbau-Anstalt Humboldt, Kalk.

zwar

Diese Dampf-Kraftmaschine wird durch den strömenden Wasserdampf nach Art der hydraulischen Turbinen und als Achsialturbine mit partieller Beaufschlagung in rasche Umdrehung versetzt.

W/J!

NV

il'l

ÜMi

hhs

mm

m

■*0:

Ti

«pi

HM¹

ml

i*-

mm

«Hül

■TL

iig. 1869. Perspektivisches Bild des Schaufelrades und der Düsen für die Dampfzuströmung.

Sie besteht

aus einem auf dünner wagerechter Welle (Fîg. 1870) befestigten Laufrade, welchem der Dampf durch ein-

MfirC

Li

Fig. 1810. Turbinen-Federwelle mit Schaufelrad und Ritzel.

ander diametral gegenüberliegende, unter spitzem Winkel gegen das Laufrad einfallende Düsen diesen zugeführt wird (Fiq.1889).

" 37*

Der Dampf tritt durch ein von einem Achsenregulator R bethätigtes Drosselventil in den Kingkanal K und von diesem durch die Düsen in das Laufrad. Jede Düse kann, wie Fig.1874-zeigt, einzeln durch Handrad abgeschlossen und so die Kraft* leistung nach Belieben geändert werden.

Die Turbinen arbeiten mit hohen Umdrehungszahlen, z. B. bei einem mittleren Durchmesser des Laufrades von 0,2 Mtr. mit

30000 Touren, was einer Umfangsgeschwindigkeit von ca. 315 Mtr. Sekunde entsprechen würde. Es wäre nun unbedingt nötig,

pro

ein absolut genaues Laufrad einzubauen, da bei solchen Umfangsgeschwindigkeiten der Körper um seine Schwerpunktachse schwingen muss.

Der Erfinder der Dampfturbine hat sich dadurch geholfen, dass er das Turbinenrad auf einer sehr dünnen, stellenweise nur 12—13 mm starken Welle befestigte (Fig. 1870), deren Biegsamkeit zulässt, dass das Turbinenrad um seine wirkliche Schwerpunktachse Schwingt.

Auf der Turbinenachse sitzen 2 kleine Schraubenräder z mit entgegengesetzter (um den Horizontalschub in der Achse aufzuheben) Steigung der unter ca. 45° gegen die Welle gestellten, sehr fein geteilten Zähne, diese greifen in zwei auf der Vorgelege welle w befestigte Kader Z von zehnmal grösserem Durchmesser. Von dieser Vorgelege welle kann die Arbeit entweder direkt oder indirekt mittelst Kiemen übertragen werden.

Bremsversuche, welche vor etwa 6 Jahren in Stockholm an einem 50 pferdigen Motor vorgenommen wurden, ergaben bei einem Drucke von 8^2 Atm, 18000 Umdrehungen pro Minute und beim Arbeiten mit Kondensation einen Dampfverbrauch von ca. 9 kg pro PS., jedenfalls ein nicht ungünstiges Kesultat.

Die Dampfturbine kann unter jedem technisch vorkommenden Dampfdruck arbeiten. Im allgemeinen gestaltet sich der Dampfverbrauch um so günstiger, je grösser das zur Verfügung stehende Druckgefälle ist, also wenn möglichst hoher Dampfdruck und Kondensation angewendet wird. Die Dampfdüsen müssen jedoch von Fall zu Fall besonders eingerichtet sein.

T

i¹

m

Fr

;

m

’i*

Ifcï

\

\

I

MF*

y

\

i/

D ampfeiv tritt

WWM

H

m

-

\7

TK

rr

I

bMi

y?

i

ILL

er

»

mBssms

iS

m

11

SK

y®

hl

SS|lr

=3

&

m

Ul

Fig. 1871-1875. Dampfturbine.

L Laufrad, K Ringkanal. R Regulator, w Vorgelegewelle, Zz Zahnräder,

*

r

w

C>

Effektive Leistung FS. 3

5

10

15

20

30

50

75

100

150

200300

Touren der Wolle xv Fig. 1873,

n —

8000

3000

2400

2500 2000-.000

1500

12'0

1050

1050 750

750

Riemen

scheibe

i

l

Anzahl . . Durchin. . Breite . .

1

1

1

1

1

1

2

2

2

2

2

2

160

160

200

200

240

240

350

390

440

460

520

650

80

10

100

115

13'

155

230

250

300

250

400

500

Nachstehend sind die einzelnen. Teile einer de Laval-Dampfturbine angegeben.

mmm

2Ł

»i

Fig. 1876-1882.

Einzelteile der de Laval’schen Dampfturbine.

0 Zahnradlager (zweiteilig ) P bclimierring.

Q Achsenregulator.

It Riemenscheibe.

S Riemenscheibenmutter,

T Abdichtungslager.

II Kugellager.

I Dampfdüse.

K Düsenverschluss.

L Spindel mit Handrad. M Zahnrad,

N Vorgelegewelle.

X#

a;

A Federwelle (Turbinenwelle) B Schaufelrad.

C Ritzel.

D Endlager.

E und G Sicherheitsbüchsen b Mittel lager (zweiteilig).

¹

Bei Kompound - N i e d erd rue k tritt also der Druckwechsel erst nach dem toten Punkt ein, da P>K. Man findet deshalb die Four enzahl der 2kurbligen Verbundmaschine meistens niedriger als die der Eincylinder- oder Tandemmaschinen.

²

vergl. Haeders Zeitschrift 1901, Nr. 1L.

b) Die Parsons Dampfturbine.

Dieselbe besteht im wesentlichen aus einem in zwei Lagern ruhenden, in Walzen von verschiedenen Durchmessern abgestuften, rotierenden Teil, der von einem feststehenden, ebenfalls entsprechend abgestuften, gusseisernen, zweiteiligen Mantel umhüllt ist. Zwischen beiden strömt der durch ein einziges Ventil eingelassene Dampf in axialer Sichtung durch, und zwar in der

Weise, dass er auf der Seite des kleinsten Walzendurchmessers

»

einströmt, um expandierend von der kleinsten Abstufung bis zur grössten sich vorwärts zu bewegen. (Fig. 1883.)

Der zwischen dem abgestuften rotierenden Teil und dem Mantel befindliche Raum ist ausgefüllt mit einem System von Schaufeln, durch welche der Dampf, ähnlich wie das Wasser durch eine Wasserturbine, strömt. Auf dem rotierenden Stufen-cylinder sitzen nämlich, in zur Achsrichtung senkrechten Ebenen, eine Seihe von radial nach aussen stehenden Schaufelkränzen. Letztere sind unter sich gerade so weit entfernt, dass sie Saum lassen für eine zweite Seihe von Schaufelkränzen, welche, radial nach innen stehend, auf der inneren Wandung des den rotierenden Stufencylinder umgebenden Mantels befestigt sind (vergl. Fig. 1885).

Der Dampf setzt nun, geleitet von den feststehenden Schaufelkränzen, die Schaufelkränze des Stufencylinders samt diesem in Bewegung, er erzeugt also durch seine Arbeitsleistung direkt eine rotierende Bewegung. Diese Dampfturbinen machen je nach ihrer Grösse 1000 bis 5000 Umdrehungen pro Min.

Fig. 1883 zeigt eine 1500pferdige Dampfturbine für die Elektricitätswerke in Elberfeld.*) Der Dampf, der bei a ein-tritt, gelangt zunächst in den Saum b vor der ersten Stufe, es sind hierbei 3 Stufen mit 18+9 + 5 = 32 Turbinen vorhanden, durc-hfliesst der Seihe nach sämtliche 32 Turbinen und strömt bei c in den Kondensator. Die achsialen Drücke werden durch die mit Labyrinthdichtung versehenen Entlastungskolben e, f und g ausgeglichen, deren Durchmesser gleich denen der entspr. Turbinensätze sind. Die Säume zwischen den Kolben e und f, f und g stehen durch die Kanäle h und / mit den entspr. Räumen zwischen den Turbinensätzen in Verbindung. Eine ähnliche Verbindung besteht auch zwischen dem Saume hinter g und dem Abdampfraume c. Die Lagerbüchsen d d, ebenso

*) Schweiz. Bauzeitung, 1900, Nr. 22 u. 24.

P-

Mi

Bi

Brown, Boveri & Cie., Baden (Schweiz).

^ Fig. 1883 1884 zeigt die etwa 1500pferd. Turbine im Elektricitätswerke Elberfeld. Die Turbine enthält in drei verschiedenen Stufen von zunehmendem Durchm. 18-4-9-4-5 = 32 einzelne Turbinen.

Dampfeintritt erfolgt bei a, die Regulierung durch das Ventil k.

Der

laufräder

Leiträder

rs

Laufräder

Fig.1885 veranschaulicht in schematischer Weise die Schaufelung.

das hintere Spurlager und der Schneckenantrieb q sind mit Oelcirkulation versehen; die zugehörige Oelpumpe wird q aus angetrieben.

von

Die Regulierung ist ihrem Wesen nach deutlich zu erkennen. Das Regulierventil k trägt an seiner Stange den in einem kleinen Cylinder spielenden Kolben l. Ist der Dampfkanal p geschlossen, so drängt der durch die Büchse n eintretende Dampf nach oben und öffnet damit das Ventil. Stellt aber der kleine Kolbenschieber o eine Verbindung zwischen dem Kanal p und dem Raum über dem Kolben und dadurch auch mit der Atmosphäre her, so bewirkt die Feder m den Ventil Schluss. Der Kolbenschieber o wird von dem Hebel t gesteuert, der vom Excenter q durch den Hebel rs eine fortwährend schwingende Bewegung erhält, während gleichzeitig das Ende u vom Regulator beeinflusst wird. Wie Flg. 1884 zeigt, kann das Hebelende u auch mit einem Spannungsmesser in Verbindung gebracht werden. Derselbe besteht aus einem am Hebelende u befestigten Eisenkern v, der einerseits unter dem Einfluss einer Schraubenfeder w und anderseits unter demjenigen eines vom Nebenstrom durchflossenen Solenoides steht.

U. Rotationsmaschinen.

Schon seit langer Zeit haben sich viele Konstrukteure und Laien mit der Ausführung einer Dampfmaschine, bei welcher der Kolben rotiert und die Kolbenstange gleichzeitig die Hauptantriebswelle vertritt, befasst. Praktische Bedeutung haben diese Konstruktionen bisher nicht erzielt. Wir wollen deshalb in Nachstehendem einige der diesbezüglichen Patente erwähnen.

