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Biblioteka Politechniki Krakowskiej

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DIE HEBEZEUGE.

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DIE HEBEZEUGE

THEORIE UND KRITIK AUSGEFÜHRTER KONSTRUKTIONEN

EIN HANDBUCH

FÜR

INGENIEURE UND ARCHITEKTEN, SOWIE ZUM SELBSTUNTERRICHT

FÜR STUDIRENDE

VON

AD. ERNST

Vorwort.

Inhalts -V erzeichniss.

Einleitung.

Fig. u.

^.=-§-4

d. Gruppenrollenzüge.

3 = -ZJihi = 0,04.

Zweiter Abschnitt.

Dritter Abschnitt.

107.

Si

Mè>:-

In Bezug auf die Details der Gauhe’schen Konstrukt

/i, D = P

yyyL?

Der Antrieb der Windenachse erfolgt direkt von ein

Tabelle für Mühlenelevatoren von Gebrüder Weismüll

4= 45^- = ~ikg.

Fig. 171.

256

^=1845 kg.

264.

Vierter Abschnitt.

PR — Q \r2 tg (cc2 — q) — rx tg (04 + q)] . . . . 305-

Ji

Fünfter Abschnitt.

B. Stationäre hydraulische Hebewerke mit Druckreservoiren.

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3. Pneumatische Hebewerke.

AD. ERNST

INGENIEUR UND ORDENTLICHER LEHRER DES MASCHINENBAUES AN DER FACHSCHULE FÜR MASCHINENTECHNIKER ZU HALBERSTADT.

MIT ZAHLREICHEN IN DEN TEXT GEDRUCKTEN HOLZSCHNITTEN UND EINEM ATLAS

VON 46 LITHOGRAPHIRTEN TAFELN.

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BERLIN.

VERLAG VON JULIUS SPRINGER.

1883.

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ALLE RECHTE VORBEHALTEN.

KRAKÓW

Druck von H S. Hermann in Berlin. —

Holzschnitte von E, A. Schnitze in Berlin.

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Vorwort.

Das gesteigerte Bedürfniss, bei den stetig zunehmenden Fabrications- und Verkehrsverhältnissen die Bewältigung von Lasten, den Forderungen möglichster Zeitersparnis entsprechend, durch geeignete Hebezeuge zu erleichtern und zu beschleunigen, hat auch in Deutschland nunmehr die Entwickelung einer besonderen Industrie für diese Hülfs-maschinen begünstigt, welche in England schon seit längerer Zeit in voller Blüthe steht.

Während früher die älteren Konstruktionstypen der für die gewöhnlichen Bedürfnisse als ausreichend erachteten Hebezeuge meist einfach schablonenmässig nachgebaut wurden, und die normale Entwickelung und Verbesserung dieser Maschinen dadurch verzögert ist, dass man das ganze Gebiet vielfach mit einer sehr ungerechtfertigten Geringschätzung behandelte, ohne es der Mühe für werth zu halten, weitere Vervollkommnungen anzubahnen, hat sich im letzten Jahrzehnt ein überraschender Aufschwung vollzogen. Die durch die Entfaltung der Special-Industrie neu erwachte Konstruktionsthätigkeit ruft zahlreiche wichtige Verbesserungen ins Leben, welche schnellen Eingang in die Praxis finden.

Unter solchen Verhältnissen scheint es angezeigt, dass auch die technische Fachliteratur ihr besonderes Augenmerk auf die schnell fortschreitende Entwickelung der Praxis richte und dieselbe durch Veröffentlichung des Neugeschaffenen unterstütze.

Ein derartiger Versuch scheint auch darum gerechtfertigt, weil bisher nur wenige umfassendere Werke über Hebezeuge vorhanden sind.

Rühlmann giebt in seiner beschreibenden Allgemeinen Maschinenlehre einen schätzenswerthen Abriss der hauptsächlichsten älteren und neueren Konstruktionen, und Herrmann hat in seiner vorzüglichen Bearbeitung der Weisbach’schen Ingenieur- und Maschinenmechanik sich besondere Verdienste um die Durchführung einer ausführlicheren Mechanik der Hebewerke erworben, sowie für die Beurtheilung der Konstruktionen sehr werthvolles Material geliefert.

Unter den Arbeiten über einzelne Gruppen der Maschinen zum Heben fester Lasten ist für Studienzwecke die in den Karlsruher Jahrbüchern durch Hart veröffentlichte Sammlung von Ivrahnentwürfen werthvoll, und beachtenswerth sind ferner der Bericht von Riedler über die Personen- und Lastenaufzüge auf der Weltausstellung zu Philadelphia 1876, sowie die eingehende theoretische Abhandlung von L. Putzrath über die Berechnung hydraulischer Hebewerke.

Ein nicht unbedeutendes Studienmaterial findet sich in den periodischen Fachzeitschriften und in den verschiedenen Sammlungen von Zeichnungen ausgeführter Maschinenkonstruktionen zerstreut.

Bei dem vorliegenden Versuch, dieses Material auf der Grundlage der eigenen praktischen Erfahrungen zu verwerthen und denjenigen zugänglich zu machen, welche weder Zeit noch Gelegenheit für umfassendere Quellenstudien haben, oder die als Neulinge eine Unterweisung suchen, und dazu ein Werk in die Hand nehmen wollen, welches das zerstreute Material gesichtet und planmässig geordnet darbietet, war die Absicht leitend, auf den vorhandenen Grundlagen der Arbeiten von Rühlmann, Herrmann und Hart weiter zu bauen.

Es handelte sich aber hierbei nicht nur darum, die Werke von Rühlmann und Herrmann in Bezug auf die wichtigen Neuerungen zu ergänzen, welche in denselben noch keine Berücksichtigung gefunden haben, sondern es lag vielmehr in meiner Absicht, den Versuch zu wagen, ein Werk zu verfassen, in welchem neben der allgemeinen erklärenden Erörterung und der besonderen Theorie der Wirkungsweise, auch die konstruktiven Einzelheiten der Hebemaschinen zur vollen Geltung gelangen. Nach dieser Richtung habe ich die Llart’sche Behandlung der Krahn-entwürfe als Muster gewählt, jedoch schien es mir empfehlenswerth, den Werth der Konstruktionstheorie, abgesehen von der Ausdehnung derselben auf das ganze Gebiet, möglichst dadurch zu erhöhen, dass ich die Konstruktionsbeispiele unmittelbar wirklichen Ausführungen entlehnte, um die theoretischen Entwickelungen des Entwurfes stets an der Hand der Praxis durchzuführen.

Bei dieser Behandlungsweise bietet sich von selbst die Gelegenheit zur Kritik der einzelnen Ausführungen.

Freilich kann nun nicht erwartet werden, dass bei der Fülle des vorliegenden Materials jede einzelne Konstruktion in ihrem Werthver-hältniss zu jeder anderen abgewogen ist. Die Kritik kann nur so weit beabsichtigt sein, dass an sich Mängel und Vorzüge ganzer Systeme und einzelner Ausführungen deutlich hervorgehoben sind, und dass direkte Vergleiche lediglich da angestellt werden, wo verschiedene Konstruktionen den ausgesprochenen Zweck haben, unter denselben Grundbedingungen dasselbe zu leisten.

Im übrigen ist es mein Bestreben gewesen, das persönliche Urtheil möglichst objektiv abzugeben und weniger der Entscheidung des Lesers vorzugreifen, als vielmehr durch erschöpfende Behandlung die Grundlage zur Bildung einer selbstständigen Anschauung zu schaffen.

Die Praxis ist so vielseitig, dass sich bei der Verschiedenheit der Verhältnisse unmöglich für jeden einzelnen Fall von vornherein ein bestimmtes Maschinen-Recept aufstellen lässt.

Gerade in der Technik gilt die alte Regel, dass nicht immer und überall das Vorzüglichste zur Anwendung gelangen kann, sondern dass beispielsweise für zeitweilige Zwecke oft das an sich minder Gute den Vorzug verdient, weil es für den vorübergehenden Gebrauch leichter und billiger zu beschaffen ist.

Bereits im Jahre 1876 hatte ich auf Veranlassung des damaligen Rektors der Technischen Hochschule zu Berlin, des verewigten Geheimen Rath Wiebe, eine Kritik der Neuerungen und Verbesserungen an Hebezeugen für den Zeitraum der Jahre 1855—75 entworfen. Die für jene Arbeit gewählte Eintheilung und Behandlungsweise ist auch für die vorliegende bedeutende Erweiterung des ersten Entwurfes beibehalten.

Es scheint mir wesentlich als Haupteintheilung der hier zu behandelnden Maschinen die Verschiedenheit der für ihre Konstruktion benutzten Getriebeelemente zu Grunde zu legen, da gerade in dieser Beziehung sich bei den einzelnen Hebewerken sehr charakteristische Unterschiede finden und die Zahl der Hauptgruppen eine beschränkte ist.

Daher ist der sonst allgemein in den Vordergrund gestellte besondere Zweck der Anwendung und die äussere Gerüstform der Hebezeuge, d. h. die Eigenschaft der Maschine, als Schiffswinde, Aufzug, Krahn, Flaschenzug etc., erst in zweiter Linie berücksichtigt, und diese Eintheilungsweise hier nur für die Unterabtheilungen benutzt.

Unter diesen Gesichtspunkten ergiebt sich folgende Haupteintheilung: Rollenzüge,

Hebel und Hebeladen,

%

Räderwinden,

Schraubenwinden, und Hebewerke mit Treibkolben,

je nachdem Rollen , Hebel, Räderwerk, Schraubengetriebe oder Treibkolben die Getriebeelemente des Hebewerks bilden.

Die Erörterung zusammengesetzter Anordnungen erfolgt jedesmal in denjenigen späteren Abschnitten, denen bereits die Besprechung der übrigen benutzten Getriebeelemente vorausgegangen ist.

Die Bergwerks - Fördermaschinen sind, obwohl den gewöhnlichen Speicheraufzügen nahe verwandt, nicht aufgenommen, weil dieselben lediglich den besonderen Bedürfnissen der Montanindustrie dienen, welche noch immer auch im Maschinenbau eine ziemlich scharf abgeg'renzte selbstständige Stellung einnimmt. Zudem treten bei den Fördermaschinen die Motoren derartig in den Vordergrund , dass eine eingehendere Besprechung auch gleichzeitig auf diese gebührende Rücksicht nehmen muss. Hierdurch würden aber die Grenzen des vorliegenden Werkes überschritten werden.

Jedes einzelne der aufgestellten Hauptsysteme hat für sich ganz bestimmte Konstruktionselemente ausgebildet, die vollständig- unabhängig von der besonderen Verwendung des Systems sind. So bedingen beispielsweise alle Räderwinden Bremswerke, deren Konstruktion für eine Speicherwinde genau ebenso ausgeführt werden kann, wie für die Kippwinde eines Kohlensturzgerüstes, oder, um ein anderes Beispiel zu wählen , Steuerung und Sicherheitsapparate für hydraulische Hebewerke bleiben im wesentlichen dieselben für hydraulische Aufzüge, wie für hydraulische Krahne.

Ich hielt es daher für ganz besonders nützlich bei der Erörterung jedes einzelnen Systems die demselben eigenthümlichen Detailkonstruktionen gesondert, möglichst vor der Besprechung einzelner Gesammtanordnungen zu erledigen, und glaube dadurch den doppelten Vortheil erreicht zu haben, dass sich hierdurch einmal die unnütze Wiederholung der Detailbeschreibungen bei der Erklärung der vollständigen Maschinenkonstruktionen möglichst vermeiden und beschränken liess, und dass sich sodann die Gelegenheit bot, leicht auf Verbesserungen hinzuweisen, welche diese oder jene Gesammtausführung durch Benutzung neuerer und vervollkommneter Details zulassen würde.

Der Studirende findet in jenen Kapiteln die unentbehrlichen Konstruktionselemente.

Auch Hessen sich bei dieser Darstellungsweise am einfachsten die Wirkungsgrade der einzelnen Konstruktionsausführungen bestimmen, deren Berücksichtigung für die Beurtheilung des Werthes der Gesammt-konstruktionen und für die erforderlichen Umsetzungsverhältnisse bei einem neuen Entwürfe von hervorragender Bedeutung- ist.

Ich habe mich in Bezug auf die Bestimmung der Wirkungsgrade wesentlich auf die bereits oben erwähnte ausgezeichnete Bearbeitung der Weisbach’schen Ingenieur- und Maschinenmechanik gestützt. Zum Theil nothwendige Ergänzungen und Erweiterungen, sowie die Einführung einzelner von den Herrmann’schen Annahmen abweichender Erfahrungs-koefficienten, gestatteten es nicht, aus jener geschätzten Arbeit nur die Resultate zu entnehmen, und daher sind verschiedene Rechnungen, welche von Professor Herrmann zuerst aufgestellt sind, auch in dem vorliegenden Werk nochmals entwickelt und durchgeführt.

Bezüglich der Konstruktionsdetails, welche für die Hebewerke in Betracht kommen, bieten die verbreiteten Lehrbücher über Maschinenelemente von Reuleaux, v. Reiche und Bach schätzbares Material, aber auch hier ergab sich die Nothwendigkeit, den eingehenderen Forderungen eines Specialwerks entsprechend, bekannte Konstruktionen zu vervollständigen und durch neue zu ergänzen.

So verlangten beispielsweise die zahlreichen neueren Bremswerke und die Sicherheitskurbeln eine eingehendere Besprechung. Desgleichen war die Konstruktion der Daumenräder für kalibrirte Gliederketten und die Bestimmung ihrer Theilkreisdurchmesser zu erörtern, über die scheinbar noch gar nichts veröffentlicht ist.

Das in jedem Lehrbuch der Mechanik behandelte Kapitel der Rollenzüge habe ich mit besonderer Berücksichtigung der Benutzung der umgekehrten Rollenzüge, welche zu Hubumsetzungen für Liebewerke mit Treibkolben verwendet werden, bearbeitet, und von vornherein darauf hingewiesen, welche Rollenzüge für die gewöhnlichen Zwecke, und welche für die umgekehrte Benutzung brauchbar erscheinen. Hierbei sind auch die Gruppenrollenzüge in Betracht gezogen.

Der gewählten Eintheilungsweise entsprechend, ist zwischen Flaschenzügen mit Rollensystem und solchen mit Räderwindenwerk oder Schraubentriebwerk streng unterschieden. Es sind demgemäss im ersten Hauptabschnitt nur die eigentlichen Rollenzüge einschliesslich des Weston’schen Differentialflaschenzuges berücksichtigt, während die Flaschenzüge von Moore, Pickering, Eade, Speidel u. s. w. ein besonderes Kapitel in dem

Abschnitt über Räder winden bilden, und der Becker’sche Flaschenzug mit Drucklagerbremse unter den Schraubenwinden besprochen ist.

Diese Flaschenzüge sind ja in der That nichts anderes, als möglichst zusammengedrängte Räderwinden mit leichten aufhängbaren Gehäusen, und die Verpflanzung des Triebwerks aus den Flaschen in eine beliebige andere Gerüstform, verwandelt das ganze Hebezeug in eine Bockwinde oder in eine Laufkatze, ohne dass sich in der Hauptsache, in der Wirkung des Windengetriebes, etwas ändert.