D. R.-P. Nr. 93 316. Rotierende Dampfmaschine.

George Westinghouse inPittsburgh, Pennsylvanien.

1897.

Bei dieser rotierenden Dampfmaschine greift der Dampf an einer geeigneten Verzahnung zweier oder mehrerer Trommeln oder Walzen a an, welche neben- oder übereinander in einem dicht anschliessenden Mantel b angeordnet, mit ihrer Verzahnung ineinander eingreifen und beim Eindringen des Dampfes dtirch Rohr c und Kanal d zwischen die Zähne und Zahnlücken in entgegengesetzter Richtung gedreht werden. Um bei einer solchen Maschine die Expansion des Dampfes gut auszunutzen, ist die Verzahnung der Trommeln derartig gewählt, dass stufenartige Zahnreihen sich in einer oder mehreren Schraubenlinien

um den Umfang der Trommeln herumziehen und in entsprechende Zahnlückenreihen der anderen Trommeln eingreifen. Die Zähne

V\\\\v

\\

y 9-

ANWWAWWWWWa

fał

dienen hierbei gewissermaassen als Kolben und die Zahnlücken mit dem Mantel zusammen als Expansionskammern.

D. R.-P. Nr. 97890. James Tiburce Felix Conti in St. Quentin, Aisne. 1898.

fM

"y

II \

IcsMnÈi

i§

>>

■Ł

\s

fi y»

Die rotierende Bewegung dieses Motors wird durch Anordnung mehrerer beweglicher Platten p bewirkt, welche sich in

der Weise radial verschieben können, dass sie beständig mit der Innenfläche eines feststehenden Cylinders C in Berührung sind, dessen Achse excentrisch zur Antriebswelle A liegt. Die Seitenwandungen J des Cylinders sind beweglich und mit der Antriebswelle A fest verbunden ; unter sich sind sie durch eine Trommel T verbunden, welche mit Nuten versehen ist. In diese greifen die Platten p ein, ebenso wie in Nuten r, die in den Seitenwangen J angeordnet sich.

D. R.-P. Nr. 97 907. Rotationsmotor.

Charles Eoux und Philippe Bouhey in Paris. 1898. In den beiden Halbkugeln KK‘ rollen konisch - sphäroidale Körper S S‘, welche dadurch ais Kolben wirken, dass der von

c’>

mm~

s⁴

jfgr*

Fig. 1.

Fig. JI.

ihnen in der Halbkugel freigelassene Kaum durch eine beständig mit ihnen in Eingriff stehende Trennungswand cc‘ in zwei Abteilungen geteilt wird, in deren eine das treibende Kraftmittel eingelassen wird. Fig. // zeigt die Abdichtung der Wand C gegen den Körper S und die Aussparung in dem letzteren, welche die oscillierende Bewegung um die Wand ermöglicht.

D. R.-P. Nr. 96371. Umlaufende Kraftmaschine.

Jules Henri Digeon in Paris. 1898.

Die umlaufende Kraftmaschine ist dadurch gekennzeichnet, dass in einem Gehäuse G mit cylindrischen, konzentrisch und excentrisch angeordneten inneren Umfangsflächen eine mit cylindrischen, koncentrisch angeordneten äusseren Umfangsflächen versehene Trommel A umläuft, in der aus- und einschiebbare Flügelkloben B durch Gleitrollen DEF auf besonderen

Ml

sie zweckmässig durch gesteuerte federnde Arme a nach aussen gedrückt werden.

D. E.-P. Nr. 127 945. Maschine mit 2 abwechselnd umlaufenden Kolben.

Dr. Henri Bergeron in Paris. 1902.

v-

r/

i'fià

W~A

■M-

fwhé

s=i?tfU INS

II

O Y7

II

S i

%)pWKSM.

Mim

sw

... r

Das abwechselnde Festhalten der Kolben 6, c und das Mitnehmen der Welle s in einer bestimmten Drehrichtung wird durch die selbstthätige Umstellung der Yentile in den Kolben bewirkt. Diese Yentile /p, hj, von denen das erstere den Eintritt, das letztere den Austritt des Treibmittels regelt, werden im Augenblick des jedesmaligen Zusammentreffens der beiden Kolben durch die Stifte p umgesteuert.

D.K.-P. Nr. 131743. Maschine mit im umlautenden Kolben verschiebbaren Kolbenfliigein.

Adolf Michael, Eilenburg-Kültzschau. 1902. In dem konisch ausgedrehten (rehäuse a befindet sich ein Einsatzcylinder mit excentrischer Bohrung. Der Kolben ist mit

».

(--O-

'CŁ

seitlichen Scheiben b versehen.

In deren Nuten werden die Kolbenflügel c derart geführt, dass die radialen Drücke durch die Ränder am Umfange der Scheiben aufgenommen werden, während das Treibmittel auf die Flügel wirkt. Hierdurch soll ein Bremsen der Kolbenflügel verhindert werden.

V. Kaltdampfmaschine.*)

Diese, auch als Abwärmedampfmaschine bezeichnete, Maschine bietet wesentliche Vorteile gegenüber der gewöhnlichen Dampfmaschine in Bezug auf Oekonomie des Betriebes.

Ein grosser Teil der dem Dampfkessel zugeführten Wärme geht mit dem Auspuffdampf bezw. dem Kondensations-Kühlwasser verloren. Civilingenieur Behrend in Hamburg und Dr. Zimmermann in Ludwigshafen beschäftigten sich schon längere Zeit damit, die verloren gehende Wärme nutzbar zu machen und konstruierten die sog. Kaltdampf- bezw. Abwärmekraftmaschine.

Das Schema einer derartigen Maschine, welche im Masch Laboratorium der techn. Hochschule in Berlin von Prof. Josse untersucht und geprüft wurde, zeigt nachstehende Figur.*)

*) Heft II der Mitteilungen aus dem Masch.-Lab oratorium der techn. Hochschule Berlin 1899 und Zeitschr. des Bayr, Dampfkessel-Revisions-Vereins 1899, No. 11.

Der Abdampf einer normalen Kompoundmaschine gelangt in den Kondensator I. Als Kühlmittel dient nicht Wasser sondern schweflige Säure, welche bekanntlich schon bei niedriger Temperatur verdampft und dadurch den Abdampf niederschlägt. Das Kondensat wird in üblicher Weise durch eine Luftpumpe abgesaugt.

Kondensator!

Schwef b‘g*e Sfture

TP“

(Condensai

Tb.

(TT

i ¹ TTTTil

Jt

Kcr den s&JorO.

Kühlwasser

j-

„ , .. '.--CgÜÿiE

Fig. 1886. M Hochdruck-, A Niederdruckcylinder, .BjHeceiver, S Kaltdampfcylinder, P Pampe.

dann im Kon-

Die Dämpfe der schwef ligen Säure treten nun in den Kaltdampfcylinder S, hier Arbeit verrichtend, um densator II wieder verdichtet zu werden, wobei als Kühlmittel Wasser dient. Die Pumpe P bringt die schweflige Säure wieder zum Kondensator I.

Die schwefl. Säure vollführt also einen Kreislauf und wirkt im umgekehrten Sinne wie bei den Eis- bezw. Kältemaschinen.

Für die Kaltdampfmaschine ist also Kondensator I der Dampfmaschine der Dampfkessel, an Stelle der Kohle tritt der Abdampf und an Stelle des Wassers die schwefl. Säure.

Prof. Josse hat ermittelt, dass mit der angegebenen Einrichtung 56 °/₀ der Dampfmaschinenarbeit hinzugewonnen wurden, durch die Kaltdampfmaschine bezw. mit demselben Dampfverbrauch sind 56°/₀ mehr Leistung erzielt.

Abschnitt XIV.

Rohrleitungen *)

Durchmesser der Frischdampfleitungen.

Je grösser die Maschine, also je grösser die Dampfmenge, welche durch die Leitung strömen soll, desto grösseren Querschnitt muss die Leitung haben.

Gute Verhältnisse giebt folgende Tabelle in Bezug auf Spannungsabfall, Wärmeverlust und Herstellungskosten. Die D a m p f g e s ch wi n di g kei t e n sind dabei wachsend mit der Grösse des Rohrdurchmessers 15—30 Mtr. pro Sekunde angenommen.

Bestimmung der Rohrdurchmesser der Frischdampfleitung. Tabelle 246.

Rohr-

durch-

messer

mm

Dampf-

pro

Stunde

cbm

Dampfdruck in Atm. Ueberdruck

10

11

25

21

56

66

77

84

97

100

120

130

30

34

90

100

120

140

150

170

200

220

40

70

190

50

120

300

220

370

250

430

300

320

350

380

420

500

550

600

650

720

60

190

500

600

700

700

870

900

1050

1150

70

280

700

870

1000

1100

1300

1400

80

400

1000

1250

1400

1600

1800

2000

90

500

1300

1500

1800

2000

2200

100

700

125

1100

150

1600

175

2350

200

3000

250

5300

800

7500

1800 2100 2500 2800 3000 2900 3500 4000 4400 5000 4100 4900 5700 6000 7000 6100 7300 8500 9000 10700 8300 10000 11000 13000 14000 14000 17000 19000 22000 24000 20000 24000 27000 31000 35000

2500

3500

5500

8000

12000

16000

27000

38000

1550

2200

2700

3800

6100

8600

13000

17000

29000

42000

1700

2400

3000

4000

6500

9500

14000

19000

32000

45000

Dampfgewicht pro Stunde in Kilogramm

Bei kurzen Leitungen kann man den Durchmesser etwa 10 bis 20°/o kleiner wählen.

Ausführlich behandelt in „Haeder, Dampfkessel.“

Für eine Auspuffmaschine von 100 Pferde-

1. Beispiel, stärken soll eine Rohrleitung bestimmt werden.

Die Kesselspannung sei 7 Atm. Ueberdruck und derDampf-verbrauch 14 kg pro Pferdestärke und Stunde.

Gesamtdampfverbrauch pro Stunde 100*14 = 1400 kg; demnach wird nach der Tab. 246 ein Dampfleitungsrohr von 75 mm für

die Maschine ausreichen.

2. Beispiel. Für eine chemische Fabrik sei erfahrungsgemäss ein Cornwall-Kessel von 80 qm Heizfläche bei 5 Atm. Ueberdruck benötigt. Wie gross soll die Hauptrohrleitung sein?

Bei normalem Betriebe kann auf 1 qm Heizfläche pro Stunde 20 kg Wasser verdampft werden; demnach ist die Dampfproduktion pro Stunde 80*20-— 1600 kg, aus der Tab. 246 wird daher eine Rohrleitung von ca. 90 mm Rohrdurchmesser genügen.

Tabelle 247.

Werte des Leitungswiderstandes resp. des Spannangsabfatles 2

in Kilogramm pro Quadratcentimeter oder Atm. für — = 100.

Dampfüberdruck p in Atm.

Dampfgeschwindigkeit u in Meter pro Sekunde

10 ! 15 I 20 I 25    30 ! 40 ! 50    75    100

^ CO <1 CJ1 05 H

0.002 0,004 0,007 0,010 0,015 0,027 0.003 0,007 0,013 0,020 0,029 0,052 0,005 0,010 0,019 0,030 0,043 0,076 0,006 0,014 0,025 0,039 0,056 0,100 0.008 0,017 0,030 0,048 0,070 0,124 0,012 0,025 0,045 0,070 0,100 0,180

©    in    r-    or    œ    im

1-H    00_    I>    TH

O    O    Ö    O    ©    tH

CM    00    «D    lO    CO    ro

o)    h    in    m    ^    ®

°    ©    o    o    ©    ©

^    00    CM    O    O    00

©    O    H    -    (M    IM

©    ©    ©    ©    ©    ©

Tabelle 248. Aequivalente Rohrlängen für Ventile und Krümmer.

25    50    70 100 j 125 { 15Q 200 !250_|800

Durchm. mm

CO

o ©

CD

00 co

16 21 27 Il 14 18

Ventil . Mtr.

Krümmer „

Beispiel. Eine Dampfmaschine sei vom Kessel 35 Mtr. entfernt. In der 150 er Rohrleitung sind zwei Krümmer und ein Ventil angeordnet. Das äquivalente Rohr ist 35 -f- 2-7 + 11 = 60 Mtr., also

60

d 0,15

400,

die Dampfgeschwindigkeit sei.....

der Dampfüberdruck im Kessel......

= 100 ist der Druckverlust nach Tab. 247

für

u = 30 Mtr., p = 7 Atm.

0,056 Atm ,"]

400

also für——400 ist der Druckverlust .

d

z = ~~ • 0,056 = 0,224    „

100

400

Bei Annahme von u = 75 Mtr. Dampfgeschw. wärez= 0,35 'TöÖ—¹ ’4 Atm‘

Tabelle 249. Wandstärken der Dampfleitungsrohre aus Kupfer.

Rohr-

durchm

Dampfdruck in Atm,

Ta

OT

co

Kl

oc

Ot

I—*

(M

Islll SISI ssssgë

p p p (M

OS3 3

cvF

OS ;

pp p co

co

t. t CO

to

- U>

Cn

p    p p

(M

to

* Ol

co

rfi.    CO

47,3 CH ^    3    3 VS

p ^ p p

CO

Ttl ^ o ^ co

lO

io

Os

IO

co

CO

3    3    “

^co ^“7. o <0 r-

CO ^ l> 00 Ct CO

^ q CO 00s    -4

•P⁵ oiP¹ o> £*5°

0> Qs Os

Cji

Die fettgedruckten Wandstärken sind für Dampfüberdruck von 5 bis 7 Atm. üblich.

Betreffs Ausführung der Bohre über 8 Atm. beachte: Haeder, Dampfkessel, IV. Aufl., Band II, Tafel 31 unter 5.

mm

Tabelle 250. Flanschenverbindung für schmiedeeiserne Rohre.

2,25

50

12

96

38

2,5

2,5

2,75

2,75'

2,75

54

57

60

65

68

72

75

12

12

12

13

10

_®L1_7L-_£

12    55

12

55

Bis 5 Atm.

103

106

116

Ï5

78

8-1

13

10

121

13

13

10

10

89

124

12S

92

!2

_1JL

J4_

14

55

63

-M

64

80

15

12

133

101

>4 163.

-an

71

70

86

70

76

74

82

83

94

15

15

12

12

140

146

108

114

.4

“88“

94,5

89

95

i02~

100.5    108

106.5    TÏ4

112,5

121

3,5

3,5

3,5

3,75

3,75

3,75

100

108

115

122

128

135

15

12

16

“16

14

14

163

169

175

126

132

16

16

16

14

14

14

185

138

148

191

197

154

.160

il

71

74

17

17

17

17

.80.

■ i.iti

ł-

JO

118,6

12475“

127

4 25

142

16

14

204

167

.£

17

80

133

4,25

150

18

16

131

140

4,25

156

18

164

137

18

16

226

179

_4

21

94

143

146

150

152

4,5

170

18

16

16

231

239

245

184

192

198

_4

4_

21

21

21

_94

94

159

4,5

4,5

176

185

18

20.

16

254

207

261

214

2L

21

94

98

5—8 Atm. ^

38

Haeder, Dampfmaschinen.

aufgestellt von

Normalien für gusseiserne

dem Verein deutscher Ingenieure und ( Friedrich Wilhelmshütte

Tabelle

Flanschenrohre vom Jahre 1882,

dem deutschen Verein in Mülheim a. d. Ruhr.)

von

Gas- und Wasserfachmännern.

251.

Lichter Durchm. d. Rohres

Normale Wandstärke

Aeusserer Durchm. d. Rohres

0i

Durchm. des Flansches

D‘

Dicke des Flansches

Breite der Diohtungsleiste

Höhe der Dichtungsleiste

Lochkreisdurchmesser

D"

Anzahl der Schrauben

Stärke der Schrauben

Länge der Schrauben

Durchm. d. Sehraubenlochs

is

üebliche Baulänge

Gewicht eines glatten Rohrstücks von 1 Mtr. Länge

Gewicht eines Flansches nebst Anschluss

a> G © :cô

G •-«

■a a o ^ wcq

S|

•S a

© ©

si

© 05

£ o ® ►

■s

rQ ©

:c6

® p

■D'-

es

«

o

II

.2 2

-D-*

VÂî

Xb

mm mm

mm mm mm

mm

Stück mm

I" engl. mm

mm

Sill §§3§§ë

co co-9° -9° oo oo

ui m

9,5

10

10,5

200

11

225

250

11,5

12

275

12,5

800

13

325

350

13,5

14

375

14

400

14,5

4»- H 4i» -JW M

14,5

15

15,5

500

16

550

600

16,5

17

650

18

700

19

750

20

g cg œ co oo ä o œ & jg o^pg o S    SE 5    § oo 3 -3 ai S

140

160

175

185

200

215

230

260

290

320

350

370

400

425

450

490

520

550

575

600

630

655

680

740

790

840

900

950

CO CO C5 CS O O    O—«OJCM    COCO^O    O co CO I>    l> CO    00    05    o co co co co co

h ^ h H CM CM    CM CM CM CM    CM CM CM CM    CM CM CM CM    CM CM    CM    CM    CO CO CO CO CO CO

OiOOOOkO    00 CO 00 O    OOOO    OiOlOO    id O lO    o oooooo

(M (M (M (M (M (M    04 CM CM CO    CO CO CO CO    CO CO CO CO    CO CO CO

CO CO CO CO CO co

CO CO CO CO

co co co co

110

(N CO rf

tH t-H t—(

160

170

180

210

240

270

300

320

350

375

400

435

465

495

520

515

570

600

625

675

725

775

830

880

4» 4^ 4»- £»■ 4» 4».

00 00 CI Ol

Qf^OOO    O CM CM CM    CM    co CO CO O

‘t-H    t-h tH t-H vH    t-H t—ł t—I T-H tH CM

œœœœoo kwmw www® ©®to® ScoqdS SSoioioico

-sr SrsrsV orsr^

iliill liii lill ||”s

15

17

17

17

17

17

21

21

21

21

21

21

21

21

21

25

25

25

25

25

25

25

25

28,5

28,5

28,5

28,5

28,5

03 CO 03 DD tO tO

CO CO CO CO

co co rf

41» 4^ 41» 4*. 4^ 4*

^ CO to to to t-* ^ M K OO I fc-

^00 1-0 O 00 cx co ^ 00 aq

53

62

72

82

93

104

116

124

137

145

159

173

188

213

239

274

311

351

&P CI Ol Ol 00 rfi — ol oi cd cd rd

CD O 00

gggs.    —

kg

kg

Fig. 1887.

21

26

46

52

62

70

77

100

125

151

180

208

312

356

401

455

507

545

598

636

695

757

822

940

1050

1196

1358

1523

10

13

15

17

21

23

26

33

42

50

60

69

78

89

100

114

127

136 I

150

159

174

189

205

235

263

299

339

381

Verstärkte VVanddicke 0

mm

10,5

11

11,5

12

13

14

14

o cd © r- co

CO Ol O    —; <M CO 'S* iO CC

(NOJCNCNCMOJ

Gewicht [eines Rohres v. Vorst. Baulänge abgerundet

kg

108

135

163

194

231

358

394

456

529

570

646

725

770

858

950

1047

1213

1375

1548

1737

1929

Dampfdruckleitungen, welche Ausdehnungen und Zusammenziehungen durch Warm- und Kaltwerden

empfehlen, namentlich die Röhren von 125 mm 1. W. an nach den beigedruckten verstärkten Wanddicken zu nehmen.

Für

ausgesetzt sind, ist es zu

Rohre mit hohem Druck (über 8 Atm.) s. Dampfkessel, Tafel 29.

Rohrdurchm. ! d Ij 40    80    80 100 125 150 200 250 300

Gusseisen .    .

Schmiedeeisen . Kupfer ’.

CO ⁰⁵    ^

00

•<1

CO h-*-CO to

<1

iO CO iO H (N rji

O lO o

(N CQ i>

Federrohre und Krümmer s. Tabelle 254.

Beispiel. Eine Rohrleitung^aus Kupfer hat 60 mm Durchmesser, ist 80 Mtr. lang und hat 8 Krümmer.

Nach Tabelle 252 kostet die gerade Leitung 80-12 = 960 Mk.,

254 kosten die 8 Krümmer

?>

8-6 = 48    „

Summa 1008 Mk.

Die Umkleidung dazu würde pro laufenden Meter 2,30 Mk. kosten.

Ausdehnung der Rohrleitung.

Durch die Wärme des Dampfes wird sich dis Rohrleitung ausdehnen und zwar umsomehr, je heisser der Dampf ist, also je höhere Spannung derselbe hat.

Tabelle 253. Längenausdehnung der Dampfleitungen

in Millimeter pro laufenden Meter Rohrstrang.

Dampfdruck im Rohr

6    8    10    15

Material der Rohrleitungen .