Die vielseitige Ausbildung der Räderwinden in allen möglichen Sonderkonstruktionsformen giebt in dem betreffenden Abschnitt Gelegenheit, die Haupttypen der Winden mit Rücksicht auf die besondere Ausbildung der Gerüstformen zu erörtern, und sind daher beispielsweise die statischen Berechnungen der verschiedenen Krahngerüste, welche auch für hydraulische Hebewerke Verwendung finden können, in dem Kapitel über Krahne mit Räderwinden erledigt.

Ich bin bemüht gewesen, für alle einzelnen Konstruktionstypen, welche nicht etwa blos vorübergehend in der Praxis aufgetaucht sind, Ausführungen als Beispiele mitzutheilen. Nicht immer boten die mir zur Verfügung stehenden Quellen das Material in der gewünschten Ausführlichkeit, aber die neueren und besseren Konstruktionen dürften wohl ziemlich vollständig durch ausreichende Zeichnungen und Angaben erläutert sein.

Bei der getroffenen Auswahl habe ich auch diejenigen Konstruktionen eingehend berücksichtigt, deren jetziger Verbreitung voraussichtlich in kürzerer oder längerer Zeit durch neuere wesentliche Verbesserungen ein festes Ziel gesetzt sein dürfte.

Icn wende mich hier vor allem gegen das Konstruktionssystem der Hebezeuge mit Selbsthemmung durch die eigenen Bewegungswiderstände. Der unverdiente Erfolg des Weston’schen Differentialflaschenzuges hat diese Konstruktionsrichtung in wahrhaft verderblicher Weise genährt, und noch immer werden neue Konstruktionen in diesem Sinne mit allen möglichen Künsteleien ausgeklügelt und angepriesen, als wenn es thatsächlich ein besonderes Verdienst wäre, eine Maschine so zu konstruiren, dass mindestens 50% der aufgewendeten motorischen Arbeit verloren gehen. Endlich bricht sich aber wieder in Deutschland wenigstens der vernünftige Konstruktionsgedanke Bahn, den Nutzeffekt des Triebwerks auch bei den kompendiösen Maschinen möglichst wenig zu beeinträchtigen und die beabsichtigte Selbsthemmung durch geschickt angeordnete Bremswerke zu erzielen, welche lediglich beim Lastniedergang in Thätigkeit treten.

In zahlreichen Fällen sind, wie bereits angedeutet, die als Beispiele benutzten ausgeführten Konstruktionen auf der Grundlage der entwickelten allgemeinen Theorien durch specielle Rechnungen kontrollirt, und hierdurch dürfte eine ziemlich vollständige Sammlung von Rechnungsbeispielen für die verschiedenartigsten Konstruktionsfragen aus dem Gebiet der Anlagen von Hebewerken geschaffen sein.

Bei der Behandlungsweise der Aufgaben war es mein Bestreben, besonders den jüngeren Fachgenossen nützlich zu sein.

Abgesehen von der Noth Wendigkeit, welche an jeden Maschineningenieur und Architekten herantritt, sich mit den vorhandenen Konstruktionen der Hebewerke mehr oder minder vertraut zu machen, da jeder von ihnen diese Hülfsmaschinen bei Ausführungen gebraucht, ist auch auf dieses Gebiet ganz besonderes Gewicht hinsichtlich seines Werthes als Lehrgegenstand für die grundlegende Ausbildung in der konstruktiven Technik zu legen.

Es eignet sich dasselbe durch die strenge Durchführbarkeit der elementaren Berechnungen bei der Bestimmung aller einzelnen Konstruktionsformen und durch die Vielseitigkeit einfacher und schwierigerer Aufgaben ganz besonders zur Einführung der jungen Techniker in die praktischen Übungen des Maschinen-Entwerfens.

Die Hebewerke gehören ausserdem zu den Prüfungsgebieten, deren Kenntniss für die Kandidaten der technischen Staatsexamina vorgeschrieben ist, und es pflegt in diesen Prüfungen die Forderung gestellt zu werden, dass die genauere Bekanntschaft mit den Hebezeugen durch die Fähigkeit, solche Maschinen zu entwerfen, nachgewiesen wird.

Die Ausführlichkeit des gesammelten Materials und die Art, wie die verschiedenen Konstruktionen zum Theil bis in die kleinsten Einzeln-heiten erörtert und durchgerechnet sind, dürften das Werk vielleicht manchem zum Selbststudium willkommen erscheinen lassen.

Ich habe schliesslich an dieser Stelle denjenigen meinen Dank auszusprechen, welche mein Unternehmen gefördert haben.

Von verschiedenen Seiten sind mir aus geschätzten Fabriken mit dankenswerther Bereitwilligkeit Konstruktionen zur Veröffentlichung überlassen. Ganz besonders hat mich aber in dieser Beziehung mein verehrter einstiger Lehrer in der Praxis, Herr E. Becker in Berlin, unterstützt, welcher mir überall da sein reiches Konstruktionsmaterial zur Verfügung stellte, wo ich besondere Wünsche äusserte. LIieraus erklärt sich, dass das Werk zahlreiche Ausführungen aus dieser Fabrik enthält, welche seit

dem Jahre i860 Hebewerke als Specialität baut und sich eines anerkannt guten Rufes erfreut.

Die umfassende Benutzung der Königlichen Bibliothek der Technischen Hochschule zu Berlin wurde mir durch die liebenswürdige Gefälligkeit des Herrn Bibliothekar Kempert wesentlich erleichtert.

Ich übergebe die Arbeit der Öffentlichkeit mit dem Wunsche, dass die Fachgenossen derselben ein gleiches Wohlwollen entgegenbringen mögen, wie die geschätzte Verlagshandlung, der ich mich für die Bereitwilligkeit in der Erfüllung aller persönlichen Wünsche hinsichtlich der äusseren Ausstattung des Werkes zu besonderem Danke verpflichtet fühle.

Halberstadt, den 10. August 1883.

AD. ERNST.

Berichtigungen.

Vor Gebrauch des Buches wolle man folgende Berichtigungen eintragen:

S. 36, Z. 2 v. u. M — —

statt M — —-

.•

S. 76, unter dem Holzschnitt, Fig. 57, statt Fig. 3. a 7T² «²

S. 87, Z. 2 v. o.

S. 167, Z. ii v. u. Fig. 103, statt Fig. 89,

900

a n ² ti2 9°, statt g0

98.

0,2 d

2 [x r sin

0,2 cf .

7T~ +

S. 402, Z. 16 v. u. x — i -f-

S. 455, Z. 20 v. u. Schraubenmutter M, statt Schraubenmutter B.

(a + /ut) b sin [r ig{a — Q) — u r,] a

2 [x r sin

S. 482, Z. 9 v. o.

(a -\- (X ï) b sin [r tg (« — ()) — /u r,] a

, statt

Inhalts -V erzeichniss.

Einleitung.

Seite

Allgemeines über den Wirkungsgrad der Hebewerke

I. ABSCH NTTT.

Rollenzüge.

A.    Theorie der festen und losen Rolle........

a.    Feste Rolle...............

b.    Lose Rolle...............

Lose Rolle als Zugmultiplikator der treibenden Kraft Lose Rolle als Hubmultiplikator der treibenden Kraft

B.    Seile und Ketten...............

a.    Seile..................

b.    Ketten.................

C. Konstruktive Ausführung der Seil- und Kettenrollen

Seilrollen..............

Kettenrollen für gewöhnliche Ketten .    .    .    ,

Rollen für kalibrirte Ketten.......

D. Haken

E.    Theorie der Rollenzüge......................

a.    Rollenzüge mit gemeinsamer Hubbahn der losen Rollen als Zugmultiplikatoren

b.    Rollenzüge mit gemeinsamer Hubbahn der losen Rollen als Hubmultiplikatoren .

c.    Rollenzüge mit getrennter Hubbahn der losen Rollen als Hubmultiplikatoren .    .

d.    Gruppenrollenzüge..................... .    .

F.    Konstruktive Ausführung der Rollenzüge................

G.    Sperr- und Bremsvorrichtungen für Rollenzüge.............

a.    Seilklemme von Hewitt u. Goff .    .    ................

b.    Seilbremse von Wilke und Lappe.................

c.    Klemmgesperre für Seilflaschenzüge von Cremer............

d.    Differentialflaschenzug von Weston .................

O Cv CV CT\ CV OTT    tO tOtOtOts)    ^

— O O to o ^1    00 VI O tn UJ M -

II. ABSCHNITT.

Hebel und Hebeladen.

Seite

A.    Allgemeines über Hebel und Hebeladen.......

B.    Specielle Anwendungen des Hebels und der Hebeladen

a.    Schützenaufzug mit Hebclade (Taf. I, Fig. 1—3) .    .    .

b.    Hebelade zum Anheben von Wagenachsen.....

c.    Hebel als Hubmultiplikator für hydraulische Hebewerke

73

74

74

76

77

III. ABSCHNITT.

Räderwinden.

A. Allgemeines über Räderwinden

82

B. Details der Räderwinden

i. Kurbel und Haspelrad .    .    .

Kurbeln (Taf. I, Fig. 4—6) Haspelräder (Taf. 1, Fig. 7 u. 8)

00 00 00 00 kO 4-»    4*    4*

2.    Windentrommel, Seilfriktionsscheibe und Kettendaumenrad.....

a.    Gurttrommeln und Gurte (Taf. 1, Fig. 9).........

b.    Seiltrommeln...................

c.    Seilfriktionsrollen..................

d.    Ketten trommeln (Taf. I, Fig. 10 u. Taf. 2, Fig. 1 u. 2) .    .    .    .

e.    Kettennuss (Taf. 2, Fig. 3)    .    .    .    ...........

3.    Wirkungsgrad der Windentrommeln.............

a.    Allgemeine Entwickelung der Formeln für den Wirkungsgrad

und Kettentrommeln.................

b.    Tabelle für den Wirkungsgrad der Hanfseiltrommeln.....

c.    Wirkungsgrad der Seil - Friktionstrommeln .........

d.    Wirkungsgrad der Seil-Friktionsrollen.........

e.    Wirkungsgrad der Kettentrommeln ..........

f.    Wirkungsgrad der Kettendaumenräder.........

4.    Differential - Windentrommeln — Anordnung und Wirkungsgrad .    .

5.    Zahn- und Reibrädervorgelege...............

a.    Allgemeine Anordnung der Vorgelege .........

b.    Doppelvorgelege mit Ausrückung...........

c.    Doppel Vorgelege mit Wechselrädern ..........

d.    Berechnung der Vorgelegewellen .    ..........

e.    Bestimmung der Zahnrädertlieil ungen ..........

f.    Bestimmung des Güteverhältnisses der Zahnrädervorgelege .    .

g.    Reibräder...................

der Seil-

92

92

95

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105

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112

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Ln Ln    Ln Ln K> tO tO t-t

to O    O O S0

Seite

«. Konstruktion der cylindrischen und konischen Reibräder mit Keilnuthen-

umfängen......................

Güteverhältniss der Keil-Friktionsräder mit parallelen Achsen.....

ß. Wirkungsgrad der Vorgelegewelle mit Friktionsrädern.......

6. Sperr- und Bremswerke......................

a.    Zahnsperrwerke ......................

Sperrräder mit äusserer Verzahnung..... .........

Sperrräder mit innerer Verzahnung ...............

Sperrräder mit seitlicher Verzahnung...............

b.    Klemmgesperre......... ....... .    .    .    .    .

c.    Bremsen.........................

139

I45

148

151

151

152

152

153

154

I57

n. Allgemeines über Bremsen.................

ß. Backenbremsen.....................

y. Kegelbremsen......................

tf. Bandbremsen......................

157

158

rr 00    C''

O vo O o 'O

d. Sicherheitskurbeln und Sicherheitshaspel..............

cc. Sicherheitskurbel von Gauhe, Gockel & Co...........

ß. Sicherheitskurbel mit Riffelscheibenkuppelung von Kölle (Taf. 2, Fig. 6) .

y. Sicherheitshaspel von E. Becker (Taf. 2, Fig. 7—9)........

iS. Sicherheitskurbel von Stauffer & Mégy (Taf. 3, Fig. 1).......

s. Sicherheitskurbel von Burgdorf & Brandenburg..........

Ç. Sicherheitskurbel mit Bandbremse von E. Becker (Taf. 3, Fig. 2) .    .    .    .

rj. Sicherheitskurbel von Bechern & Keetmann...........

/ Sicherheitskurbel von Selig (Taf. 3, Fig. 3—6)..........

i. Sicherheitskurbel mit Klemmbacken von E. Becker (Taf. 3, Fig. 7 u. 8) . x. Sicherheitskurbel von Weidtmann (Taf. 4, Fig, 1).........

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191

e.    Selbsttliätige Bremsen................. .    .    .

«. Centrifugalbremsen....................

Centrifugalbremse von Otis.................

Centrifugalbremse von Stauffer................

Centrifugalbremse von Becker (Becker’sche Geschwindigkeitsbremse) (Taf. 4,

Fig. 2 u. 3).....................

ß. Lastdruckbremsen....................

Klemmbremse von Weston (Taf. 4, Fig. 4—7) .    ........

Drucklagerbremse von E. Becker (Taf. 5, Fig. 1).........

f.    Schlussbetrachtungen über Bremsen    ........

193

193

194

195

196

203

203

207

C. Ausgeführte Räderwinden

Seite

210

i. Winden mit Stirnräderwerk und horizontaler Trommel

211

a. Bock- und Konsolwinden

211

«. Winden mit Handbetrieb.................

Bockwinde für 20 Ctr. Last von E. Becker in Berlin (Taf. 5, Fig. 2—4)

Wandwinde der Mannheimer Maschinenfabrik.........

Bockwinde mit dreifachem Vorgelege von Tangye........

Friktionswinde der Kölnischen Maschinenbau - Aktien - Gesellschaft

(Taf. 6, Fig. i u. 2).................

Bauwinde mit Kettennuss—Modell der Duisburger Maschinenbau-Aktien-

Gesellschaft....................

Konsolwinde mit Galle’scher Gelenkkette von Zobel, Neubert & Co. in

Schmalkalden (Taf. 5, Fig. 5 u. 6)............

Konsol winden von E. Becker...............

Winde mit Sicherheitshaspel von E. Becker (Taf. 5, Fig. 7 u. 8)    .    .

Stauffer-Mégy’sche Winde von Briegleb, Hansen & Co.......

ß. Winden mit Elementarkraftbetrieb..............

Allgemeines über Winden mit Antrieb durch Elementarkraft . . . . Konsolwinde mit Riemenbetrieb für 8 Ctr. Last von E. Becker . . . Konsolwinde mit Riemenbetrieb für 15 Ctr. Last am Daumenrade, von

E. Becker (Taf. 6, Fig. 3—5)..............

Dampfwinde von Corradi (Taf. 6, Fig. 6—9)..........

Dampfwinde von Emmerson, Walker & Co. (Taf. 7 u. 8, Fig. 1—5) Dampfwinden-Umsteuerung von Appleby Brothers in London .    .    .    .

Dampfwinde von Lidgerwood in New-York..........

212

212

220

221

222

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228

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232

232

232

233

b.    Kippwinden........................

c.    Fahrbare Winden. — Laufkatzen........... .    .    .    .

Laufkatze von Weston mit selbstthätiger Klemmbremse (Taf. 4, Fig. 4 u. 5) Laufkrahnkatze mit selbstthätiger Lasthemmung durch Differential windenwerk, von Zobel, Neubert & Co. (Taf. 9, Fig. 1 u. 2)......

Fahrbare Bockwinde der Mannheimer Maschinenfabrik.......

00 O

rf tn

a. Allgemeines über Fahrstuhlaufzüge..............

ß. Ausgeführte Fahrstuhlaufzüge................

Stuhlwinde für Mühlen von Fink (Taf. 9, Fig. 3 u. 4)......

Malzaufzug von Gebrüder Weismüller in Frankfurt a. M......

Fahrstuhl win de mit Friktionsräderwerk von Gebr. Weismüller (Taf. 9,

Fig. 5 u. 6)....................

Fahrstuhl winde mit doppelten Sicherheitsbremsen von E. Becker in

Berlin (Taf. 10, Fig. 1—4)...............

Fahrstuhl mit Doppelförderung (Taf. 9, Fig. 7).........

Aufzug mit Seilfriktionsrollen aus der Maschinenfabrik zu Ilsenburg

(Taf. ii, Fig. i u. 2).................

Aktenaufzug für das Rathhaus in Berlin von Thomas (Taf. 12, Fig. 1—7) Speisenaufzug im Eisenbahnhôtel zu Berlin von E. Blum.....

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265

269

272

276

Seite

Hydraulischer Gichtaufzug mit Wasserkasten von James Farmer in

Manchester (Taf. 13, Fig. 1—3).............

Aufzüge mit schiefer Ebene (Taf. 13, Fig. 4)..........

282

²⁸5

r-

Senkbremsen

. 288

d\ Elevatoren

290

i. Elevatoren mit Bechergurten...............

Elevator für die Thonmühle der Gesellschaft Vieille Montagne zu Mühlheim a. R. (Taf, 14, Fig. 1—5).............

Elevatorbecher von Schmidt in Wurzen...........

Freihängender Elevator für Getreidemagazine zur Löschung von Schiffsladungen, von Gebr. Weismüller in Frankfurt a. M.......

291

294

295

296

2. Elevatoren mit Gliederketten und polygonalen Trommeln (Taf. 14, Fig. 6)    298

Kippbecherwerk von M. Neuerburg in Köln a. Rh. (Taf. 15, Fig. 1—3)    299

Fasselevator (Taf. 15, Fig. 4)

300

e. Krahne

301

(c. Allgemeines über Krahne .    .    .

ß. Ausgeführte Krahnkonstruktionen

301

305

I. Auslegerkrahne....................

Schwenkkrahne mit schrägen und gekrümmten Auslegern.....

Uferkrahn für 3000 kg von E. Becker in Berlin (Taf. i6, Fig. 1—5

und Taf. 17, Fig. 1 u. 2..............

Uferkrahn für 1000 kg mit Sicherheitskurbel von E. Becker (Taf. 17,

Fig. 3-6)    ...................

Freistehender Eisenbahn-Drehkrahn ohne Fundamentverankerung von

Mohr u. Federhaff................

Sicherheitssperre für Krahne von Hohenegger........

Magazinkrahn mit getrennter Bockwinde von Gebr. Weismüller in

Frankfurt a. M...................

Magazinkrahn mit Kettennusswinde im Krahngerüst......

Schwenkkrahn für Baumaterialien-Aufzüge von Gebr. Weismiiller .

Richtbaumwinde von Möller und Blum in Berlin.......

Fairbairnkrahn von L. Schwartzkopff für die Königl. Artillerie-

Werkstatt in Spandau (Taf. 18, Fig. 1—9)........

Fahrbare Drehkrahne..................

Fahrbarer Bahnhofskrahn von Schwanke (Taf. 19, Fig. 1—4)    .    .

Eisenbahn-Waggon-Krahn von Elias (Taf. 19, Fig. 5 u. 6)    .    .    .

Selbstthätige Krahnausbalancirung von Jambille.......

Dampf-Drehkrahne...................

Fahrbarer Dampfkrahn von C. Waltjen & Co. in Bremen (Taf. 20,

Fig. 1-3)...................

Fahrbarer Dampfkrahn von Camille Neustadt (Taf. 21, Fig. 1—3) . Fahrbarer Dampfkrahn von Gebrüder Schultz in Mainz (Taf. 22,

Fig. 1—4)...................

Fahrbarer Dampfkrahn von Appleby Brothers in London .    .    .    .

Wippkrahne.....................

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Seite

360

Mastenkrahn für Woolwich ...............

Wippkrahn für 160 Ctr. Maximallast von Wöhlert in Berlin (Taf. 23,

Fig- 1—5)...........~........

Senkwippe für Kohlenwagen..............

Mastenkrahn für die Strombrücke der Eisenbahn über die Elbe bei

Magdeburg (Taf. 23, Fig. 6 — 9, und 24, Fig. 1—5).....369

Giessereikrahne mit Ausleger...............

Freistehender Giessereikrahn der Königl. Geschützgiesserei in Spandau

von E. Becker (Taf. 25, Fig. 1—3)..........

Giessereiwtmdkrahn mit Riemenbetrieb für 30 Ctr. Nutzlast von

E. Becker (Taf. 26, Fig. I—3, u. 27, Fig. 1—3)......

Schwebendes Kopflager für freistehende Giessereikrahne (Taf. 26,

Fig. 4-6)...................

Fahrbarer Montirungskralin...............

363

365

370

370

380

393

393

II. Bühnenkrahne .    .    .    . *................

Bockkrahn der Magdeburg-Halberstädter Eisenbahn für 10000 kg

(Taf. 27, Fig. 4 u. 5)...............

Rollkrahn — Fahrbarer Bockkrahn............

Laufkrahn der Berliner Wasserwerke für 400 Ctr. Tragkraft (Taf. 28,

Fig. X —13, u. 29, Fig. X u. 2)............

Laufkrahn für Baugerüste von Gebr. Weismüller in Frankfurt a. M. Giessereilaufkrahn..................

394

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407

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412

f. Rädernaschenzuge...................

Eiaschenzug von Eade.................

Flaschenzug von Moore und Pickering...........

Flaschenzug mit Brauer’s patentirten Hemmrädern.......

Flaschenzug von George Speidel in Reading (Taf. 29, Fig. 3—6)

413

414

4-^    4-

erv oa —1

427

2. Winden mit vertikaler Trommel...................

Vertikales Ankerspill der Stettiner Maschinenbau-Aktien-Gesellschaft „Vulcan“

(Taf. 30, Fig. i u. 2)....................

Französisches Gangspill mit Stirnrädervorgelege (Taf. 30, Fig. 3 u. 4) .    .    .    .    428

Vertikale Spillwinde mit hydraulischer Dreicylinder-Maschine von Brotherhood .    430

427

3. Zahnstangenwinden.......................

Wagenwinde der Elsässischen Maschinenbau-Gesellschaft zu Grafenstaden (Taf 30,

432

Fig- 5-7)

Zugwinde für 80 Ctr. Nutzlast von E. Becker in Berlin (Taf. 31, Fig. 1 — 5) .    .

-4-

04    04

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IV. ABSCHNITT.

Schraubenwinden.

Allgemeines über Schraubenwinden...........

I. Direkt wirkende Schraubenwinden.........

a.    Bestimmung des Umsetzungsverhältnisses der Schraube .

b,    Abmessungen der Schraubenspindel und Schraubenmutter

440

441

441

Seite

c.    Wirkungsgrad der Schraube...................

d.    Ausgeführte direkt wirkende Schraubenwinden............

Schraubenwinden von Tangye.................

Schrauben-Schlittenwinde (Taf. 30, Fig. 8 —11) ...........

Schraubenwinde mit Rädervorgelege von Zobel, Neubert & Co. in Schmalkalden (Taf. 30, Fig. 12)..................

Zugwinde von A. Schimmel in Leipzig..............

Windenböcke zum Heben von Lokomotiven (Taf. 31, Fig. 6 u. 7) .    .    .    .

e.    Differential-Schraubenwinden...................

Differential-Schraubenwinde mit Doppelschraube...........

Differential-Schraubenwinde mit Doppeldrehung der Spindel und Mutter von Zobel, Neubert & Co....................

2. Indirekt wirkende Schraubenwinden..................

447

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a.    Schnecke und Schneckenrad...................

b.    Ausgeführte Winden mit Schneckentriebwerk.............

Schraubenwinde für 50 Ctr. Maximallast von E. Becker (Taf. 32, Fig. 1—6)

Fahrstuhlwinde mit Schneckentriebwerk von Gebr. Weismüller......

Wagenwinde mit Schneckentriebwerk...............

Schraubenflaschenzug mit Patent-Drucklager von E Becker (Taf. 32, Fig 7—9) Bülmenlaufkralin mit Seilbetrieb von Ramsbottom (Taf. 32, Fig. 10 u. 11,

Taf. 33, Fig. 8 u. 9, und 34, Fig. 1—io)............

Fahrbarer Drehkrahn mit Seilbetrieb von Ramsbottom (Taf. 33, Fig. 1—7)    .

Bühnenlauf krahn von Sampson Moore in Liverpool (Taf. 35, Fig. I—3)    .    .

Scherenkrahn mit Schraubentriebwerken in Wilhelmshafen von C. Waltjen in Bremen .......................

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494

498

V. ABSCHNITT.

Hebewerke mit Treibkolben.

Allgemeines über Hebewerke mit Treibkolben .    ...............

1. Hydraulische Hebewerke.....................

Allgemeines über hydraulische Hebewerke........... .    .

A. Transportable hydraulische Hebewerke mit selbstständigem Pumpwerk .    .

a.    Hydraulische Hebeböcke.................

Hebebock von D. Adamson & Co. (Taf. 36, Fig. 1 u. 2).....

Hebebock von Tangye (Taf. 36, Fig. 3)...........

Hydraulische Schlittenwinde................

Wirkungsgrad hydraulischer Hebeböcke...........

Hydraulische Zugwinde von A. Schimmel in Leipzig.......

b.    Hydraulische Fahrkrahne................ .

Fahrbarer Krahn von W. Ritter in Altona (Taf. 36, Fig. 4 u. 5, und

37, Fig- 1-8)...................

Manschettenstopfbüchsen.................

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Seite

Fahrbarer Krahn von Petin, Gaudet & Co. (Taf. 38, Fig. I—4) . Fahrbarer Krahn von Gruson (Taf. 38, Fig. 5—7, u. 39, Fig. 1—9) .

B Stationäre hydraulische Hebewerke mit Druckreservoiren.......

a.    Details stationärer hydraulischer Hebewerke .    ........

er. Allgemeines über Druckreservoire und Accumulatoren.....

ß. Armstrong’scher Accumulator..............

y. Armstrong’sche Entlaslungsventile............

d. Hydraulische Steuerungen...............

Schiebersteuerung..................

Kolbensteuerung..................

Ventilsteuerung ...................

Hahnsteuerung...................

f. Kolbenkonstruktionen (Taf. 40, Fig. 1 —12).........

Ç. Kolbenführungen (Taf. 40, Fig. 13 u. 14, und 41, Fig. 1—4)    .    .

t], Treibcylinder....................

ff. Veränderlicher Kraftwasserverbrauch für wechselnde Belastung

Armstrong’sche Anordnung für wechselnden Kraftwasserverbrauch .

Kraftwasserregulirung von Greathead und Martindale......

System Johnson & Ellington für veränderlichen Kraftwasserverbrauch i. Hebewerke mit hydrostatischer Ausgleichung der todten Lasten .    .

Differential-Accumulator von Clark & Standfield.......

Rekuperator von Schemfil...............

Gegendruckaccumulatoren mit hydrostatischer Ausgleichung des veränderlichen Kolbenauftriebs von Clark & Standfield.....

b.    Hydraulische Aufzüge................ .    .

«. Direkt wirkende Aufzüge...............

Personenaufzug, System Edoux, von E. Blum in Berlin (Taf. 41,

Fig. 1-8)......... .........

Personenaufzug von Heurtebise und Tommasi (Taf. 41, Fig. 9 — 15)

ß. Indirekt wirkende Aufzüge....... .......

Aufzug von Freissler in Wien..............

Aufzug von Haie in New-York.............

Personenaufzug für das Direktionsgebäude der Reichspost in Berlin

von F. Witte in Charlottenburg............

Gichtaufzug von Armstrong...............

Gepäckaufzug von Lane & Bodley in Cincinnati (Taf. 42, Fig. l u. 2) y. Berechnung hydraulischer Aufzüge für bestimmte Hubgeschwindigkeiten

c.    Hydraulische Krahne mit Accumulatorbetrieb.........

Drelikrahn von Reynolds (Taf. 42, Fig. 3 — 5)........

Drehkrahn von Armstrong...............

Giessereikrahn für 5000 kg Last (Taf. 45, Fig. 1—8).....

Krahn für Bessemer Anlagen (Taf. 42, Fig. 6)........

d.    Hydraulische Kohlen sturzgerüste.......... . . . .

Kohlensturzgerüst der Holländischen Rhein-Eisenbahn.....

Kohlensturzgerüste zu Cardiff und Newport.........

Kohlensturzgerüst zu Birkenhead.............

Krahnwippe der Albert-Docks zu Hull..........

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Seite

e. Hydraulische Schiffshebewerke ...............

Schiffshebewerk für die Victoria-Docks in London von E. Clark Kanalhebewerke bei Anderton und Les Fontinettes - St. Omer, von E. Clark (Taf. 43, Fig. 1—5)............

627

627

630

2.    Dampfhebewerke........................

Fahrbarer Dampfkrahn von Chrétien................

Gichtaufzug von P. L. Weimer in Lebanon, Pennsylvanien........

Dampfkrahn von Brown, Wilson & Co. in London (Taf. 44, Fig. x u. 2, u. 45, Fig. 9)

3.    Pneumatische Hebewerke ....................

Pneumatischer Gichtaufzug für die Ayresome-Eisenwerke von Gjers.....

Pneumatischer Gichtaufzug von Taws & Hartmann in Philadelphia (Taf. 46, Fig. 1—4)...........•    •    • ».........

638

639

641

642

648

650

652

TABELLEN VERZEICHNISS.

A. Tabellen für die Abmessungen und zulässigen Belastungen der Seile, Ketten und Gurte.

Seite

Tragfähigkeit und Gewicht von Hanfseilen .................

Tragfähigkeit und Gewicht von Drahtseilen .................

Kurzgliedrige Krahnketten der Duisburger Maschinenbau-Aktien-Gesellschaft.....

Kurzgliedrige Ketten aus der Fabrik von H. Schlieper & Sohn in Grüne bei Iserlohn .    .

Laschenketten (Galle’sche Gelenkketten) aus der Fabrik von Zobel, Neubert & Co. in

Schmalkalden..........................

Zerreissversuclie mit Hanfgurten aus der Fabrik technischer Gewebe von W. Kux Nachf.

in Halberstadt.........................

Hanfgurte aus der Fabrik von W. Kux Nachfolger in Halberstadt.........