Guss- oder Schmiedeeisen . mm Kupfer.........

00 00 TH CN

"cd

Beispiel: Eine Rohrleitung von 50 Mtr. Länge aus Kupfer wird sich ausdehnen:

50-3,1 = 155    „

bei 4 Atm. Betriebsdruck 50*2,7 = 135 mm

„ 10

Kompensationsrohre (Federrohre).

a>

Fig.

~Tl892 — Ï893T'

Die einfachste und billigste Anordnung, um die Ausdehnung in der Rohrleitung zu kompensieren, ist in Fig. 1892 dargestellt. Die Ausgleichung er-folgt durch Verdrehen der beiden Flan = - ® ^ schenpaare, weswegen die Löcher für die Schrauben elliptisch gefeilt sind. Die erwähnte Verdrehung beschädigt aber bei schlechter Montage die Dichtungsringe leicht, und überträgt man oft die Verdrehung auf eine grössere Anzahl Krümmer,

Aus diesen Bemühungen ist die in Bergwerken häufig zu findende Konstruktion (Fig. 1894) hervorgegangen.

/o \ «

G

o_

Fig. 1694-1895.

Tab. 254. Federrohre undi.Rohrkrümmer aus Kupfer für Dampfleitungen von 7 Atm. Ueberdruck.

jo:

W’

H-

i.....

.i

Fig. 1896-1899.

Fig. 1100.

Kohr

durch

messer

Federrohre aus Kupfer

Knierohre

für eine Längenausdehnung aus Kupfer von

Flanschen

abgedreht

50 mm

100 mm

Fig. 1900

mm

Preis

Mk.

Preis

Mk.

Preis

Mk.

Aeuss. Preis Drchm. pr.Paai

Mk.

40

500    20

500

00

500

30

600

80

100

150

200

250

300

600 50 750 90 1000 160 1000 250 1250 360 1250 520

700

800

1000

1250

1500

1600

<§§§;QDo}'bi0iH^

150

175

200

Montage der Absperrventile.

Die Absperrventile sind so anzuordnen, dass der Dampf unter das Ventil tritt, da sich sonst das Ventil bei vollem Dampfdruck zu schwer öffnen und die Stopfbüchse unter Dampfdruck sich nicht dichten lässt. Einige Specialkonstruktionen, wie z. B. das Ventil von Daelen, lassen auch die umgekehrte Anordnung zu.

Dampfabsperrventile, welche dicht am Dampfcyiinder sitzen und bei denen der Dampf stossweise durchströmt, müssen besonders g»t konstruiert sein.

VVassersäcke in der Rohrleitung.

entstehen durch unrichtigen Einbau der Ventile (Fig.1901—1902), verursachen Geräusch und Gepolter (durch den Kampf des Wassers

Kessel

—v-

Wo

Fig. 1902.

Fig, 1901.

ÜÖC

■v.

Fig. lfeOS—1904.

Fig. 1905. Dampfschieber

mit dem Dampfe), verengen den freien Querschnitt und erzeugen Spannungsabfall, so dass der Dampf in der Maschine zeitweise viel weniger Druck hat, als im Kessel.

Falsche Anbringung {Fig. 1901—1902) des Absperrventils in horizontaler Leitung. Bei w bildet sich ein Wassersack und ruft die eben gerügten Uebelstände hervor.

um

zontalc Lage hat; dass sich bei v ansammelnde Wasser kann den freien Durchgang des Dampfes nicht beeinträchtigen.

Durch den Dampfschieber (Fig. 1905) wird ebenfalls ein

Richtige Anbringung {Fig. 1903). Durchgangsventile müssen 90° verdreht eingebaut werden, so dass die Ventilspindel hori-

Wassersack vermieden.

Man merke sich also folgende Kegel :

Durchgangs ventile müssen mit horizontal Hegender Spinde! eingebaut werden.

Montage der Leitung.

man

In der irrigen Meinung, dass das in der Rohrleitung sich bildende Kondenswasser in den Kessel zurückfliessen wird, findet Leitungen ausgeführt, welche nach dem Kessel zu Fall

eL=

B©

TL

___„„„    ©gj

/?//// v/Z/V/V/’ /vv/v/vvvvv/'’/v v/vw vv/v //v vvwv //.-//V/ ////P/TW/ZT/i

Fig. 1908. Unrichtige Neigung.

haben (Fig 1906). Es ist dieses grundfalsch, da die Erfahrung zeigt, dass hei den gebräuchlichen Dampfgeschwindigkeiten ein

Laufen des Wassers gegen den Dampfstrom unmöglich ist.

Richtige Neigung der Leitung.

Gefälle nach der Maschine zu etwa 1 : 500 his 1 : 100, also auf 1 Mtr. Rohrlänge 2 bis 10 mm Fall.

E]

I u.

y/v////v//Vs'/'s/Z'v//v/v//vvsyvvvsvvvvv'/vvvvvvv////vv/vvv/wvv'//'/v'V'/Y¹/v'///vvs'

Fig. 1907. Richtige Neigung.

///vv//vv//s

Es gilt als zweite Regel :

Die Frischdampfleitung ist mit Gefälle nach der Maschine zu

zu legen.

Es ist dafür

Entwässerung der Dampfleitung.

dass das in der Rohrleitung sich

orgen,

bildende Kondenswasser nicht in die Maschine gelangt.

zu s

-R

Fig, 1S08. Entwässerung vertikaler Leitung.

Dieses erreicht man bei kleinen Anlagen und kurzer Rohrleitung, welche vertikal in den Schieberkasten einmündet, am einfachsten durch Anbringen eines Kondens-hahnes am Absperrventile (Fig. 1908).

Dieser Kondenshahn wird geöffnet, bevor das Ventil an der Maschine aufgedreht wird. Während des Anwärmens des Cylinders lässt man den Hahn etwas offen.

Als Regel mag gelten;

Am tiefsten Punkt der Rohrleitung ist für Entwässerung derselben zu sorgen.

Hiilfs- bezw. Reserverohrleitung für die Hauptdampfleitung.

„Jeder Betriebsstillstand muss bei der Anlage ausgeschlossen sein“, so ähnliche Forderungen stellen die Auftraggeber einer Dampfanlage. Muss die Hauptdampfleitung, einer oder mehrerer Dampfkessel, infolge einer Reparatur abgestellt werden, so soll die Dampfmaschine trotzdem weiter laufen.

PT

lia

j«(

vî

y//A

§>

si

■*—I

ff

©• !

S*

;rfl. .

51 ,

t-

I...

Haupt\

Leitung

jf

-T

«3

'yZ.-:r

Çj&A

A-

“tlv

Fig. 1909—1910. Rohrleitung.

worin bedeutet: 1—10 Dampfabsperrventile an den Kesseln, 1—IV Kupferne Federrohre,

A Wasserabscheider,

C Kondenswasserableiter.

Besonders werden diese Forderangen von elektrischen Centralen gestellt, da es gerade hier wesentlich darauf ankommt, Betriebsstillstände nach Möglichkeit auszuschliessen. Zar Erfüllung dieser Bedingungen wurde für eine elektrische Centrale oben stehende Rohrleitung entworfen.

Der in Fig. 1910 mit HUIfsleitung bezeichnete Rohrstrang soll dazu dienen, bei etwaigen Reparaturen an der Hauptleitung den Dampfmaschinen den nötigen Dampf zuzuführen. Die allgemeine Anordnung entspricht einer in England gebräuchlichen Methode.

Im übrigen müssten die Absperrventile so angeordnet sein, dass jeder einzelne Kessel abgestellt und doch der Dampf den sämtlichen Verbrauchsstellen zugeführt werden kann.

Wasserabscheider und Dampftrockner.

Mit der Länge der Rohrleitung wächst auch die Menge des sich bildenden Kondensationswassers, auch ist dem Umstand Rechnung zu tragen, dass aus dem Kessel sehr häufig während des Betrieb es vom Dampf Wasser mit gerissen wird. Um nun zu verhüten, dass dieses Wasser in die Maschine gelangt, werden Wasserabscheider (auch Dampf trockner genannt) in die Rohrleitung eingeschaltet.

||

Hu

von Wasser-

Fig. 1911—ml3.’rTypen abscheidern für^vertikSeLÜeitungen.

Wr

Rosenk

Fig. 1914-1923.

ßcbäffer

Typen von Wasserabscheidern für horizontale Leitungen.

;.y

\A

v©

7&7777777ZZ7rfŹ77777Ż77777777777777777Zś7777Ż7Z7Z77777;777777/7?7?7Z%

W Wasserabscheider,

V Ventil,

/< Hahn,

C Kondens-topf.

Fig. 1924.

Anordnung der Wasserabscheider in vertikalen Leitungen.

Der Kondenshahn h wird am besten mit einem Wasserableiter (Kondenstopf) C verbunden, welcher das Wasser: selbstthätig entfernt.

Kurze horizontale Leitungen.

Für den Fig. 1925 dargestellten Fall einer Leitung unter 40 Mtr. Länge und guter Umhüllung genügt ein Wasserabscheider IV, welcher an der tiefsten Stelle der Leitung anzubringen

ist. Liefert der Kessel jedoch nassen Dampf, so wird noch die Anbringung eines guten Wasserabscheiders in der Nähe des Dampfkessels erforderlich.

£Mp=

ur m.

7/7,TrT7Z^v77777777y7777777777777777Z7777777777777777777ft

‘)/7777777777777777P777V7777ZYŹ^i

Fig. 1925.

Wasserabscheider für horizontale Leitung.

K Kessel. X» Dampfcylinder W Wasserabscheider, h Hahn, E Verbin. dungsrohr, C Kondenstopf.

Wasserableiter (sog. Kondenstöpfe).

Das vom Wasserabscheider aufgefangene Wasser wird durch das Kohr R (Fig. 1925) dem Kondenstopf zugeführt. Dieser leitet es selbstthätig ins Freie oder in einen Kanal. Der Apparat wirkt in der Weise, dass sich der Abfluss für das Kondenswasser selbstthätig öffnet und der Apparat sich entleert, sobald sich eine gewisse Menge Wasser angesammelt hat.

Grösse der Kondenstöpfe.

Die Menge des sich in der Kohrleitung bildenden Kondens-wassers kann man nach folgender Tabelle bestimmen.

Kondenswasser pro Quadratmeter Rohrinnenfläche in Kilogr. pro Stunde.

Tabelle 255.

Material Dicke Preis der per Umhüllung Lage qm

für

Dampfdruck in Atm.

2-3 4—5 6—7 8—9 10-12 13-15

Nacktes Kohr Stroh .    .    .

Kieselguhr .    20

Kork Seide

15

40

20

I CO CO 02 2

oo >> ^ *'£. 1-1 o o o

^    «q

1-1 © o o

O O !-*■ h-* ►£. 02 ac'/'oi Ü1

*rï.eI-s',L<=2. °°

O C<l T-l rH O

OtO^OD⁰⁵

Für nicht umhüllte Flanschen 20 °/₀ mehr.

Beispiel: Länge der Leitung 200 Mtr., Durchm. 150 mm, p = 6 Atm. Flanschen nicht umhüllt, ergiebt für Kieselguhr 20 mm dick:

Rohr

Flanschen

25 kg

200 -0,15 - Tr- 1,1 + 0,2 • 200-0,15-tt • 1,1 =

Kondenswasser pro Stunde.

Bei der Wahl der Grösse des Kondenstopfes nehme man für die in den Prospekten angegebene Leistung nur die Hälfte an

In Bezug auf die Wiedergewinnung der Wärme des Kon-denswassers soll das Kondensat: der Frischdampfleitung,

des Dampfmantels, welcher vom Frischdampf geheizt wird, „ eventuellen Dampfmantels des Beceivers in das Speisewasser geleitet werden; dagegen das Kondensat aus: den Schlammhähnen der Cylinder, dem Beceiver,

„ Schieberkasten,

„ Auspuffrohr

wegen Verunreinigung durch Oel in den Abflusskanal gehen.

Anwendung der Kondenstöpfe. Fig. 1926—1933,

Frischdampfleitung

Dampfmantel des Hoch-druckcylinders

Topf] |

=■ Speisewasser

Abflusskanal

Dampfmantel des Hochdruckcylinders mit Frischdampf geheizt.

Dampf

Receiver ->

Emantel des Nieder- Ui druekcylinders

Luftpumpe

Toffjj

ah

Abflusskanal

^////////////////////////////////

Dampfmantel des Niederdruckcylinders wird vom Receiverdampf geheizt.

drue

tel des Hoch-

;rs

Ah

Speisewasser

Nieder-

Top

druekcylinders

Dampfmantel des Hochdruck- und Niederdruckcylinders vom Frischdampf geheizt.

Auspuffleitung [

Abflusskanal

Aaspuffleitung. Schlammhähne zur Entwässerung der Dampfcylinder,

V//Z//.

"Abflusskanal

Die Schlammhähne sollen nicht vereinigt, sondern einzeln abgeführt werden.

thsi

Damgftylmder

Recei verJ'

Spetsewasser-BeTillter ~

J ^ WalsMosctedll

¥ Æ

v,

Conajeiriaopf.

Confeésjwipf

Entwässerung der Eincyiindermaschino.

Siele,

tZT «

yji

li

HT*

Was,

i?3f

" — p^M

7Ź7777777/,

3f

WlLrLmJm,

sto

fi

fi

mi

Niedel

ider

Hochdru&tt^tów

■w

Ip

ran

lujL

Rec eiver. C

#1

d,

iTrHfc

Y///////////y{

heider

fil

4=

Cor

LiffhMfe

Entwässerung der Kompoundmaschine.

Sä*

Abschnitt XV.

Verschiedene Normalien und Tabellen,

Tabelle 256. Gasgewinde.

'---D--:

1^— d—

*1

Für die lichte Rohrweite Zoll I

mm

V*

7s

V,

7s

su

V.

1V₄

IV,

l⁸/*

2V*

2 Va

2®/*

|®g

Äusserer Kern-Durchm. durchm.

mm

mm

13

16

21

23,5

26

29

33

42

47

54

11

14

18,5

21

23,5

26

30

37

44

51

80

77

89

86

Anzahl

der

Gang

auf

1“ engl.

Ge

winde

tiefe

mm

19

19

14

14

14

11

11

11

11

11

11

11

11

11

11

eo to "to

Tabelle 257. Flaches Gewinde.*)

—D-

r*—d--H

Äusserer Durchmesser

Zoll

ram

Kerndurchm. Anzahl der Gänge auf

1 “ ensl

Gewinde

tiefe

mm

mm

⁵/s

'4

7₈

1V₈

IV,

17₈

IV,

17s

17₄

17s

274

2 Va

2³/4

20

23

26

29

33

36

39

43

46

50

52

59

455

72

78

12

15

17

20

22

26

28

31

33

36

38

40

46

52

58

<M <M (M 01

lO rH    (—> r— "

co co

to

to

CO CO

K) K) Iw K)

CO CO

t-»

to to

CO CO

CO CO

1O1OCOO

**•

— I-J

l-J to'"

-vj

’) Trapezgewinde s. Seite 189.

Gewicht

der Mutter-u. Unterlegscheibe incl. darin befindl. Bolzen in kg

THiHOJ^CDOOOOOl^t-iONCOMCD-^^CIMOlOO ooooo th ^wm^coooH^too >o r- ^ os d d d d o d d d d d 6 d h « h in oî m ® œ

des

Kopfes

Są

SnOim^tOHOCiONIMiOiOiOiOMNOOCOOl

o ® ® oc o o -r^ -t-h et co ^_.io r~- as co_ co co .-h o co ₀- d d o o“ o" d o d o~ d" o' d o" h h h n ro ó

Whitworihsches Sehr aubensystem.

Unterlegs dieibe I

Kopf und Mutter

Zu-

von 100 mm Bolzenlänge

Dicke

messer

Kreis I

um das j Durch-Mutter-sechsećk

Schlüs

sel

weite

lässige

ße- Kopf-lastung höhe in kg

CO^COCßOiO^(MHT-i(MiOCCOO^OQOiOOO(M

oq q q q q h h w co ^ o © i> 05 q w ^ »q q o o co

O O O O O O O 6 O O O o” O " H h H SÎ IN M M

^■^oJOJcJr^^^^T^oiococor-r-ooœcsSS

§o^S§nM^cloS©°®œoofflœ°^™^

O O O    iD    iOiOO    iO O 05 O

î^2Ss"8SS31s2SggSsS8sSSS

15

16*

61

22

24

27

33

38

42

45

50

54

09

64

68

72

76

85

94

103

112

CK Q>^^§^g^§§§0§§§§§§§00%

Tabelle 258.

Zahl der Gänge

auf

1" engl.

^    O 00 D — [*-» rp (*p t[***^

•o «

*3.

co co

S chrauben-B olz en

Kern-Durchm. in mm

« g2§§ss®?sgssąąąssą§s^ą

^ _₎T^rrI^rrrrrr:oô'»ood^cococrproi>rôafa^xoôco'

^WJTH^T^CvlGMGvICvlCOrOCO^^^iCOCO

Gewinde-Durch-

mes-er

in den Spitzen

.rirHM^OhiOtMOhOtNOC^iOtMOJifiOiOC

g oooS'rll>^ociclclTtî.l£l1>:^^⁰i^lC£^⁰9-T^àrl⁰Çc^

S crrrCrîC^HC^'iOoTcNOOÔ'^^'oOT-rT^'r-ror^'cOoi'cD ^ L wHHHH(M(M(MCOCOCO^^i^iOOCDCOt-

Zoll engl.

sfsflf -

japuiuasqB uiui ui suaziog -^eiS -p J8ssaunpanQ

•.„.OOtCOCOOCOCOOSOJiTSCStMOOCi-iOOTfOr-L LUT-li-^rtrH<MC'10J<MfOCOCO'^''^'rtiOOGl>I>

Tab. 259. Schraubensicherung (s. auch Seite 130—131).

----e-

-u' -J”

Ir^ar

|T"

i§

=t

-.JE

i;

tr

---d--->

---

Gewinde in Zoll

ffloSota    w w cc m

22

26

30

34

39

43

47

53

58

64

69

75

82

89

96

103

110

27    22

80

23

33 26 36 26

55

36

50

74

CD CO CO 00

£ £ CO CO CO

00 oo c: c:

h-L    i    t—l    H-*-    1—^    I—¹    8—^    H-¹    1—^    1—^    I—k-

OöiWCCW coccoo ooow

ÇLX)

rh

C~É—

4>-

% -» ■©»

CU-i

Schraubensiciierua^ (s. auch Seite 182).

7p.

<//

IM

! |    I] i¹

* jgHÉ

ILA

spi nnni

u in i a 11,!    11

— L_

Ld

-!----H —

Pi

üü

/////

r<-

,i

ÉL Tq

-->Jok-

Gusseisen mit Weissgussfutter, Fig. 1948-1949

Rotguss, Fig. 1950

i—-Lt—L H-*- V—i^ h-*• i-J“ l—<>■ j—i. |—L (_■»•

ooo

K) K) tCtO K) COOi^tOO O O O O O

O O O O O O (M ^ O co CO CO CO CO CO

ooo

ooo

Stoto    SSo®®

©ooGoœ-j-i-iœoiO!

⁰¹    ^    ^ co co œ cp oo Ci Ci Ci os o o ^ £ £ t© t© tc

190

200

218

232

250

268

278

296

312

330

4^ 03 CO M © if*.

448

488

518

552

5SÔ

24

24

26

26

28

28

30

30

32

34

36

38

40

40

42

42

44

46

48

48

50

52

54

140 10 154 11 164 12 178 12 192 13 206 13 220 14 230 14 244 15 256 16

12    120 10 24

13    132 12 24

14    144 12 26

15    154 12 26

16    166 14 28

16    176 14 28

17    188 16 30

18    198 16 30

18    210 18 32

19    222 18 34

270 18 20 236 20 36 276 19 22 258 22 36 322 20 24 280 24 40 348 21 25 302 26 40 368 22 26 324 28 42

400

426

00 to

504

24    28 348 30 42

25    30 370 32 44

26    33 392 34 46 28 34 416 36 48 30 35 440 38 48

530 31 36 462 40 50 594 35 40 520 45 52 660 38 44 576 50 54

Mischung für Weissguss s. S. 86. Bearbeitung der Lager-schalen s. S. 92. Sicherung gegen Drehung s. auch Seite 88.

H»

Ff

Tabelle 261.

4-

k—p-'

er

•Ei

er

Stirnzapfen und Schablone zur Abrundung der Lagerläufe.