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16

18

19

21

C*\ 'O

B. Tabellen für Widerstandskoefficienten und Nutzeffekte einzelner Elementargetriebe.

Widerstandskoefficienten von Seil- und Kettenrollen bei halber Umfangsumspannung .    .

Wirkungsgrad von Seil- und Kettenleitrollen................

Wirkungsgrad loser Rollen......................

Wirkungsgrad der Faktorenflaschenzügc..................

Wirkungsgrad der Hanfseiltrommeln...................

Wirkungsgrad der Zahnräder......................

Wirkungsgrad der Zahnrädervorgelegewellen mit Rücksicht auf die Zapfenreibung .    .    .

Wirkungsgrad der Keilfriktionsräder...................

Wirkungsgrad der Vorgelege well en mit Keilrädertriebwerk...........

Nutzeffekt direkt wirkender Schraubenwinden mit drehbarer Spindel.......

Nutzeffekt direkt wirkender Schraubenwinden mit drehbarer Mutter........

4¹

112

136

.    138

148

150

44 ⁸

449

C. Tabellen für Bremswerkkonstruktionen.

Werthe des Spannungskoefficienten e^a für Bandbremsen

D. Tabellen für Ausführungsabmessungen einzelner Triebwerkstheile

und ganzer Maschinen.

Mühlenelevatoren von Gebr. Weismüller................

26

108

221

260

292

Hauptabmessungen der Winden mit Schneckentriebwerk für Aufzüge von Gebr. Weismüller 475 Verzeichniss der Schraubenflaschenzüge mit Patent-Drucklager von E. Becker in Berlin .    .    478

Hydraulische Hebeböcke von Tangye

5io

Einleitung.

Allgemeines über den Wirkungsgrad der Hebewerke.

Für jeden Konstruktionsentwurf einer Hebemaschine muss die Maximal-Nutzlast gegeben sein, und die Konstruktion ist so anzuordnen, dass die Bewältigung der Last durch die Maschine mit der verfügbaren Betriebskraft möglich wird. Die durch den Widerstand der Last aufgezehrte mechanische Arbeit muss durch die mechanische Arbeit der treibenden Kraft geleistet werden. Das gegebene Umsetzungsverhältniss zwischen Kraft und Last lässt sich demnach nur dadurch in der Maschine erzielen, dass die einzelnen Getriebe die Bewegungen mit veränderten Geschwindigkeiten fortleiten, so dass die Geschwindigkeiten im umgekehrten Ver-hältniss zu den Kräften stehen. Da sich nun aber das Umsetzungsverhältniss eines einzelnen Getriebes in der Praxis nicht beliebig steigern lässt, so wird in den meisten Fällen eine Zerlegung der gegebenen Umsetzung in mehrere einzelne nothwendig und hierdurch die Konstruktion einer zusammengesetzten Maschine bedingt.

Jedes Getriebe verursacht durch die Reibung seiner bewegten Theile einen Effektverlust, der durch die treibende Kraft ausgeglichen werden muss und daher als Zuschlag zum Widerstand der Nutzlast in Rechnung zu setzen ist. Dieser Zuschlag ist für einen sorgfältigen Konstruktionsentwurf im voraus zu bestimmen ; andererseits ist aber auch die Kenntniss der Effektverluste nothwendig, um die Güteverhältnisse verschiedener Konstruktionssysteme beurtheilen zu können.

Bezeichnet man mit P die treibende Kraft, mit .? den Weg der treibenden Kraft in der Richtung der Kraft in einer bestimmten Zeit, mit Q den Nutzwiderstand, welcher in derselben Zeit in seiner Richtung auf der Strecke h überwunden wird, mit Wlf W₂ u. s. f. die schädlichen Widerstände der Maschine und schliesslich mit wu w₂ u. s. f. die Strecken, auf welchen diese Widerstände in ihrer Wirkungsrichtung während der angenommenen Beweg'ungsdauer thätig sind, so ist der gleichförmige Bewegungswiderstand der Maschine an die Bedingung geknüpft, dass

Ps = d. h. Ps —

Ko IO

W₁zv₁ + W₂w₂ -F .    .

1.

2Ww

Wäre es möglich, eine Maschine ohne Reibungswiderstände in ihren einzelnen Getrieben zu konstruiren, so würde nur eine treibende Kraft P₀ erforderlich sein, deren Grösse sich durch die Gleichung bestimmt

P₀s = QA

Es ist üblich, die Kraft P₀, welche für den Antrieb einer Maschine genügen würde, falls in derselben keine schädlichen Widerstände vorhanden wären, als die theoretische Triebkraft der Maschine zu bezeichnen. Wir ziehen es vor, hierfür die wohl sachgemässere Bezeichnung „ideelle Triebkraft“ einzuführen.

Das Verhältniss der ideellen Triebkraft zur effektiven bestimmt das Güteverhältniss einer Maschine. Man bezeichnet diesen Werth auch vielfach als Wirkungsgrad und pflegt dafür abkürzungsweise den Buchstaben 77 zu setzen. Demnach

3.

Po = np

77 muss immer < i sein und drückt sich daher jederzeit durch einen echten Bruch aus.

Wäre 77 beispielsweise für einen bestimmten Fall = 0,94, so lässt die Gleichung P₀ = 0,94 P ohne weiteres erkennen, dass die ideelle Triebkraft

der Maschine nur d. i. 94% der wirklich aufzuwendenden Triebkraft

beträgt, und dass demnach 6% der motorischen Kraft lediglich zur Überwindung der schädlichen Widerstände der Maschine verbraucht werden.

Bei ausgeführten Konstruktionen ist der Werth von 77 zu bestimmen, indem man aus Gleichung 2 die ideelle Triebkraft ermittelt und die effektive, P, an der Maschine selbst durch Versuche feststellt. Die Werthe von s und h, welche zur Bestimmung von P₀ in Gleichung 2 einzusetzen sind, lassen sich entweder durch reine Rechnung ermitteln, oder ebenfalls direkt an der Maschine messen, da ja bei der zwangsläufigen Bewegung aller Getriebe die vorhandenen Reibungswiderstände nur das Umsetzungs-verhältniss zwischen Kraft und Last beeinflussen, nicht aber die Grösse des Kraft- und Lastweges verändern.

Für den Entwurf einer Konstruktion und für rein theoretische Untersuchungen lassen sich naturgemäss die einzelnen Grössen zur Auswerthung der Gleichungen 1 und 2 nur durch Rechnungen bestimmen, welchen allgemeine Erfahrungsresultate zu Grunde liegen.

Der Wirkungsgrad einer zusammengesetzten Maschine muss abhängig sein vom Güteverhältniss ihrer einzelnen Elementargetriebe.

Die Effektiv-

Stehen« Elementargetriebe, deren Güteverhältnisse durch 77^ 77*... rj:t bezeichnet werden mögen, mit einander in fortlaufendem Eingriff, so ist die Antriebkraft jedes in der Reihenfolge des Eingriffs nachstehenden Getriebes der Nutzwiderstand für das vorhergehende.

Verluste in jedem einzelnen Getriebe bedingen, dass die Antriebkraft Pn

Pno

des «ten Getriebes =

Widerstandes die Antriebkraft des («—i)ten Getriebes um

ist.

Demnach muss zur Überwindung, dieses

i

— grosser

rjn ö

sein, als sie zu sein brauchte, wenn im nten Getriebe keine schädlichen Widerstände vorhanden wären; und infolge der eigenen Widerstände im (11—i)ten Getriebe ergiebt sich schliesslich die für dasselbe effektiv engrosser als in der ideellen Maschine.

forderliche Antriebkraft um

tjn tjn-

Diese Schlussfolgerung lässt sich für die ganze Getriebekette fortsetzen, und wir erhalten daher für das erste Getriebe, welches auf alle übrigen einwirkt,

r]₂ . . . . t]n

Pr =

der ganzen Maschine mit ij,

Bezeichnet man den Wirkungsgrad so erhalten wir

4.

v = ni Vi ■ • • • n*

Der Wirkungsgrad einer zusammengesetzten Maschine ist gleich dem Produkt aus den Wirkungsgraden ihrer einzelnen Getriebe.

Denkt man sich den Arbeitsverbrauch der schädlichen Widerstände auf den Weg des Nutzwiderstandes reducirt, d. h. den Werth 2 Ww aus Gleichung i in ein Produkt Xh verwandelt, in welchem X die Summe der auf den Weg h reducirten Eigenwiderstände der Maschine bedeutet, so geht die Gleichung i über in

Ps = Qh + Xh =Q, h,

wofern man schliesslich den Totalwiderstand Q -f- X durch Qy bezeichnet. Wir erhalten dann weiter

Ąs _ Qh

n = vi y* • • • • v» = ps - ~Qji -

>?1 >h ■ ■ ■ • >}n

also schliesslich Ql —

Der totale Widerstand, welcher bei einem Konstruktionsentwurf an Stelle der reinen Nutzlast in Rechnung zu setzen ist, ist gleich der Nutzlast, dividirt durch das Produkt aus den Wirkungsgraden der einzelnen Elementargetriebe, welche für die Maschinendisposition in Aussicht genommen sind.

Die nachfolgende systematische Erörterung der verschiedenen Hebezeuge, deren Eintheilung auf die zur Konstruktion benutzten Elementargetriebe gestützt ist, wird Gelegenheit bieten, die Wirkungsgrade der verschiedenen Systeme für die einzelnen Gruppen übersichtlich zu entwickeln und zum Vergleich aufzustcllen.

Erster Abschnitt.

Rollenzüge.

A. Theorie der festen und losen Rolle.

Die Rolle bildet in Verbindung mit einem Seil oder einer Kette ein Elementargetriebe für Hebezeuge, welches je nach der besonderen Anordnung drei verschiedene Wirkungsweisen zeigt, als Leitrolle, als Multiplikator für den Zug der treibenden Kraft, oder als Multiplikator für den Hubweg der treibenden Kraft.

Die Rolle wirkt lediglich als Leitrolle auf ein über ihren Umfang geführtes Seil, Lig. i, sobald man die Rollenachse auf einer \ baulichen Unterstützung, in einem stehenden Maschinen-;    gerüst, oder in einem Gehänge fest lagert und die An-

,    und Ablaufstelle des Seils so bestimmt, dass sich die

Rollentangenten in diesen Punkten unter dem gegebenen Ablenkungswinkel der Seilrichtungen schneiden. Mit Beziehung auf die feste Lagerung der Rollenachse bezeichnet man die Rolle selbst in dieser Anordnung als „feste Rolle“.

Eine Umsetzung zwischen Kraft und Last, beziehentlich zwischen den Geschwindigkeiten der Kraft- und Lastbewegung, lässt sich erzielen, sobald man das Rollenachsenlager nicht festlegt, sondern beweglich anordnet und zum Last- beziehentlich Kraftträger macht. Hängt man zu diesem Zweck die Rolle, Lig. 2, mit ihrem Umfange in eine tragende Seilschlinge, deren eines Trum festgelegt ist, während auf das andere die treibende Kraft ziehend wirkt, so wird - pv—J M durch den Zug am freien Seiltrum die Seilschlinge ver-j -K kürzt und damit die Rollenachse in der Zugrichtung linear aufwärts bewegt. Dieser Bewegung muss eine an die Rollenachse gehängte Last folgen. Der Lastwiderstand vertheilt sich auf die beiden Enden der tragenden Seilschlinge, und abgesehen von den eigenen Widerständen des Getriebes müsste die Spannung in jedem Seilstück demnach halb so gross, wie die Last sein. Man bezeichnet diese Anordnung der Rolle mit Bezug auf die bewegliche Aufhängung als „lose Rolle“. Das Charakteristische der losen Rolle ist ihre Eigenschaft als Kraftumsetzungsorgan, während die feste Rolle die Kräfte nur in veränderter Richtung fortleitet.

mm

JV

Fig. r.

ï-ar

Fig. 2.

Mit der Kraftübersetzung- ist naturgemäss eine Übersetzung zwischen den Wegen der Kraft und der Last verbunden. Wird die lose Rolle aus dem Niveau MM um die Höhe h in das Niveau NN emporgezogen, so ist das unterhalb des Niveaus NN herabhängende Stück der tragenden Seilschlinge um das Stück 2 MN—2h verkürzt, und diese Verkürzung kann nur dadurch herbeigeführt werden, dass sich das Zugtrum, das heisst die treibende Kraft, um die Strecke 2 h aufwärts bewegt.

Der Weg der Zugkraft, welche am freien Seiltrum einer losen Rolle angreift, ist doppelt so gross, wie die Hubhöhe der an die Rollenachse gehängten Last.

Bei dieser Anordnung ist vorausgesetzt, dass, wie gewöhnlich, die verfügbare motorische Kraft kleiner als die Last, und dass die Kraftübersetzung auf Kosten eines grösseren Arbeitsweges möglich ist.

Es kann in der Praxis aber auch der umgekehrte Fall eintreten, dass die verfügbare motorische Kraft grösser als die zu hebende Last ist und nur der Beschränkung unterliegt, dass der Weg, auf welchem sie zur Wirkung gelangen kann, kleiner ausfällt als die erforderliche Lasthubhöhe. Die soeben nachgewiesene Übersetzung zwischen der fortschreitenden Bewegung der Achse der losen Rolle und der des freien Seiltrums gestattet, die lose Rolle für den in Rede stehenden Fall als Verdoppler des Weges der motorischen Kraft für den Hub der Last zu benutzen, wenn man die treibende Kraft auf den Hub der Rollenachse wirken lässt und die Last an das freie Seiltrum hängt.

In der Praxis finden sich beide Anordnungen der losen Rolle, und um dieselben kurz zu unterscheiden, wollen wir die erste Anordnung als ,,Zugmultiplikator,“ die zuletzt besprochene als „Hubmultiplikator“ der treibenden Kraft bezeichnen.

a. Feste Rolle.

Bei gleichförmiger Umdrehung der festen Rolle wirkt auf dieselbe das Moment Pa der treibenden Kraft P und diesem entgegen das Moment Q a der Nutzlast Q, welches durch die Seilsteifigkeit, beziehentlich bei Kettenrollen durch die Kettenreibung, eine Vergrösserung erleidet, und dessen Widerstandswirkung schliesslich auch noch durch das Moment der Zapfenreibung vermehrt wird.

Der Rollenhalbmesser a ist stets von Zapfenmitte bis Seil-resp. Kettenmitte anzuehmen.

Die Vergrösserung des Lastmoments Q a durch die Seilsteifigkeit, oder durch die Kettenreibung, kann als Zuschlag zur Last Q, oder als Vergrösserung des Lastarms a in Rechnung gesetzt werden.

Es sei die Vergrösserung, welche für den Lastarm a anzunehmen ist, um die Seilsteifigkeit zu berücksichtigen, und die entsprechende Vergrösserung des Lastarms, welche das Äquivalent für den Einfluss der Kettenreibung bildet, so bestehen für die gleichförmige Umdrehung der Rollen folgende Bedingungsgleichungen :

für die feste Seilrolle

Pa — Q (a + 5t) + Moment des Zapfenreibungswiderstandes . 6.

für die feste Kettenrolle:

Pa — Q (a + £_,) Moment des Zapfenreibungswiderstandes .    7.

Der Einfluss der Seilsteifigkeit ist nicht theoretisch, sondern lediglich durch Versuch festzustellen. Die Versuchsresultate, welche Coulomb und Prony veröffentlicht haben, werden für lose geschlagene Hanfseile am besten durch die Eytelwein’sche empirische Formel ausgedrückt, wonach, wenn ü den Seildurchmesser in Millimetern angiebt,

8,

& = 0,018 Ö²

zu setzen ist.

Der Widerstand der Kettenreibung entsteht durch relative Drehung der Kettenglieder gegen einander an der An- und Ablaufstelle. Bezeichnet man den Winkel, welchen die Längsachsen zweier auf einander folgender Glieder einer Kette mit einander bilden, nachdem sie sich an den Rollenumfang angelegt haben, mit y, Fig. 3, so ist ersichtlich, dass die Achsen

der beiden Glieder B und A, welche in der gezeichneten Lage noch mit der geraden Richtung des Lasttrums zusammenfallen, sich um den Winkel y auseinanderdrehen werden, wenn bei der Umdrehung der Rolle das Glied B in die augenblickliche Lage von C übergeführt wird. Bezeichnet man den Reibungskoefficienten der Kettenglieder an einander mit yx und den Durchmesser des Ketteneisens mit d, so ist die mechanische Arbeit, welche bei der Drehung zweier Kettenglieder um den Winkel

wird, = px Q —

ff

fr

u:

Y-

vernichtet

Fig. 3-

Zur Überwindung dieses Widerstandes muss eine treibende Kraft auf die Rolle wirken, deren Angriffspunkt in den Rollenumfang fallen möge, und deren Grösse unter dieser Voraussetzung mit K bezeichnet werden soll. Während sich die Drehung zweier Kettenglieder um den Winkel y vollzieht, rückt ein Umfangspunkt D der Rolle aus der Mitte des Kettengliedes B in den Mittelpunkt E des nächstfolgenden Kettengliedes, und der Bogen DE ist demnach der Weg der Umfangskraft K während der Reibungsperiode zweier auflaufender Kettenglieder. Wir erhalten demnach:

K.DE=y₁Q d

2 '

Nun ist aber ^ DME — a yt weil die Schenkel beider Winkel senkrecht zu einander stehen, folglich auch

K a y = ytQ ~

Da K und Q beide im Abstande a vom Rollenmittelpunkt angreifen und Kraft und Widerstand in demselben Punkte gleich gross sind, so kann

man auch K als die Vergrösserung des Lastgewichts infolge der Kettenreibung auffassen, und die Gleichung zeigt, dass der Widerstand der Kettenreibung auf den Rollenumfang' reclucirt, unabhängig vom Drehwinkel der Kettenglieder erscheint, im übrigen direkt proportional zur Ketteneisenstärke ô und umgekehrt proportional zum Rollenradius ist. Vernachlässigt man den für die Kettenreibung verschwindend kleinen Einfluss der Spannungsdifferenz im auf- und ablaufenden Kettentrum, so ist der Widerstand der Kettenreibung einer auf- und ablaufenden Kette —zK zu setzen, und wir erhalten schliesslich als Widerstandsmoment einer Kettenrolle unter Berücksichtigung der Kettenreibung im auf- und ablaufenden Trum, abgesehen von dem Moment der Zapfenreibung,

Durch diese Umformung ist der Einfluss der Kettenreibung auf eine Vergrösserung des Lastarmes a um die Grösse //i ô zurückgeführt und damit der Werth gefunden

10.

h = }H à

Mit Rücksicht auf die rohe Oberfläche der Kettenglieder ist für den Reibungskoefficienten ^ ein entsprechend hoher Werth zu setzen. Wir nehmen = 0,2 und erhalten damit

11

£₂ = 0,2 ô

Für die Galle’sche Gelenkkette wird man keinen wesentlich günstigeren Werth annehmen können, denn wenn dieselbe auch infolge der sauber bearbeiteten Gelenkbolzenzapfen an sich eine geringere Zapfenreibung voraussetzen lässt, so reiben sich doch andererseits auch die einzelnen Laschen in den Gelenken an einander, und der Einfluss dieser Reibung kann sogar recht beträchtlich werden. Genauere theoretische Werthe lassen sich hierfür nicht aufstellen, da die Laschenreibung von der mehr oder minder starken Klemmung durch die Kettennietung abhängig ist und ausserdem durch einfallenden Schmutz, der sich zwischen den Platten festsetzt, sehr variirt werden kann. ¹)

Bei der Benutzung der Formel 11 für die Galle’sche Kette ist unter ô der Durchmesser der Gelenkbolzenzapfen zu verstehen.

Die Vergleichung der Werthe = 0,018 ä² und £₂ = o,2d zeigt, dass für stärkere Seildurchmesser der Einfluss der Seilsteifigkeit wesentlich ungünstiger wird, als der Widerstand der Kettenreibung. Dies fällt um so mehr ins Gewicht, als die geringere Tragfähigkeit der Seile im Vergleich zu den Ketten für ein und dieselbe Last einen bedeutend grösseren Seilquerschnitt erfordert. Für x 000 kg Last genügt eine Kette von 10 mm Eisenstärke, während ein Seil hierfür 36 mm Durchmesser haben muss. Demnach ergiebt sich bereits für eine solche mittlere Last 2k = 0,018.3Ó² = 23,3 mm, während £₂ nur °,².ïo = 2 mm wird. Die Ketten bieten ausserdem den Vortheil grösserer Dauerhaftigkeit. Diese Vorzüge sichern den Ketten in der Praxis die ausgedehnteste Verwendung.

Bezeichnet man mit Z>, Fig. 4, den Zapfendruck einer Rolle, mit [i, den Reibungskoefficienten für das Zapfen- und Lagermaterial, mit?' den Zapfenradius, so ist das Widerstandsmoment der Zapfenreibung =[trD. Der Zapfendruck D ist die Resultante der Rollenumfangskräfte Pund Q, und eine mathematisch g'enaue Bestimmung dieses Druckes setzt demnach die Kenntniss des Werthes von P voraus, dessen Bestimmung sich erst aus dem Gange der vorliegenden Untersuchungen über die Gesammtwiderstände der Rollenbewegung ergiebt. Da nun aber die that-sächliche Vergrösserung von P über den Werth

P,

— <k/

Fig. 4.

von Q durch die schädlichen Widerstände an sich verhältnissmässig gering ist, so muss der Einfluss, welchen diese Vergrösserung auf den Werth D der Resultante von P und Q hat, erst recht unbedeutend sein, und erscheint

schliesslich für den Reibungswiderstand fi D, welcher hier nur in Betracht kommt, verschwindend klein. Es soll demnach zur Bestimmung der Zapfenreibung vorübergehend die Annahme gemacht werden, dass die Spannung P des Zugtrums gleich der Spannung Q des Lasttrums, so dass demgemäss sich auch die Zapfenreibung der Seil- und Kettenrolle durch denselben Formelwerth ergiebt. Unter dieser Voraussetzung stellt sich das Kräfteparallelogramm zur Bestimmung der Zapfendruckresultante als Rhombus dar, und wir erhalten, wenn wir den Centriwinkel, welcher von den nach der An- und Ablaufstelle gezogenen Rollenradien eingeschlossen wird, mit a bezeichnen

LJ

ça

Ö.

Km

Demnach das Widerstands - Moment der Zapfenreibung =

cü

2 u Q r sin

Setzt man in die Gleichung 6 die Werthe aus den Gleichungen 8 und 12 ein, so ergiebt sich für die Seil-Leitrolle

Pa—Q (<2+o,oi8 ô²) -\-2fi Qr sin “.

Bezeichnen wir das Verhältniss der Spannung des ablaufenden Seil-

trums zur

Spannung des auflaufenden, d. h. den Quotienten ■- abkürzungsweise mit *i> so folgt:

für Seilrollen

X₁ — I

0,018 et²

fl

2 fx r sin~

13.

Für parallele Seilrichtungen speciell ist a— i8o°, sin“ demnach = und daher für diesen besonderen Fall

o,oi8 ds

2 /x r

*1 = I fl

Ganz analog ergiebt sich aus Gleichung 7 durch Einsetzen der Werthe aus den Gleichungen n und 12, wenn man für das Verhältniss der Span-

13a.

nung' P im ablaufenden Kettentrum zur Spannung Q im auflaufenden Trum die Bezeichnung x₂ einführt;

für Kettenrollen

. 0,2 (f

*2=I+^

2 u r sin

14,

welcher Werth für parallele Kettenrichtungen die einfachere Form annimmt

0,2 (f 2 u r

14a.

%,= !+ —

Man wählt in der Praxis den Rollenradius a und den Halbmesser r der Rollenachsen meist in einem bestimmten Verhältniss zur Seil- beziehentlich Kettenstärke. Unter dieser Voraussetzung ergiebt sich für alle verschiedenen Kettenstärken ein konstanter Werth für x₂, während xx vom Durchmesser der Seile abhängig bleibt und mit dem Seildurchmesser wächst. Wählen wir, den späteren Feststellungen entsprechend,

für Seilrollen

a = 4 fl und r — 0,4 ä, für Kettenrollen a = 10 ô und r = 1,5 ô,

und setzen in beiden Fällen den Zapfenreibungskoefficienten ^ = 0,08, so ergiebt sich aus den obigen Grundwerthen für xx und x₂ nachfolgende Tabelle.

Tabelle für die Widerstandskoefficienten von Seil- und Kettenrollen bei halber Umfangsumspannung.

Grundwerthe für Seilrollen:

, 0,018 d2 *1 = ¹ + -7

T-j--; a — 4 à, r — 0,4 ô, [i = 0,08 ;

Grundwerthe für Kettenrollen:

0,2 4

** - ¹ + ~~a

F-j~; (I - 10 ô, r - 1,5 d, ix, = 0,08.

Für Seildurchmesser ô —    16

20 I 23

26

29

33

36

39

40

52

1,25

— i,o88    1,106 x,i20 1,133 1,147 1,165 1,178 1,192 1,223

Für Ketten von beliebiger Stärke

x₂ = i ,044.

Die Formeln und Werthe für xv und x₂ gelten, wie wir später sehen werden, auch für die lose Rolle.

Po

Der Wirkungsgrad r\ der Leitrolle bestimmt sich durch den Quotienten Die ideelle Zugkraft P₀ ist = Q und demnach für die Seil-Leitrolle

IT

0,0l8 d²

. «

2 u r sm —

15.

und für die Ketten-Leitrolle

2 u r sin

n-

.4—2^

¹ a

Aus diesen Formeln folgt nachstehende Zusammenstellung von verschiedenen Werthen für halbe und Viertel-Umfangsumspannungen.

Tabelle für die Wirkungsgrade von Seil- und Ketten-Leitrollen.

Seildurchmesser =: J 16

20 j 23    26    29 j 33 j 36    99    46    52 Ketten

0,919 0,904 0,893 0,882 0,872 0,859 0,849 0,839 0,8181 0,800 0,958

ti ' y

0,923 0,908 0,897 0,886 0,876 0,862 0,852 0,843 0,821 0,803 0,964

Da der Werth ■/., für verschiedene Ketteneisenstärken bei derselben Umfangsumspannung a konstant ist, so muss auch der Wirkungsgrad r\ unabhängig von der Kettenstärke bleiben, vorausgesetzt, dass die Rollenabmessungen in konstantem Verhältniss zur Kettenstärke stehen. Die Tabelle zeigt ausserdem, dass, wie vorauszusehen, die Veränderung der Umfangsumspannung unter sonst gleichen Verhältnissen einen sehr geringen Einfluss auf den Wirkungsgrad hat, da sich dabei nur der Zapfendruck etwas ändert.

b. Lose Rolle.

Bei den Anwendungen der losen Rolle in der Praxis sind die beiden Enden des Seils oder der Kette, in welcher die Rolle hängt, stets parallel, oder wenigstens so unbedeutend von der parallelen Richtung abweichend, dass sie als parallel angesehen werden können. Im übrigen ist für die weitere Untersuchung zu unterscheiden zwischen den beiden verschiedenen Anordnungen der losen Rolle als Zugmultiplikator der treibenden Kraft und als Hubmultiplikator der treibenden Kraft.

Lose Rolle als Zugmultiplikator der treibenden Kraft.

TÔT

{©)

<- u

Die Anwendung der losen Rolle als Zugmultiplikator für die treibende Kraft setzt voraus, dass die motorische Kraft P auf das freie Seiltrum wirkt, Fig. 5, während die Last Q an der Rollenachse hängt. Es ist demnach hier der Zapfendruck = Q zu setzen und ferner zu beachten, dass, wie wir für Rollen überhaupt nachgewiesen haben, zur Berücksichtigung der Seilsteifigkeit der Arm, an welchem die Spannung des auflaufenden Trums wirkt, — « + § 1? beziehentlich für Kettenrollen = a + £₂, anzunehmen ist. Bezeichnet man die Spannung in dem festgelegten Seiltrum der losen Rolle, welches beim Anheben der Last auf den Rollenumfang aufläuft, mit S, so muss die Momentengleichung bestehen

1%. 5.

P a — S (a + £i) -f- ^ Q r.

Es ist aber auch Q— P-\-S, d. h. S—Q — P und demnach

Pa-Q (a + &) —P(a-j- £,) + fiQ r.

Führen wir für das Verhältniss der Spannung" im ablaufenden Seil--trum zur Rollenachsen-Belastung" ab kürzung's weise die Bezeichnung ein, so folgt aus der vorstehenden Gleichung

1    _ P _ a 4- Il + « r

Q    a-ä+ft-

und nach Einsetzung des Werthes für aus Gleichung 8

für Seilroll en

17.

2     fl T 0,018 d² -f- r

1 —    2 a 4- 0,0i 8 i)²    ....

Die ideelle Zugkraft P₀ für die lose Rolle ist = v, demnach der Nutzeffekt der losen Seilrolle

18.

i _    a-f- 0,009 P

V ~ 2T1 — Æ-f 0,018 d² -+/u r

Für die lose Kettenrolle bleiben die Rechnungen ganz dieselben, nur vertauscht sich der Werth von mit dem von g₂, welcher aus Gleichung 11 zu entnehmen ist. Bezeichnen wir das Verhältniss der Spannung im ablaufenden Kettentrum zur Rollenachsen - Belastung mit A₂, so ergiebt sich demnach ganz analog zu

19.

a -f- o,2 d' -f u r

ha-f- 0,2 d'

und der Nutzeffekt der losen Kettenrolle mit an der Ąchse hängender Last

20.

d “j” O, I ()

2 ż₂ a -j- 0,2 d' -j- f.i r

Wählt man für die losen Rollen dieselben Abmessungen, welche oben für die Leitrollen aufgestellt sind, so ergeben sich nachstehende W erthe :

Tabelle für die Wirkungsgrade loser Rollen. Grundwerthe für Seilrollen:

n = ä +    + Jr'< a = 4 <*" r = °'4 <*■    = °-⁰⁸.