III !!!!! lim ililllilsl ssssgë

00 S K O 00 CD Cn    M h O S 00 Soil^i^COOiCOtolCCo q to OO O) O¹

~.000<N(N    (NOCOOOOO(M(MOO    OOOOO    OOOOO    OO    O

ItHtH    t-Ht-Ht—1-*—IC3C3ÇN040J03    C4 CO CO CO CO    CO CO CO CO ^    Tf    O

50

20

62

74

86

98

110

120

132

144

154

166

176

188

198

210

222

236

258

280

302

324

348

370

392

416

440

462

520

576

CDCOQOQO-3—3000*0*

to    toto    to '—i—^ »—¹ 1—»•    I—^    i—^    ^    h-*■    I—^

O*    too    000-300*    ^    CO    to    o    o

I—k.    ï—Lï—lL.    r-kf—kl—LJ—H-A. ł—A. t—Ł H-* H-k

^    ^    ^ CO CO OO CO CO CO

o    oo    ooooo    ooooo

25

30

35

35

35

40

40

50

50

50

50

50

50

50

50

50

50

50

50

50

50

50

50

50

50

50

50

50

Bearbeitung von Kurbelzapfen s. Seite 114. Haeder, Dampfmaschinen.

39

bi

b

K-r -H

h¹

• lO-

iss

5s

Fladikeil.

Nutenkeil. F Tangentialkeil.

Rundkeil.

Welle

Breite

Nuten-

keil

Tangen-

tialkei)

30-39

40—49

50—59

60—69

70—79

80—89

90—99

100—119

120-139

140—159

160—179

180—199

200-219 220-239 240—259 260- 279 280—299

300—324

325—349

350-374

375-399

400—449

450—500

12

14

16

18

20

23

26

30

34

38

42

46

50

55

60

65

70

75

80

85

90

95

100

10 3

O H (M CO rJH lO I> H H H H H H H

tocoo«Tf œ œ <N io oo ö T+noTo CM O) CO CO X

00 -J 05 Ol Cn

CD 00

15

16

17

18

20

22

23

25

26

leichte Keile für Excenter Steuerräder, Begulator-scheiben welche auf der Hauptachse sitzen

tH Iß iß CD CD

54' 19 58 21

28

30

46    23    8

50 I 25 | 8

Die Tabellen in den verschiedenen Maschinenfabriken zeigen Unterschiede in den Keilbreiten bis 50 °/₀ ! Theoretisch lassen sich die Dimensionen der Keile kaum bestimmen. Die Keilversenkung (das Maass c) findet man meistens tiefer ausgeführt, doch erhöht letzteres die Gefahr des Krummwerdens der Schwungradachse.

Für den (seltener ausgeführten) B U n d k ei 1 wird £ meist kleiner genommen,

Wahl des Konus.

Fig. 1957-1966.

Kolbenstange im Kolben

Konus u — 45°.

tffSrt

r-

_r...

Kolbenstange im Kolben mit Mutter

Konicität c =

ic

10

IIHi

Kolbenstange im Kreuzkopf mit Keil

Konicität c — ~ l.

4^f

25

K--1-

Kolbenstangenkeil im Kreuzkopf

Konicität c — — l.

40

Kreuzkopfbolzen im Kreuzkopf

Konicität c = — l.

JE

r*-

PP

25

Schubstangenkeil mit Schraube anzuziehen

Konicität c =--Z.

"U

"criri

10

Schubstangenkeil mit Schraube anzuziehen

Konicität c = — l.

i\

liiÜT

¹0

Kurbelzapfen in der Kurbel

Konicität c — — l.

«4t

24

Hahnkiiken

Konicität c ==

Zl

Keile

Konicität d. Nasenkeile c =■—l

100

» Federkeile c =— l

100

39*

-Hfl*- -Hfl*-.

,i

L —d--

* à c---h

i ?.....

,.ï_

>- c— c--->

KWWWW

a

■r>Zï'tr\\ \

m V \

a JT a

---0-----*\ ■

— P---------H

Fig. 1967—1968. Hierzu Tabelle 264.

Tabelle 263. Ventilkegel. Millimeter.

-k

r^-

->j

Ł-

<-C*

il

Ue-

ii

■*---hf"

Hub

CD C-

"d* o o cd i> i>

^ co to

O IC CD

23

8    35

O iD CD CD [>

26

30

34

38

10    40

12

15

18

42 '    20

46

50

54

55

70

85

100

22    115

24

26

130

145

Ausführung der Ventile (bezw. die des Ventilkegels) s. „Haeder, Pumpen“.

Millimeter.

Schrauben

k Zahl

10

12

14

16

18

10 40 39 26 10 43 42 30 10 46 45 33 15 49 48 36 15 52 51 40

12

13

14

15

16

00 00 00 00

20

23

26

80

33

36

40

43

46

15 55 53 43 15 58 57 50 20 62 60 55 20 66 63 60 25 70 67 65 30 75 71 70 30 80 75 75 35 85 79 80 35 90 82 85

17

18

19

20

21

22

23

24

25

50

55

60

65

70

75

80

85

90

95

40 100 86 90 26 45 105 91 95 27 50 105 96 100 28 55 110 101 105 29 60 115 106 110 30 65 120 110 120 30 70 125 115 125 31 75 130 119 130 31 80 135 124 135 32 85 140 128 140 32

100

110

120

130

140

90 150 134 150 95 160 143 160 100 170 152 170 105 ! 185 162 185 1101195 171 195

34

35

36

38

39

150

160

170

180

190

120 210 180 210 1201215 184 220 1301220 188 230 130 225 193 240 140 230 197 250 140!235 200 265

40

41

42

43

44

45

1—* I—* 8-Ł

4^ CO CO CO CO to 101-^8-^00

ocooC]~acia5    uî IC co to to    71|Ii|l7oooc0':0G0G0

CO CO CO CO CO CO CO CO tO tO tO tO tO tO tO tO tO 1—L i—L i—Ł    ^ i—h-*■ i—k-h-*!—⁴-!—‘■i—*.    h-i

Ol ^ CO CO OS to K o co GO O OiOCOtO^OCOGO^O) cnoi^œtoto — oo o

to to to to to

10

10

10

13

13

60 88 66 95 71 100 76 110 84 118

50 89 53 95 56 101 64 112 67 118

CUCJUCJI^^^COCOCO

COCDl>|>CX)0000050iOi

(X<l<103030i0i0i0i

tototototototototo

13

13

13

16

16

16

16

20

20

20

20

20

20

23

23

23

23

26

26

30

30

30

33

36

36

40

40

40

40

43

89 122 98 132 105 138 110 144 119 160 128 168 135 174 144 192 151 200

70 123 73 130 82 142 86 149 95 162 105 176 HO 185 120 199 125 207

158 206 135 221 163 212 145 236 168 216 155 251 175 230 165 266 180 234 175 281 196 250 185 295 205 254 195 310 210 270 205 324 215 274 215 339 220 280 225:353

238 304 240 374 248 314 255 398 260 322 270 422 281 352 290|452 393 372 305:476

314 392 330 510 328 412 335|519 338 422:350 538 348 432 355 548 360 4521370 567 383 [4701375 575

Unter Umständen kann man das Maass k = l machen. Stopfbüchsen für Metallpackung s. Seite 614.

er

Tabelle 265.

Stopfbüchsen für Metall-Packungen.

L*-----0--->1

k--------p-----^

Für 6 Atm.

Für 11 Atm.

15

10

40

30

104

70'

55

65

20

14

40

35

114

81

55

69

25

18

47

45

128

95

70

88

30

22

54

50

134    100

73

95

35

26

61

60

158

118

88

114

40

30

61

65

164

125

88

118

45

34

68

70

185

136

91

125

50

38

76

80

196

148

108

146

55

42

76

85

202

153

108

150

60

46

84

90

206

158

110

156

65

50

92

100

225

170

123

173

70

54

92

105

230

175

123

177

75

58

92

110

240

186

123

181

80 | 62

100

120

250

200

135

197

85

66

108

125

265

205

135

201

90

70

116

130

270

210

138

208

95

74

124

140

280

220

152

226

100

78

124

110„ 86

124

120

94

132

130

102

132

140

110

140

150

118

140

160

126

148

170

134

148

O O O O O    ooo

^ IO CO h o    o H (M

(M (M (M

300

310

317

342

367

382

402

412

233

243

255

271

288

304

318

328

152

152

158

158

172

172

178

178

230

238

252

260

282

29)

304

312

180    142

156

190

150

164

200    158

164

OOO

co ^ o

(M (M (M

422

447

338

355

460 373

H-*•

CO CO 00 O O O

322

340

348

Die hier nicht angegebenen Maasse Tabelle 264 Seite 613.

§ § § § § ” S § £    £ £ öS £ §    §

o o S ® ® ®    2 g m S ™ o in o oo tu <m |

O. (N <N & & § SS g    3 S ^ £ g £ g

74

78

100

107

129

133

114

118

147

161

190

194

140    208

162

167

174

239

243

258

193 285

197

201

218

222

230

251

255

263

277

285

310

318

289

293

318

330

346

375

379

387

409

417

450

458

man der

Tabelle 266. Ventile. Millimeter.

Diese Tabelle soll Anhaltspunkte geben, ein Ventil (bei Entwürfen) in allgemeinen Umrissen andeuten zu können. d ist der Rohrdurchmesser.

rtr'f

•r-»    |

---—

r—

^ r

VS

JS

¹ fr* i

£_____t_! I

(-e—er—sĄ

r---rQ-->1

T-ffipî

A lir y

_____J

----!--------*

I«—a-»»*«—a- *i

Je

20

70

100

25

35

35

110    160    130    50    225

30

80

120

50

55

55

125    180    140    60    240

40

90

140

75

60

60

140    200    150    70    260

50

100

160

90

65

65

160    220    170    80    280

60

110

175

105

70

70

180    240    180    90    300

70

120

185

120

75

75

200    26)    200    100    320

80

130

200

135

80

80

220    280    210 HO 340

90

140

215

150

90

85

240    300    230    120    360

100    150

230

165

100

90

260    320    240    130    380

110

160

245

180

120

170

260

200

130

180

275

215

140

190

285

230

150

200

290

240

O    O    O    O    O

tH    (M    CO    ^    O

tH    r—i    t—<    tH    tH

95

100

110

115

120

280    340    250    140    400

300    360    270    150    420

320    380    280    160    440

335    400    300

350    425    310

tH    y—I

460

475

Tabelle 267. Zahl und Stärke der Schrauben¹)

für Böhren mit hohem Druck.

Liditer Rohrdur chm.

Druck in Atm.