Grundwerthe für Kettenrollen:

ï=a= ,o0, r= 1,5i*=o'o&-

Für Seile vom Durchmesser d' = 16 !    20

23    26 '( 29 I 33 J 30 | 39 | 40 | 52

^ = 0,959! 0,951 I 0,946 0,9411 0,936' 0,929! 0,924! 0,919! 0,908! 0,899

Für Ketten von beliebiger Eisenstärke

n - °>979-

Lose Rolle als Hubmultiplikator der treibenden Kraft.

-PA

Die Anordnung* der losen Rolle als Hubmultiplikator der treibenden Kraft setzt voraus, dass, Fig\ 6, der motorische Zug P auf das Zapfenlager der Rolle wirkt, und dass die Last am freien Seiltrum hängt. Bei dieser Anordnung läuft das Lasttrum auf die Rolle auf, und auf der entgegengesetzten Seite in der Richtung des stehenden Trums ab. Infolge hiervon sind für diesen Fall die Widerstände der Seilsteifigkeit, beziehentlich der Kettenreibung, als S Zuschlag für den Angriffsarm der Last in Rechnung zu setzen.

Fig. 6.

Wir erhalten, wenn wir, wie früher, die Spannung im festgelegten Trum mit S' bezeichnen, für die Seilrolle

ferner

demnach

Sa — Q (a T Ï, ) T ta P r, S+Q = P, d.i. S — P—Q,

Q a — Q ( + §i) + [*> P y.

Pa

Bezeichnen wir das Verhältniss der motorischen Kraft P zur Last Q mit V\ und setzen für seinen Werth aus Gleichung 8, so ist für die lose Seilrolle als Hubmultiplikator

2 a A- o,oi8 cl’2 a — ur

und der Nutzeffekt der Rolle für diese Art der Nutzanwendung, da die ideelle motorische Kraft

v\ = -

21,

Pq = 2 Q und łj =

_ 2 _    2 (a — /ur)

^    Pa-f- o,ot8 cT²

a — ur

V ~~ rt-|-0,009 J²

Für die lose Kettenrolle gestaltet sich die Rechnung vollkommen analog, und es ist nur der Werth von mit dem von aus Gleichung ii zu vertauschen. Zur Unterscheidung von den vorstehenden Werthen für die Seilrolle möge das Verhältniss der treibenden Kraft P zur Last Q für den Fall der Kettenbenutzung mit v₂ bezeichnet werden. Dann ergiebt sich

22

2 a -f- 0,2 if a T— tu r

und schliesslich der Wirkungsgrad der losen Kettenrolle für die Anwendung des Hubmultiplikators

23,

a — ur y ~ a -fi O, i (f

Bestimmen wir endlich noch für die lose Rolle das Verhältniss der Spannung im ablaufenden Seil- oder Kettentrum zur Spannung im

24.

P _ ß + lä + 'W?'

26.

a — fir

auflaufenden Trum, so ergiebt sich, unter Benutzung der auf S. io stehenden Fig. 5, zunächst die Momentengleichung für die Seilrolle

Pa — S {a +    + [i Q r,

Q = P+S,

Pa = S(a-\-^₁)-\-{iPr-\-fiSr,

P _ a + $i + fir

s —

ferner

mithin

folglich

25.

a — fxr

und analog für die Kettenrolle durch einfache Vertauschung des Werthes §1 mit

~s---

Thatsächlich muss das Verhältniss der Spannung im ablaufenden Trum zur Spannung im auflaufenden für die lose und feste Rolle unter sonst gleichen Verhältnissen identisch sein, denn auf dieses Verhältniss kann es keinen Einfluss üben, ob die Rolle in einem festen Punkte gelagert ist, oder ob man dem ganzen System, d. h. der Rollenachse, noch eine lineare Verschiebung ertheilt. Zu beachten ist, dass die entsprechenden Werthe und x₂ in Gleichung 13a und 14a für die feste Rolle unter der vereinfachenden Annahme entwickelt sind, dass der Zapfendruck, welcher dort nur in seiner indirekten Einwirkung auf die Zapfenreibung in Betracht kommt, die Resultante gleich grosser Seil- resp. Kettenspannungen sei, während ja in Wahrheit die Spannung im ablaufenden Trum grösser als im auflaufenden ist. Wir wurden in unseren früheren Rechnungen zu dieser Näherungs - Annahme genöthigt, um für die Leitrolle für den allgemeinsten Fall beliebiger Seil- und Kettenablenkungswinkel noch brauchbare, d. h. einfache und doch genügend genaue Formel-Ausdrücke entwickeln zu können. Wäre auch dort nur der Fall paralleler Seilrichtungen zu berücksichtigen gewesen, der für die losen Rollen allein in Betracht kommt, so würden wir von vorn herein die mathematisch genauen Werthe, welche die Gleichungen 25 und 26 liefern, haben aufstellen können. Der Fehler, welcher durch jene vereinfachenden Annahmen gemacht ist, bleibt für die praktischen Rechnungen vollständig bedeutungslos. Führt man in den Gleichungen 25 und 26 auf den rechten Seiten die Division aus, so erhalten wir

für die Seilrolle

L ₌ , I b , TAT I PSih +lP n S    ' a ' a ~ a {a — fi r)

und für die Kettenrolle

= I + ™ + -2 1 a ¹

=L «

r i (j r (g₂ + 2 Lu r) ' a (a — fi r)

Die mathematisch genauen Werthe unterscheiden sich demnach von den angenäherten Werthen, welche wir früher für xx und gefunden haben, nur durch das Zusatzglied

beziehentlich + ²    .

a [a — fir) ’    a {a — fir)

\

Nehmen wir beispielsweise eine Rolle für ein 36 mm starkes Seil und setzen den praktischen Ausführungen entsprechend, a — 144 mm, r — i6 mm, fi = 0,08 und £, = 0,018.36s, so ergiebt sich

fir(Si + 2fir)

a (a — u r)

= 0,0017.

Für eine gleichwerthige Kettenrolle würde eine Kette von 10 mm zu wählen sein, bei einem Rollenhalbmesser a = 100 mm; r bleibt = 16 mm und fj, = 0,08, dagegen ist = 0,2 . 10 zu setzen. Mit diesen Werthen erhalten wir

- 0,0005.

H r < h + 2 fu r) a(a — /j. r)

Diese Werthe zeigen, dass jq und x₂ durch eine mathematisch genaue Rechnung erst in der dritten Decimalstelle eine Korrektur erleiden, auf die um so weniger Gewicht zu legen ist, da ja die Erfahrungswerthe und die Resultate beeinflussen, welche eine absolut genaue Werthbestimmung ausschliessen.

Wir werden daher, um den Formelapparat nicht unnöthig zu vermehren, in allen Fällen, in denen es sich bei losen Rollen um die Bestimmung des Verhältnisses der Spannung im ablaufenden Trum zur Spannung im auflaufenden Trum handelt, die für die Seil- und Kettenrolle entwickelten Formeln für und x₂ aus den Gleichungen 13a und 14a entnehmen.

B. Seile und Ketten.

Die konstruktive Ausführung der Rollen ist davon abhängig, ob dieselben für Seile oder für Ketten benutzt werden sollen, und es sind daher hier zunächst noch die nöthigen Angaben über diese lasttragenden Zugorgane zu machen.

a. Seile.

Die Seile werden entweder aus Hanf oder aus Draht hergestellt. Für die Rollenzüge finden fast nur Hanfseile Verwendung, da die Drahtseile unbequem grosse Rollendurchmesser verlangen.

Die nachstehende Tabelle giebt eine Zusammenstellung der verschiedenen Hanfseilstärken, ihrer Gewichte pro laufenden Meter und der zulässigen Belastungen nach den Angaben der Firma Felten & Guilleaume in Köln.

Tabelle zur Anwendung von Hanfseilen.

Kabel-Seile

(getheert)

Runde Seile

(ungetheert)

aus rheinischem Schleisshanf.

Durch

messer.

Gewicht p. Meter.

» Arbeitslast,

8 fache Sicherheit.

Durch- Gewicht messer. p. Meter.

Arbeits

last,

6 fache Sicherheit.

mm

kg

kg

mm

kg

kg

l6

20

23

26

29

33

36

39

46

52

1—1 Ch    u">rO

fO rh IG vo 00^ CS vn

cT o o o o o' o i-T i-T G

200

300

400

500

750

900

1000

1250

1500

2000

₄6

52

59

65

72

78

85

92

98

105

i,65 2,13 2,6 7 3,70 4,oo

4,8°

5,6o

6,40

7,46

8,53

225O

3OOO

3600

4500

5OOO

62OO

7500

8700

10000

12500

Aus der vorstehenden Tabelle ergiebt sich, dass bei achtfacher Sicherheit der Quadratmillimeter Seilquerschnitt durchschnittlich mit 1 kg belastet ist.

Unter dieser Annahme folgt für ein Seil vom Durchmesser ô die zulässige Belastung

und mithin für den Seildurchmesser

27

ü = 1,13 1IQ

Werden Drahtseile, wie bereits oben bemerkt, für die eigentlichen Rollenzüge auch nur ganz ausnahmsweise benutzt, so haben dieselben doch in neuerer Zeit hierfür bei Hubmultiplikatoren hydraulischer Aufzüge Verwendung gefunden. Man unterscheidet, abgesehen von den Hachen Drahtseilen, welche fast ausschliesslich für Bergwerksförderungen angefertigt werden, langgeschlagene und kurzgeschlagene runde Drahtseile ; letztere werden speciell als Kabelseile bezeichnet und sind bei allerdings geringerer Festigkeit wesentlich biegsamer als die langgeschlagenen, gestatten also kleinere Rollendurchmesser.

Der Durchmesser der Rollen für kurzgeschlagene Drahtseile soll mindestens 75 bis 100 mal grösser als der Seildurchmesser gewählt werden, während für Drahtkabel der Rollen durchmesser auf das 2 5 fache der Seilstärke beschränkt werden kann, ja sogar in der Praxis bisweilen auf das 20fache beschränkt wird.

Nachstehend folgen die bezüglichen Tabellen, in welchen die Angaben für die Fabrikate der oben genannten Firma Felten & Guilleaume zusammengestellt sind. /

Tabelle zur Anwendung von Drahtseilen.

Langgeschlagene runde Seile.

Durch -

Gewicht

Bruchb elastung.

messen

pro

Meter.

Eisendraht.

Gussstahl

draht.

mm

kg

kg

kg

10

Ii

12

13

»5

16

17

l8

*9

21

23

25

27

30

33

35

37

40

45

50

55

60

0,15

0,22

0,26

0,30

0,40

0,45

0,50

0,70

0,80

0,85

1,00

1,10

1.25

1.50

1.80

2.30

2.80

3,40

4,xo

4.50 5,35

6.25 7,70

9.30

11,20

850

l800

1300

1500

1700

2200

2600

3100

4000

4600

5000

5800

6200

7200

8400

10200

13400

16600

20000

24000

26000

3T000

36000

45000

55000

66000

2700

3200

3700

4900

5700

6700

8700

IOIOO I 1000

12800 13600 15800 T8500 21100 29300 36000 44000 52000

57000

67000

78000

98000

I2I000

I450OO

Kurzgeschlagene Kabel-Seile.

Durch-

messen

mm

26

30

35

4°

45

50

57

65

70

Eisendraht.

Gewicht pro Meter.

Brucli-

belastung.

Gussstahldraht.

Gewicht pro Meter.

Bruch

belastung.

kg

kg

kg

kg

2,0

2,4

3,o

4,°

5,2

7,4

8,8

11,0 13,7 17,0

80OO

IOOOO

12000

I50OO

21000

3OOOO

37⁰⁰°

43OOO

580OO

67OOO

2,0

2,4

3,o

4,°

4,8

6,2

7,5

9,°

11.1

13.2

24OOO

29OOO

360OO

45°⁰⁰

54000 68000 81000 95000 u 1000 i30000

Die zulässige Belastung ist unter Berücksichtigung des Eigengewichts des Drahtseiles, worüber die Tabellen den erforderlichen Aufschluss geben, gleich ¹/₅ bis ¹/₁₀ der vorstehend angegebenen Bruchbelastungen zu wählen, je nachdem die Seile mit geringer oder mit grosser Geschwindigkeit arbeiten, und je nachdem gewöhnliche Lasten oder Personen der Sicherheit des Seiles anvertraut werden.

b. Ketten.

Alle Lastketten bestehen aus einzelnen zusammenhängenden Gliedern, die entweder aus Rundeisen gebildet und in ovaler Form durch Schweissung geschlossen sind, oder durch eine Verbindung von Blechlaschen mit Gelenkbolzen hergestellt werden. Ketten der ersteren Art werden kurzweg Gliederketten genannt, während man die Ketten mit Laschengliedern als Laschenketten, oder nach ihrem Erfinder als Galle’sche Gelenkketten bezeichnet.

Die Gliederketten werden in drei verschiedenen Formen ausgeführt,

“Î

----Ç Ą----

y...

?»

..y

*--- 9 99-------*

Ä Vs

'in

<“

3,6&

-V

Fig. 8.

X : 2

Fig. 9.

Fig. 7-

I : 2

mit kurzen Gliedern, Fig. 7, mit langen Gliedern, Fig. 8, und mit langen Gliedern und eingesetztem Steg, Fig. 9. Zum Unterschiede von den Stegketten bezeichnet man die einfachen Gliederketten als offene Ketten.

Die langgliedrige oder weite Ringkette, auch deutsche Kette genannt, ist jetzt fast ganz durch die kurzgliedrige englische Kette verdrängt, welche zwar kostspieliger und schwieriger herzustellen ist, aber beweglicher erscheint und auf den Rollenumfängen weniger durch Querbiegung beansprucht wird.

Die Stegkette ist infolge der Querabsteifung der einzelnen Glieder widerstandsfähiger, als die offenen Ketten.

Die Anwendung der Stegkette beschränkt sich hauptsächlich auf die Benutzung als Ankerkette.

Die Abmessungen der verschiedenen Gliederketten sind aus den Figuren ersichtlich, doch ist in dieser Beziehung zu bemerken, dass die hier angegebenen Masse keineswegs ganz allgemein innegehalten werden, und dass vor allem die englischen Originalketten, welche vielfach den

Ernst, Hebezeuge.    ²

deutschen Fabrikaten vorgezogen werden, mehr oder minder grosse Abweichungen von den Normalmassen aufweisen.²) Andererseits liefern sämmtliche Kettenfabriken auf besondere Bestellung jede beliebige speciell vorgeschriebene Gliedform.

die Halbachsen CA und CB, Fig. 10, der Mittellinie des Kettengliedes senkrecht zu einander, trage auf AB von A aus die Differenz der Halbachsen

Gr as h of giebt für die Konstruktion des Kettenovals folgende Regel an: Man verzeichne

M,

Fig. 10.

BC— AC= AE ab und halbire die Strecke BE in D, so schneidet ein Loth in D auf AB die Richtungen der Halbachsen in den Mittelpunkten My und AI der Kreisbogen, aus denen sich ein Quadrant der Mittellinienkrümmung mit den Radien AI A und Mx B zusammensetzen lässt.

Sogenannte kalibrirte Ketten mit genau gleichlangen und gleichgeformten Gliedern können nur durch Adjustiren hergestelit werden, da die Kettenfabrikation auf Handarbeit angewiesen ist.

Derartige Ketten, welche nur in Verbindung mit Daumenrollen und Daumenrädern Verwendung finden, variiren in der Praxis, ebenso wie die gewöhnlichen Ketten, ziemlich beträchtlich in der Grundform ihrer Glieder, und es bedarf daher bei ihrer Benutzung und Bestellung besonders genauer Angaben über die gewünschte Gliedform, da die Theilung der Daumenrollen vollständig von der zu benutzenden adjustirten Kette abhängig ist.

In den nachstehenden Tabellen sind die Angaben der Duisburger Maschinenbau-Aktien-Gesellschaft und der Fabrik von Schlieper Sohn in Grüne bei Iserlohn über ihre Kettenfabrikate zusammengestellt.

Kurzgliedrige Krahnketten der Duisburger Maschinenbau-

Aktien-Gesellschaft.

Ketten-eisenstärke in Millim.

Zulässige

Belastung

in

Ungef. Gewicht pr. I Mtr.

Preis

pro Kilo in

Kilogr.

in Kilogr.

Ketten-eisenstärke in Millim.

Zulässige

Belastung

in

Kilogr.

Ungef. Gewicht pr. I

Preis Mtr Pro în

in Kilogr.

M.

tbVO NOO Ob

25O

360

49°

640

81O

IOOO

1210

o p 'bo un <-² 00

20

20

00 O ui tu to

T44O

169O

i960

225O

2560

324O

1,10

1.44

1,82

2,25

2,72

3,24

3,8o

4,4²

5,o6

5,75

7,28

4000 4840

30    24    5760

—    26    6760

7840 9000 10890 36    12960

80

22

85 28 75 ! 30 70 33

8,98 10,87 12,94 15,18 17,61

20,22

50

45

65

60

43

24,46

29,11

34,i<3

41.53

47.53 53,'²2 60,73

50

60

Die Ketten werden in der Fabrik auf das 2,25 fache der zulässigen Belastung probirt und sollen eine etwa 5 fache Sicherheit gegen Bruch bieten.

Mit Rücksicht auf plötzliche, ruckweise Beanspruchung der Kettenglieder durch etwaige Kettenschläge pflegt man in der Praxis der grösseren Sicherheit halber, statt der der ruhenden Belastung entsprechenden Kettenstärke, meist die nächstfolgende Kettennummer zu wählen. Statt also beispielsweise für 9000 kg Last eine Kette von 30 mm Eisenstärke zu benutzen, empfiehlt sich die Anwendung einer Kette von 33 mm Eisenstärke, deren zulässige Belastung in der Tabelle mit 10890 kg angegeben ist.

Dieselbe Vorsicht gilt auch bezüglich der Benutzung der nächsten

Tabelle.

Kurzgliedrige Ketten aus der Fabrik von H. Schlieper & Sohn

in Grüne bei Iserlohn.

der

Ketten

Gewicht pro laufende 100 Meter.

Garantirte

Tragfähigkeit.

Geprüfte

Tragfähigkeit.

Aeusserste

Zugkraft.

rh. Zoll.

Millimeter.

Kilogr.

Kilogr.

Kilogr.

Kilogr.

6,5

80

5OO

108

75O

160

925

10

223

975

320

13

15

540

16

640

18

763

20

21

23

25

26

33

40

1040

1200

1390

1600

2400

5320

1250

1950

2250 2925 3500 4375 5'75 5725 6575 7375 11250 15000

IOOO

1500

1850

I95O

25OO

3900

45OO

5850

7OOO

8750

IO350

I[450

1315°

14750

22500

30000

2000

3000

3700

3900

5000

7800

9000

11700

14000

17500

20700

22900

26300

29500

45000

60000

Aus den vorstehenden Tabellen ergiebt sich für die zulässige Kettenbelastung Q im Mittel als Ketteneisenstärke einer offenen Gliederkette

28

fl = 0,31 YQ

Die Tragfähigkeit einer Stegkette ist, gleiche Eisenstärken vorausgesetzt, gleich ⁴/₃ der Tragfähigkeit einer offenen Kette, und demnach für die Stegkette

28 a.

0 = 0,28 YQ

Anmerkung: Bei Dampfwinden und schnell hebenden Dampfkrahnen empfiehlt es sich grössere Sicherheiten für die Ketten zu wählen, d. h. die Ketten nur etwa halb so stark zu belasten, wie die vorstehenden

Tabellen und die aus ihnen entwickelten Formeln unter gewöhnlichen Verhältnissen als zulässig angeben.

Fig. ii. zeigt ein Kettenschloss,

Um einen etwa eintretenden Kettenbruch schnell zu repariren, oder vorübergehend eine Kette durch Anschliessen eines zweiten Ketten-stücks zu verlängern, empfiehlt es sich Kettenschlösser als Reservetheile in Vorrath zu halten.

KJ

\J

welches sich in seiner ganzen Form den gewöhnlichen Kettengliedern so weit anpasst, dass durch Einschalten desselben der Lauf der Kette, gewöhnliche Rollen oder Trommeln vorausgesetzt, nicht störend unterbrochen wird/) Dasselbe besteht aus einem V-förmig gebogenen Bügel aus Ketteneisen mit öhrförmigen Endigungen, dessen Schluss durch einen Stegbolzen gebildet wird. Die Sicherung des Bolzens im Öhr des Bügels, wird durch einen kleinen Durchsteckstift bewirkt.

¹

Vergl. Abchnitt III. Differential-Windetrommeln. Anmerkung.

²

Siehe die S. 26 u. 27 mitgetheille Tabelle verzahnter Kettenrollen und kalibrirter Ketten von Georg Kieffer.

Fig. u.

i •• 5

gjf

ll Jd

!    ii I !    i

Fig. 12.

Die Galle’sche Kette wird aus eisernen Blechlaschen gebildet, die durch zwischengenietete gussstählerne Gelenkbolzen zu fortlaufenden Gliedern mit einander verbunden werden, Fig. 12. Für stärkere Belastungen wird die Kette in allen einzelnen Theilen kräftiger ausgeführt, gleichzeitig aber auch die. Zahl der Blechlaschen, welche in jedem einzelnen Gliede auf einem gemeinsamen Bolzen nebeneinander angeordnet sind, vermehrt, so dass die Glieder der schwächsten Ketten aus je 2 Laschen, die der stärksten aus je 8 Laschen zusammengesetzt sind. Die Gelenkkette verlangt eine ausserordentlich sorgfältige Herstellung, da die geringste Differenz in den Längen der Laschen eine ungleichmässige Kraftvertheilung bedingt, die unter Umständen die Tragfähigkeit der ganzen Kette in Frage stellt. Der Vortheil der sauberen Ausführung der Gelenkbolzenzapfen wird mehr oder minder durch die Reibung der Laschen aneinander aufgehoben, wie bereits bei der Bestimmung der Kettenreibungswiderstände hervorgehoben ist, und gerade dieser Umstand scheint bisher von denjenigen wenig beachtet zu sein, welche den Laschenketten vor den gewöhnlichen kalibrirten Gliederketten den Vorzug geben. Die Laschenkette hat ferner den Nachtheil, dass sie nur in der Drehrichtung um ihre Gelenkbolzen beweglich ist, und daher nur Verwendung finden kann, wenn sich ihre Führung- in ein und derselben Ebene, oder doch wenigstens sehr annähernd in einer Ebene be

*) Siehe Bach, Maschinenelemente S. 253.

wirken lässt. Sie fällt ausserdem naturgemäss wesentlich theurer aus, als kalibrirte Gliederketten, und erhält bei gleicher Tragfähigkeit ein grösseres Eigengewicht. Der wesentlichste Vortheil der Galle’schen Kette liegt in der grösseren Sicherheit gegen Bruch, weil die Kette frei von Schweiss-stellen ist; aber auch dieser Vortheil wird nur bei vorzüglich sorgfältiger Ausführung und Bohrung der Laschen auf Specialmaschinen gewährleistet.

In der nachstehenden Tabelle sind die Abmessungen, Gewichte und Tragfähigkeiten der üblichen Ausführungen der Gelenkkette zusammengestellt.

Laschenketten (Galle’sche Gelenkketten) aus der Fabrik von Zobel, Neubert & Co. in Schmalkalden.

Masse Millimeter.

Garantirte

Belastung

Theilung

oder

Baulänge

Länge

Stärke

des mittleren Bolzens

Zapfen

stärke

Platten

zahl

Platten

dicke

Platten

Gewicht

Preis

breite

pro Meter

pro Meter

Kilogramm

cF

ca. Kilogr.

Reichsm.

100

12

L5

12

250

20

7,5

500

25

18

10

18

750

30

20

20

1000

T500

2000

3000

4000

5000

7500

10000

15000

35

22

12

10

26

40

45

50

55

60

70

80

90

25

12

2,5

30

30

35

40

45

50

60

70

17

35

22

24

26

32

36

40

17,5

38

21

23

28

32

37

4,5

4,5

5,3

40

46

52

60

70

0,70 1,00 2,00 2,70 3,77 5»oo 7,io i r, 11 16,50 19,00 3L50 34>°° 45)4°

8,50

9,4° 10,90 11.70

12,20

12,90

HJO

16,80

20,00

23,00

30.50

35.50 46,00

Es ist darauf aufmerksam zu machen

dass die vorstehende Tabelle kleine Abweichungen von den früheren Ausführungen derselben Fabrik zeigt. Diese Änderungen in den Dimensionen sind auf Grund neuerer Zerreissungsversuche eingeführt. Die Sicherheit der Ketten beträgt etwas mehr als das Vierfache der garantirten Belastung.

C. Konstruktive Ausführung der Seil- und Kettenrollen.

ikl»

..J

Fig. 13. i : 5

Die Seilrollen werden aus Gusseisen mit einem Querschnittsprofil ausgeführt, das der nebenstehenden Skizze, Fig. 13, entspricht. Die Ringnuth im Umfang der Rolle darf nicht zu flach gewählt werden, um ein Abgleiten des Seils zu verhüten. Läuft das Seil sehr unruhig, so ist eventuell eine besondere Seilführung anzuordnen, um dasselbe sicher auf dem Rollenumfang zu halten. Bei kleineren Rollen wird die Mittelscheibe, welche den Rollenkranz mit der Nabe verbindet, im allgemeinen voll ausgeführt, bei grösseren Rollen lassen sich zur Gewichtsverminderung Aussparungen an-

ordnen, oder schliesslich die ganze Rolle mit Speichen nach Art der Riemscheiben konstruiren.

Der Rollendurchmesser ist vom Seildurchmesser abhängig und darf nicht zu klein gewählt werden, da der Biegungswiderstand bei kleineren Rollen grösser ausfällt und die Seile gleichzeitig hierdurch im Gebrauch mehr leiden.

29

In der Praxis wählt man für Hanfseile 2 a > 8 ô, d. h. den Seilrollenhalbmesser a > 4 â

Drahtseile verlangen, wie bereits früher angegeben, wesentlich grössere Rollenhalbmesser,

und zwar für kurzgeschlagene Kabelseile a> 10 ô .    .    .    29a,

und für langgeschlagene Seile

unter ô in allen Fällen den Seildurchmesser verstanden.

Die Rollenachse wird entweder so angeordnet, dass die Rolle auf der Achse fest sitzt und die Endzapfen in ihren Lagern frei rotiren können, oder die Zapfen werden unbeweglich gelagert und die Rolle rotirt frei auf der Achse. Die erste Anordnung ist an sich vorzuziehen, aber nicht immer auszuführen, wie beispielsweise in allen Fällen, in denen mehrere Rollen mit verschiedener Winkelgeschwindigkeit auf derselben Achse nebeneinander placirt werden müssen.

Im ersten Falle sind die Zapfen auf Biegungsbeanspruchung zu berechnen unter der Voraussetzung, dass die Zapfen gleichmässig aufliegen, also der Lagerdruck in der Zapfenmitte wirkt; im zweiten Falle wird das Mittelstück der Achse durch den gleichmässig vertheilten Nabendruck durchgebogen. Beide Beanspruchungen fallen gleich gross aus, wenn man gleiche Auflagerlängen annimmt, d. h. die Nabenlänge der lose ro-tirenden Rolle, gleich der Summe der Zapfenlängen wählt. Die ungünstigste Belastung der Rollenachse tritt bei parallelen Seilrichtungen ein, da hier die Achse die Summe der beiden Seilspannungen aufzunehmen hat. Setzen wir für unsere weiteren Entwickelungen diesen in der Praxis häufigsten Fall voraus, und vernachlässigen bei der Bestimmung der Biegungsbeanspruchungen vorübergehend die Differenz zwischen den Spannungen im auf- und ablaufenden Seiltrum, so haben wir als gleichmässig vertheilte Nabenbelastung 2 Q, beziehentlich für jeden Zapfen Q als Zapfendruck in Rechnung zu setzen.

Der Achsen- beziehentlich Zapfendurchmesser d bestimmt sich aus

kJ

, in welcher M das Widerstands-

der allgemeinen Gleichung für Biegungsfestigkeit M —

das grösste biegende Moment der äusseren Kräfte,

2| Q

moment des Querschnitts und k die für die Flächeneinheit zulässige Zug- oder Druckspannung bedeutet.

Legt man die Zapfenberechnung zu Grunde, so ist der

--p Querschnitt an der Zapfenwurzel der gefährliche; berück-

l=ä

^ * L * ¹ ^sichtigen wir dagegen den zweiten Fall, dass die Rolle lose auf der Achse läuft, so liegt der gefährliche Querschnitt in der Achsenmitte. In beiden Italien erhalten wir unter Bezugnahme auf die nebenstehende Figur 14

IQ

I CI

und da.

32

Q~ = ~L

Als Durchschnittswerth dürfte l—d zu setzen sein. Wählt man ferner Schmiedeeisen als Material und führt k mit 6 kg pro qmm ein, so ergiebt sich schliesslich

d = 0,92 y Q .

. . 30,

als Zapfen- beziehentlich Achsendurchmesser der Seilrolle.

Vergleicht man diesen Werth mit dem in Gleichung 28 für den Seildurchmesser d aufgestellten, so folgt als Mittelwerth

d — 0,8 â

31.

r — 0,4 ô

31a.

Die Kettenrollen entsprechenden Seilrollen, nur unterscheiden sich dieselben durch verschiedene Profile der Umfangsnuthen zur Aufnahme der Kettenglieder. Am gewöhnlichsten ist die Profilform Figur 15, bei der sich stets abwechselnd ein Kettenglied flach auf den Rollenumfang, das nächste senkrecht dazu in die Mittelnuth legt. Die Kette erhält in einer derartigen Rolle eine sehr sichere Führung, aber die flach aufliegenden Glieder werden jedesmal nur in der Mitte unterstützt und demnach durch den schiefen Zug der eingreifenden Glieder auf Biegung beansprucht. Diese Form erscheint daher, so verbreitet sie auch ist, nicht empfehlenswerth, und zwar um so weniger, als sich der gerügte Übelstand in einfachster Weise beseitigen lässt, wenn man die Auf- ^ lllllpllll

lagerflächen für die Kettenglieder nicht cylin- G—i-----

drisch, sondern nach beiden Seiten konisch ausführt, Fig. 16, eine Methode, die Waltjen

in Bremen, sowie Floppe und Borsig in Berlin _fflf

anwenden. Flierdurch wird das Auflager der Kettenglieder in der Mitte, wo dieselben am breitesten sind, tiefer gelegt, oder ganz aufgehoben, und die Unterstützung rückt durch die höheren Kanten der mittleren Rollennuth nach den Enden der Kettenglieder. Um diesen Zweck zu erreichen, muss man die Konicität etwa gleich 1 : 4 wählen. Meist findet man die Rollenumfänge noch mit besonderen Schutzrändern ausgestattet, um das Abgleiten der Ketten zu verhüten, doch sind dieselben bei ruhig laufenden Ketten zu entbehren.