10' I 15

20

40

60

mm

Zahl Dm.

oo Sî Ü Ü § oooooo

^    If œ tD co 00

300

400

600

800

O 05 © ⁰⁰

^    __w    __co __w __ca    w 01 w tn

COOO 05 05 ^ ^

to to H -to o to o

_a_

Dm.

Xk

⁵ls

⁶/₈

⁵/s

⁶/₈

⁶/s

x co co co co co co N

Dm. Zahl Dm. Zahl Dm. Zahl Dm.

oc OO 05 ¹-

³U

⁸U

⁸U

⁷ls

CO 00 00 ^

o o    w co o

1-H vH    T—( t-H (>3 (3VJ

⁷ls

⁷ls

⁷ls

1V₈

CM <N    CO O O CM

¹ ■»—¹    n n m n

l ■    "d ¹4 M W    03 CO Cn Cn Ol

cd aT" aT~    ¹ T~ oo'"" ôo~" oT" to"

CO CO ^

_. ■—. —— —-—.

vH tH tH t-H t-H rH

CO CO CO CO 00 GO

I to to H )-¹■ H-¹. I-i.

I to O 00    tO O ⁰⁰

<tw CO CO CO CO OI cn

00    ^    ^    oT~ CO

CO CO GO 00

to    to    !-¹■    I-¹-    t-»-    I—¹• ł—Ł.

00    ^    CO    05 to    o    oo

CO CO 00 00 ® ^

T—J tH

Für rechteckige Gefässe, z. B. Schieberkasten von derselben Querschnittsfläche wie das Bohr, sind 2 bis 4 Schrauben mehr zu nehmen.

Tabelle 268. Nötige Schraubenentfernung

um die Schraubenmuttern mit dem gewöhnlichen Schraubenschlüssel noch bequem anziehen zu können. Millimeter.

Schraubendurchmesser in Zoll engl.

*/£    bls    SU    ⁷/s    1    1V₈    ^4 l³/s

50    58    65    70    85    90    100 110

to '7-o s-

lfi/₈ l³/4 U⁷/₈    2

130 i 135    144 | 150

Schmiedeeiserne Flanschen für kleinere Dampfrohre.

Tabelle 269. Ovale Flanschen.

->1 s{<-

Wl. iîlî

Y7

1/ —>i

"ß)

i*-

I k:

.-JL

ipy-“*

rrri

Kupferrohr,

einlöten.

Gasrohr,

einschrauben.

i-i

f'r<-

Fig. 1976-1977.

-->i

Licht. Durchm'

Dicht

fläche

d engl." a

h ik l

w w w •-

O cn O OT

O Ol Ol CO CO ^ kC

00 -a 05 Ol Ol Ol Ol GO

kO Ol 00 co

Hf kO o co

Ol    kO co

H    'TH rH

00 00 o

rH rH rH Ol

O O IO .©

co ^ o

Ol CO CO CO

Ol O uO kO

t—I rH rH rH

2 05 <1 O

labelle 270. Runde Flanschen.

z' - i- f N

0' i /©

& ,e 1

k:

.a.

V;

. #*•»

Kupferrohr,

einlöten.

î-M

-■i-

Uh

Gasrohr,

einschranben

-*f r*-

Fig-.il978—1979.

Licht. Durchm.

bchraub.-

löcher

Dicht.-

fläche

engl/'

b AnzaM c e j f g \ hi k

W W K) i-* O © cn

^ ^ ^ y

»o cc    | I

Qi ^ CO CO tO tO ^ O

GO -1 05 Ol Ol Ol Ol GO

m co co ^

CM Ol Ol Ol

rH •rH rH rH

80

90

100

110

Ol

CO ^

rH t—i

Oi    OC

O Ol o o

CM CO CO CO

Transmissionen.

p 716,2 • N ^ r • n

; N=

716,2 • N

716,2 • N r~ n-P

(378).

716,2

r=Scheibenlialbmesser in m ; IVPfirdest.; » Touren pro Min.; PUmfangs

kraft in kg,

— Umfangsgeschw. in m pro Sek. . .

Wellen (Material : Flusseisen).

Yon den in nachstehender Tabelle angegebenen

Bei Bestimmung der Wellenstärken der Transmissionen hat man natürlich besonders darauf zu achten, dass an den Kraftentnahmestellen die Achse genügend unterstützt wird. Wellen, auf denen Zahnräder sitzen, deren Betrieb ja Erschütterungen im Wellenstrang hervorruft, macht man im allgemeinen etwas schwerer.

Wellendurchmessern kann man deshalb abweichen, je nachdem man mehr oder weniger Lager zur Anwendung bringt.

Tab. 271. Gebräuchliche Wellendurchmesser für Transmissionen.

PS.

Umdrehungen pro Min.

401'6Q 1 80 |l00|T20|l40|l60|l80|200|225|250|275|300|350l400

1-2

2-3

3-4

4- 6

6—8

8—10

10-12

12-14

14-18

18-20

20-25

25-30

30-40

40—50

50-55

55-70

70-90

90—120

120-150

150-175

175-200

60 55 50 50 45 45 40 40 40 40 40 35 35 35 35 65 60 55 50 50 50 45 45 45 45 40 40 40 40 40 70 65 60 55 55 50 50 50 50 45 45 45 45 40 40 75 70 65 60 60 55 55 55 50 50 50 50 50 45 45 80 75 70 65 60 60 55 55 55 55 50 50 50 50 45 85 80 75 70 65 65 60 60 60 55 55 55 55 50 50 90 85 75 75 70 65 65 65 60 60 60 55 55 55 50 95 85 80 75 75 70 70 65 65 65 60 60 60 55 55 100 90 85 80 75 75 70 70 70 65 65 65 60 60 60 105 95 85 85 80 75 75 70 70 70 65 65 65 60 60 110100 90 85 85    80    80    75    75    70    70    70    65    65    60

140 125 120 110 105 105 100 95 95 90 90 90 85 85 80 150 135 130 120 115 110 110 105 100 100 95 95 90 90 85 160 145 135130120 120115 110 110 105 100 100 100 95 90 165 155 145 135 130 125 120 120 115 115 110 105 105 170 160 150 140 135 130 125 120 120 115 115 110 110 175 165 155 145 140 135 130 125 1201201115 115110

100100 105 100 105105

Riemenberechnung.

Bezeichnet

b die Breite, ö die Stärke des Eie- l mens in cm,

N die Anzahl der zu übertragenden Pferdestärken,

D den Scheibendurchmesser in Mtr.,

11 die Umdrehungszahl pro Min..

V die Umfangsgeschwindigkeit in Mtr./Sek. nach Seite 618, P die Umfangskraft in kg nach Seite 618.

I-

£T

b;-.

I «w

t- -V- 1

T t

Neuere Riemenberechnung (nach Gehrckens).

Gehrckens sagt (Z. d. Y. d. I. 1893 S. 17): „Nehmen wir an, dass die Bedingungen günstig, dass die Scheiben genau, zentriert, sorgfältig ausgewogen, abgedreht und richtig gewölbt sind, dass das Scheibenverhältnis ein normales, etwa 1 : 2 ist) dass die Gipfel der Scheiben in wagerechter Linie liegen oder in einem Winkel zu dieser von 45°, dass der Wellenabstand ein angemessener ist (für unter 100 mm schmale Kiemen 5 Mtr. für breitere 10 Mtr. beträgt, sodass erstere 50 bis 100 mm, breitere 100 bis 200 mm durchhängen), und dass man für die betr. Scheibendurchmesser und Geschwindigkeiten ein passendes Leder ausgesucht hat, so glaube ich auf Grund langjähriger Beobachtungen und Rechnungen die folgenden Belastungskoeffizienten k für P, (also für die nützliche Kraftleistung des Riemens) empfehlen zu können. Die Zahlen der folgenden Tabelle gelten für Lederriemen und sind empirisch ermittelt.“

Tabelle 272. Werte von k in kg pro cm Riemenbreite.

V in Mtr./Sek.

10—14    15—19    20-24    25-30

8—4,5

Mtr. einf. dopp. einf. dopp einf. dopp. einf. dopp. einf. dopp. einf. dopp.

5-9

to

CM CO ^ kO CD

to

Ol rf* -

oö

Ol

o. Cd ^

CO O CD 00

to o

CO

iO)

CO

CD

■ tO ro

CO

O    O    lO    h    CO    o

ra    (D    00    H    H    H

CO 00 o

T—< T- CM

Die Riemenbreite bestimmt sich demnach zu :

O"

Ou

yr

•S

CO

CD

Tab. 273. Uebertragbare Pferdestärken für ein Seil *) (s/auch S. 278).

II

«heiba “

1200

900

650

S400

1100

600

1700

1400

1000

2000

1600

1100

2250

1800

1350

2500

2000

1500

2750

2200

1750

SssSss -Se ess SSS

§1    333 *"£3 • &3 - «£ a »

0g

«O 2 2 »

£3- - 35 2 S-S s 2 S- 3 2 g- g g3 fl S- s-£ 3 « 3 « 5 S- S-

sas sss gs's esis sse s-s- -se

K8S K£îS g5§'*-

~    Ł ~ g 5 œ    g ®

S£-3 535 = - 5 S 3 5 3 a S- g 3 s ą s s

5.s -ses --seses

05

-- «58 -fis £g£ g £

iii s i i

ßcheibendurcbmesser Seilgeschwindigkeit Umdrehungen Übertragbare Kraft Beildurchmesser^

für Neuanlagen die iq.Tabelle den vertikalen dicken Strichen entsprechenden Werte nelimen. Für Seile über 30mm Durćhm. wähle man wenn möglich die obere grössere Scheibe.

.Ar/.k A

!".......Ù.....*!

Lage der Achsen horizontal oder bis 50° geneigt. Drehrichtung, das untere Trum soll möglichst das

ziehende seiD

Acbsenentfernung E nicht kleiner ab 1,2 (D -f- d). Material Baumwolle zu wählen für kleine Durchmesser und unregelmässige Kraftübertragung (Stösse).

Spleissen von geübten Arbeitern besorgen lassen Ein o Splei8sang dauerÇ etwa drei Stunden Zugabe für Spleissen 4 m (für jedes Ende 2 in).

Einfetten der Seile mit geeigneter SeHscbmiere bat nach drei Wochen, dann alle drei''Monate zu erfolgen. Haltbarkeit der Seile bängt wesentlich Aufbringen und Spleissen^derselben ab,

Scheibendurchmesser. Bey guten Verhältnissen kann inan acht Jahre Haltbarkeit annehznon. Kraftverlust 3 bis 20% der Gesamtübertragung. Je grösser die Scheibe im Verhältnis zum'ßeildurchmesser desto geringerer Verlust Daher grosse Soheiben-durchmesser!

Beispiel. Von einer ne\jen, löOpferdigen Dampfmaschine M soll eine Transmission T mit 130 Umdre-gen angetrieben worden. Die Dampfmaschine macht 70 Umdro-O hungen. Die kleinere Scheibe kommt joq. auf T und giebt Tabelle für ein Seil von 50 mm Durchmesser 32 PS bei 2500 mm Durchmesser; es wären

richtigen ebenso vom

a= 70

.150 PS

hun

150    ,

also -— ~ 5 Seile nötig. Die Seilscheibe auf der Maschine

32

2500■ 130

= 4640

Durchmesser Wählt man

erhält - T0

statt der 50 mm-Seile solche ergiebt die Tabelle kleineren Scheibendurchmesser. i Anzahl der Seile wird natürlich grösser.)

40 mm Durchmesse

r, so (Die

Von grösstem Einflüsse auf die Dauer und Geschwindigkeit des Betriebes ist ein richtiges Spleissen der Seile.

*) Ueberträgt man mit den Seilen grössere Kräfte als hier angegeben, so ist die Lebensdauer der Seile eine kürzere.

Abschnitt XVI.

Allgemeine Bedingungen

für

Lieferungen von Maschinen,

aufgestellt

in in den Versammlungen deutscher Maschinenbau-Anstalten zu Köln am 28. December 1889, 10. Januar 1891 und zu Hamburg am 27. Mai 1893.

~co-

1.    Die Preise gelten ab Werkstätte; Verpackung und Fracht unterliegen besonderen Verein« barungen.

2.    Die Zahlung des Kaufpreises erfolgt am Ursprungsort baar in deutscher Reichswährung zu Vs bei Bestellung, Vs bei Ablieferung der Haupttheile ab Werk, Vs drei Monate nach Inbetriebsetzung, spätestens aber sechs Monate nach dem zweiton Termin, wenn sich die Inbetriebsetzung ohne Schuld des Lieferanten verzögert.

Monatszahlungen sind zulässig; jedoch soll alsdann die Durchschnitts-Valuta der obigen Zahlüngsweise entsprechen.

3.    Für Güte der Construction und Ausführung übernimmt der Lieferant eine Gewährleistung

von    Monaten in der Weise, dals er alle Theilé, welche während dieser- Frist nach

dieser Gewährleistung ausgeschlossen.

weislich in Folge schlechten Materials, fehlerhafter Construction ■ oder mangelhafter ' Ausführung unbrauchbar oder schadhaft werden, unentgeltlich zu ersetzen, bezw. alle ihm zur Last fallenden Mängel zu beseitigen hat.

Dor natürliche Versohl ei fs bleibt von

4.    Verschuldete Verzögerung in der Ablieferung berechtigt den Besteller zum Abzüge von höchstens ¹/ä % der Kaufsumme für jede volle Woche der eingetretenen Verspätung;

5.    Anderweitige Entschädigungsansprüche als die in den §§ 8 und 4 festgesetzten sind ausgeschlossen.

vollständig fertig

6.    Arbeiterausstände entbinden von der Einhaltung der Lieferfrist.

7.    Bevor mit'der Montirung begonnen wird, müssen die Fundamente u. s. w. und abgebunden, die Maschinenräume gegen Witterungseinflüsse geschützt sein.

8.    Zur Montirung stellt der Lieferant einen oder, wenn vereinbart, mehrere Monteure, welchen Seitens des Bestellers die erforderlichen Hülfsmannschaften, Hebezeuge, Beleuchtung, .sowie

die kleinen Materialien, wie Oel, Talg, Hanf, Mennige, Putzwolle «ind. Die Hülfsmannschaften verbleiben in der Berufsgenossenschaft des Bestellers.

pro Reisetag und di>

pro Tag und Mann für Verpflegung. Auf Verlangen wird

u. s.

w. kostenfrei zu gestellen

9. Für den Monteur wird berechnet aufser den Reisekosten dé

pro Arbeitsstunde, sowie dé Seitens des Lieferanten gewährleistet, dafs die Kosten für die Entsendung eines oder mehrerer Monteure einen bestimmten Betrag nicht übersteigen.

Der Arbeitstag wird zu 10, »unter Tage« zu 8 Stunden gerechnet; »unter Tage« zählen 8 Stunden = 10 Stunden.

Ueber* und Sonntagsstunden werden nach besonderer Vereinbarung berechnet.

10.    Zu den Maschinen werden unentgeltlich mifgeliefert eine Fundamentzeichnung und, wenn nöthig, ein Uebersichtsplan der Lieferung.

11.    Streitigkeiten über die Auslegung und Erfüllting des Geschäftsabschlusses werden durch ein Schiedsgericht geschlichtet, wozu jede Partei einen Schiedsrichter zu ernennen hat, welche vor Eintritt in die Verhandlungen einen Obirçann bezeichnen.

Auf das schiedsrichterliche Verfahren finden die §§ 851 bis 872 der Reichs-Civilprocefs. Ordnung Anwendung mit der Mafsgabe, dafs, wenn die beiden Schiedsrichter über den Spruch sic}i nicht einigen, jeder derselben ein Gutachten abzugeben und demnächst der Obmann diö Entscheidung zu fällen hat.

Die Vertheilung der Kosten des Verfahrens erfolgt durch das Schiedsgericht bezw. den Obmann.

Jedem Lieferanten und jedem Empfänger ist anzuraten, sich den unter 11 angeführten Bedingungen zu unterwerfen, er thut der Industrie dadurch gute Dienste und trägt sein [Scherflein dazu bei, dass die vielen Millionen Mark, welche die Gerichte und Advokaten einheimsen, der Industrie erhalten bleiben.

Dampfmaschine.

Aus der Offerte auf Lieferung einer Dampfmaschine müssen folgende Daten ersichtlich sein :

Bauart und System der Maschine,

Ob m i t oder ohne Kondensation,

¹

s. audi „Haeder, Dampfkessel², IV. Aufl., neue Normalrohrtabelle für hohen Drude.

²

Die Werte dieser Rubrik sind der Normaltabelle S. 594 entnommen.

Cyiinderdurchmesser, Kolbenhub, Tourenzahl,

Art der Steuerung,

Durchmesser und Breite des Schwungrades,

Ungefähres Gesamtgewicht der Maschine,

Gewicht,

Preis der Maschine komplett inkl. Absperrventil, Fundamentankern, Schmiergefässen etc. franco Waggon......

Preis der Maschinenspeisepumpe,

Zahlungsbedingungen :

% bei Bestellung,

¹/g bei Ablieferung,

den Best drei Monate später oder nach Vereinbarung, Beisekosten und Tagegelder für den Monteur,

Lieferzeit,

Leistung und Dampfverbrauch bei . . . Atm. :

• • rt

normal .... indiz. PS., .... kg pro Ni u. Stunde, gesteigert .... überlastet ....

Mit der Leistung „gesteigert“ soll die Maschine dauernd anstandslos, „überlastet“ nur vorübergehend arbeiten können.

Tourenschwankung ije nach dem Verwendungszweck) etwa bei plötzlicher Belastungsänderung von 25% der vorherigen Leistung nicht mehr als 1% %, zwischen Leerlauf und voller Belastung nicht mehr als 6°/₀.

Vorrichtungen zum bequemen Anbringen des Indikators sind bei der Maschine vorzusehen,

ve r -

Kürzung der Kaufsumme um 1% für jede Woche späteter Lieferung.*)

Garantie: Alle durch fehlerhafte Konstruktion oder mangelhafte Ausführung sich zeigenden Mängel, welche innerhalb eines Jahres Vorkommen sollten, werden ko st e n frei ab Fabrik nachgeliefert. (Für die durch Auswechselung fehlerhafter oder zerbrochener Stücke etwa herbeigeführte Betriebsstörung oder sonsiigen Schaden ist der Fabrikant nicht haftbar.)

') Das Recht auf Entschädigung kann unter Umständen erlöschen, wenn die ersten eintreffenden Teile vom Besteller angenommen werden, ohne dass letzterer Einspruch erhebt.

1000

98000

7000

2500

50000

2300

7000

0006

850

1250

2000

7200

0009

35000

12000

1800

241900

800

79000

5650

2000

42000

1850

5800

7300

750

1000

1600

5850

4850

29000

11000

1450

199900

Tabelle 274. Dampfanlagen (Preise für Ueberschläge).

200 I 400 I 600

100

80

09

40

15 j 25

10

Pferdestärken effekt.

00009

41000

22000

13000

10000

7500

5500

4000

3100

2000

4300

2950

1600

006

700

500

400

250

1.50

06

1500

1000

525

250

200

160

130

100

75

50

Dampfmaschine .

Fundament Montage .

34000

26000

21000

12000

10000

7500

0009

4500

3000

2000

ipfkessel .    .

1400

4550

5650

600

750

1250

4500

3750

23000

9500

1100

1558501

950

3350

4000

500

500

850

3100

2600

17000

7300

750

111850

550

300

250

200

160

120

80

50

2100

2400

350

250

500

1700

1500

11000

5100

500

71075

1500

1550

250

130

300

1000

950

0008

4000

270

1200

1000

800

009

400

250

Fundament . Einmauerung

ca

r;

1300

210

100

250

006

750

7000

3100

240

36200 44400

1000

700

500

300

150

180

150

120

06

09

80

200

800

620

0009

2500

200

09

160

650

500

5000

1800

190

45

30

15

120

500

400

4000

1350

145

80

400

300

3000

1000

125

40

300

200

2000

800

115

8120 12400 16750 22200 28400

ipfleitung.....

Wusserabscheidung .    .    .

Umhüllung der Leitung .

Speiseleitung.....

Pumpe, Injektoren .    .    .

Vorwärmer......

Kessel- u. Maschinenhaus Schornstein......

Diverse kleine Arbeiten .

Summa in Mk.

o>

i.

Ö.

v:

:

c

!

i

. •

■ - -

f

)

r

y

■ r

■

■

•■■i;.

.

.

'

I

- ' ' ■ i -i - r ,

.

-

■

-

..

w

ü

um«

.

⁽ <

•K*‘ » e*

.

/

1

M

-■£

-

'

- J

WYDZIAŁY POLITECHNICZNE KRAKÓW

BIBLIOTEKA GŁÓWNA

•m.

hi

mm

JH*

,1L..

Druk. U. J. Zam. 356. 10.000.

::

Biblioteka Politechniki Kiakowskiei