Nicht selten wird auch für Kettenrollen dasselbe Nuthenprofil wie für Seile mit halbkreisförmiger Ausrundung in der Tiefe angewendet, wobei sich die Kettenglieder dann ungefähr unter 45 ⁰ gegen die Rollenachse in die Rinne einlegen. In dieser Lage sind die Kettenglieder widerstands-

«pf

il

FiS. 16

¹ : 5-

Fig. J 5. i : 5-

JL

fähiger gegen die Durchbiegung, als bei flacher Lagerung auf cylindrischen Rollenumfängen. Die Anwendung des Halbkreisprofils ist zu empfehlen, wenn man die Rolle sowohl für Seile, als für Ketten brauchbar machen will.

Um die Unterstützung der Kettenglieder in der Kreisnuth auf eine längere Strecke auszudehnen und die Glieder richtig unter 45 ⁰ zur Rollenachse zu führen, wird in der Praxis auch bisweilen die Nuth mit einer wulstförmigen Erhöhung ausgestattet, Fig. 17, gegen die sich dann die Kettenglieder von beiden Seiten anlegen. Hierdurch geht aber der Vortheil verloren, die Rollen gleichmässig für Seile, wie für Ketten, gebrauchen zu können, und im übrigen ist die Kettenführung immerhin weniger gut, als bei der oben besprochenen Anordnung von Waltjen, so dass diese in erster Linie zu empfehlen ist.

In Bezug auf die Rollengrösse ist aus Gleichung 9 ersichtlich, dass der Widerstand der Kettenreibung dem Rollenhalbmesser a umgekehrt proportional ist, und dass aus diesem Grunde die Rollen nicht zu klein gewählt werden dürfen. Man findet in der Praxis

32,

a > 10 d

Fig. i7-

i : 10.

unter ö die Ketteneisenstärke und unter a den Halbmesser der Rolle verstanden, gemessen von der Achsenmitte bis zur Mitte der Kette auf dem Rollenumfang,

*    wo d>o,3i ŸQ, nach Gleichung 28.

Gleichbelastete Seil- und Kettenrollen verlangen unter auch sonst gleichen Verhältnissen gleiche Achsen- beziehentlich Zapfendurchmesser, und es gilt daher Gleichung 30 auch für Kettenrollen. Vergleichen wir den Werth d — o,g2 ]/Q für den Durchmesser der Kettenrollenachse mit dem vorstehenden Werth für die zugehörige Ketten eisenstärke d, so ergiebt sich als Durchschnittswerth für die Kettenrollenachse, Schmiedeeisen als Material vorausgesetzt,

r = 1,5 d

33.

33 a.

Beispiele: Eine Seilleitrolle erfordert bei einer Belastung des Seils durch 1000 kg nach Gleichung 27 einen Seildurchmesser

d — 1,13 ki000 — 00 36 mm,

der Rollenhalbmesser a ist nach Gleichung 29 = 4.36 = 144 mm, und der Achsendurchmesser, nach Gleichung- 31, d — 0,8.36 = tv 30 mm. Das Verhältniss jq der Spannung Pim ablaufenden Seiltrum zur Spannung Q im auf laufenden ergiebt sich für parallele Seilrichtungen aus Gleichung 13 a,

0,018.3ó²

2.0,08.15

144

144

= M7-

Demnach die Spannung P im ablaufenden Seiltrum = 1,17.1000 = 1170kg, und schliesslich der Wirkungsgrad der Rolle, tj, nach Gleichung 15, — = 0,85.

Eine Kettenleitrolle erfordert für dieselbe Last nach Gleichung- 28 eine Ketteneisenstärke ô = 0,31 j/1000 = 10 mm; für die Rollenachse ist nach Gleichung 33, d — 3 . 10, d. h. wie oben = 30 mm, und schliesslich der Rollenhalbmesser a nach Gleichung 32, a — 10.10 = 100mm zu wählen. Das Verhältniss der Spannung P im ablaufenden Kettentrum zur Spannung Q im auflaufenden, ergiebt sich für parallele Kettenrichtungen aus

2.0,08. iç

—--² = 1,044.

Gleichung 14 a, x₂ = 1 +

0,2.10

100

100

Demnach ist in diesem Fall die erforderliche Zugkraft für das ablaufende Kettentrum nur 1044 kg und der Wirkungsgrad der Kettenleitrolle nach

Gleichung 16, tj = — = 0,96.

Die Skizzen Fig. 18, 19 und 20 stellen einige Lagerungen von Leitrollen dar, die ohne weitere Erläuterung verständlich sind.

iü

Hfl

Fig. 18.

Fig. 19.

Fig. 20.

Die losen Rollen finden sich in der Praxis fast nur in Kombinationen mit festen Rollen zu Rollenzügen und werden Rechnungsbeispiele für dieselben daher auch erst in dem Kapitel über Rollenzüge behandelt werden.

Rollen für kalibrirte Ketten werden mit Daumenvorsprüngen in den Umfängen ausgestattet, zwischen denen die einzelnen Kettenglieder, welche sich flach in den Umfang einlegen, ein festes Widerlager finden, das ein Gleiten der Kette im Umfang verhindert. Die konstruktive Ausführung der Rollenumfänge entspricht der Anordnung, welche auf Taf. 1 in Fig. 8 für ein grosses Kettenhaspelrad dargestellt ist.

Wir werden später bei Besprechung der Kettendaumenräder, welche als Ersatz für Kettentrommeln dienen, nochmals eingehender auf die Konstruktion der Daumen und die theoretische Theilkreisbestimmung zurückkommen und verweisen hier auf jenen Abschnitt.

Nachstehende Tabelle giebt eine Zusammenstellung der Kettenrollen für adjustirte englische Ketten von G. P. Kieffer in Ehrenfeld bei Köln. Die Tabelle ist besonders beachtenswerth durch die Berücksichtigung einer grossen Zahl von Modifikationen, welche sich, wie bereits früher hervorgehoben, in den Abmessungen der englischen Ketten finden.

Erster Abschnitt.

Rollenzüge.

Konstruktive Ausführung der Seil- und

<4

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T7²,3186,81 386 ¹ 459 : 615

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'vf- VO t-H

d

282

40

21

Tabelle verzahnter Kettenrollen und kalibrirter Ketten

von Georg Kieffer zu Köln a. Rh.

6,5

18,5

31

22,5

O vo lx

CO CO KH

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O to OO CO CO HH d

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On

VO

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153.3269,3 281,6.840,5243,8258,3 81,5 311,5 |₃₃₀,5 93,3 153,7J229,8 j ₃o6j₄i3,2 551

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194,1 256,6 i 288

260

94

Kettentheilung l ... . äussere Gliedlänge .

„ Gliedbreite . . . .

Rollendurchmesser . . .

Randbreite .......

Zähnezahl n ......

Theilkreisdurchmesser D

Drahtdicke d .

Kettentheilung l ... . äussere Gliedlänge . . . „ Gliedbreite . . .

Rollendurchmesser . . .

Randbreite.......

Zähnezahl n.......

Theilkreisdurchmesser D

Drahtdicke d . . .

Kettentheilung l ... . äussere Gliedlänge . . . Gliedbreite . . .

Rollendurchmesser . . .

Randbreite.......

Zähnezahl n.......

Theilkreisdurchmesser D

Drahtdicke d

Kettentheilung l ... . äussere Gliedlänge . . . ,, Gliedbreite . . .

Rollendurchmesser . . .

Randbreite.......

Zähnezahl n......

Theilkreisdurchmesser D 209,4

Anmerkung: Nur Rollen mit gleicher Theilung können als Gegenrollen zur Uebertragung von Bewegungen zusammengestellt werden.

Dieselben sind nach der für Kettendaumenräder im Kapitel

Die Werthe für die Theilkreisdurchmesser sind nicht in der Originaltabelle enthalten.

COS.I*5l

11 J

(zP — zf) + sP + ?/] ? /i

— uts osi •

über die Kettennuss entwickelten Formel

berechnet.

Eine ganz besondere Form verlangen die Rollen, Fig. 21, für die Galle’sche Gelenkkette, welche durch die Hebemaschinensysteme von Camille Neustadt in Frankreich eine sehr ausgedehnte Anwendung

_ gefunden hat, während man in

Fig. 21.

England und Deutschland fast durchgängig, statt der Galle-schen Kette, die kalibrirte kurz-gliedrige gewöhnliche Kette benutzt. Zur Aufnahme der Galle’schen Kette, die, wie früher besprochen, aus einzelnen durch Gelenkbolzen verbundenen Blechlaschen besteht, muss der Umfang der Rolle verzahnt werden, so dass sich die einzelnen Gelenkbolzen in die Zahnlücken legen können, während die Laschen über die Seitenflächen der Rolle fortgreifen. Durch diese Anordnung ist die Breite der Rolle auf die lichte Weite der Kette zwischen den inneren Laschen beschränkt. Das Fussprofil der Zahnlücke ist kreisförmig, dem Kettenbolzendurchmesser entsprechend, auszubilden; der Zahnkopf ist so zu pro-filiren, dass er das freie Ein- und Ausschwingen der Kettenglieder beim An- und Ablaufen nicht hindert. Auch dieses Profil ist demnach ein Kreisbogen, denn jedes Kettenglied beschreibt, wenn es sich in die Rolle einlegt, oder aus dem Rollenumfang abhebt, einen Kreisbogen um seinen im Rollenumfang liegenden Bolzen. Das Zahnkopfprofil ist daher eine Äquidistante zur Kreisbahn des ein- beziehentlich ausschwingenden freien Gelenkbolzens.

Die Rollen werden aus Schmiedeeisen, Gussstahl oder Hartguss hergestellt.

In Bezug auf die Kettenreibung und die dadurch bedingten Wirkungsgrade verhält sich die Rolle für die Galle’sche Kette bei verschiedener Anwendungsweise als feste und lose Rolle ganz analog, wie die gewöhnlichen Kettenrollen, wie bereits früher bei Entwicklung der Gleichung ii hervorgehoben, so dass die für die gewöhnlichen Kettenrollen bestimmten Güteverhältnisse auch noch für Daumenrollen mit der Gaileschen Kette benutzbar sind. Im übrigen ist zu beachten, dass auch für die Gelenkkette der Widerstand der Kettenreibung, wie Gleichung 9 erkennen lässt, dem Zapfendurchmesser ô direkt proportional, zum Rollenhalbmesser a aber umgekehrt proportional ist, und dass es sich demnach zur Beschränkung der Reibung empfiehlt, den Rollenhalbmesser im Ver-hältniss zu ö zu steigern. Der Rollenradius a ist abhängig von der Gliedlänge L der Kette, welche die Theilungssehne des Rollenkreises bildet, und von der Zähnezahl Z. Aus der Fig. 21 ergiebt sich

sm y —

Ti>oder da r = ^r = -z~

34.

. l8o°

2 sin £

a -

Um also a nicht zu klein zu erhalten, ist Z verhältnissmässig gross zu wählen, und zwar für stärkere Gelenkketten, für welche sich die Grösse L der Gliedlänge steigert, grösser, als für schwächere Ketten. Neustadt wählt in seinen Konstruktionen für die einfachen Rollen Z— 15 bis 30.

Beispiel: Eine Gelenkkette für 1000 kg Last würde nach der Tabelle über die Dimensionen und Tragfähigkeiten der Ketten aus der Fabrik von Zobel, Neubert & Comp., S. 21, eine Gliedlänge L = 35 mm erhalten, bei 22 mm lichter Weite zwischen den inneren Laschen, 12 mm Bolzendurchmesser, 10 mm Zapfendurchmesser, und 4 Laschen von 2 mm Stärke und

or

26 mm Breite. Wählen wir Z = 18, so folgt aus Gleichung 34, a — ₂^ iq0 =

100 mm, genau entsprechend dem Halbmesser einer gewöhnlichen Kettenrolle für die gleiche Belastung. Die Rollenbreite am Umfang ist, um der Kette den nöthigen Spielraum zu gewähren, bei 22 mm lichter Kettenbreite etwa = 20mm zu wählen. Das Fussprofil der Zahnlücke ist dem Gelenkbolzendurchmesser entsprechend mit 6 mm Radius auszurunden und der Zahnkopf mit einem Kreisbogen vom Radius 35 — 6 = 29 mm zu profiliren. Die Zahnhöhe ist beliebig", wird aber passend so gewählt, dass sie ungefähr mit der Laschenbreite abschneidet; also im vorliegenden Falle der äussere Rollenhalbmesser = 100+13= ¹13 mm. Der Durchmesser der Rollenachse ergiebt sich nach Gleichung 30, d — 0,92 \~Q =<7030 mm. Das Yerhältniss der Spannung im ablaufenden Trum zur Spannung im auflaufenden bestimmt sich für parallele Kettenrichtungen nach Gleichung 14a, unter der dort erörterten Annahme, dass für Gelenkketten dieselbe Lastarmvergrösserung wie für gewöhnliche Gliederketten einzuführen ist, um die Kettenreibung zu berücksichtigen. Wir erhalten demnach auch denselben Werth, wie für eine gewöhnliche gleichwerthige Kettenrolle

= 1,044,

0,2 .to 2.0,08.15

100

100

und dementsprechend auch dasselbe Güteverhältniss

*! =

D. Haken.

Die Haken gewähren eine bewegliche und leicht lösbare Verbindung, die vor allem zur Aufhängung von Lasten geeignet erscheint. Man ordnet daher fast ausnahmslos bei allen Lastseilen und Ketten einen Haken als Endglied an, um mit diesem die Lasten zu erfassen, oder befestigt zu demselben Zweck einen Haken in der losen Flasche eines Flaschenzuges, oder hängt sogar schliesslich transportable Hebezeuge, wie Flaschenzüge, selbst vermittelst eines Hakens an einem Träger auf. Die Konstruktion ist mit ganz besonderer Sorgfalt und Sicherheit auszuführen, weil Form und Befestigung der Haken sehr ungünstige Materialbeanspruchungen hervor-rufen, und die in der Praxis leider nicht seltenen Hakenbrüche ausserordentlich gefahrbringend sind. Als Material kommt vorzugsweise nur Schmiedeeisen in Betracht. In neuerer Zeit wird auch wohl mehrfach Stahlguss zur Herstellung der Haken benutzt, wobei infolge der grösseren

Sprödigkeit des Stahls kaum auf eine günstigere Ausnutzung des Materials zu rechnen ist, und die Herstellung aus dem an sich kostspieligeren Material daher nur den Vortheil bietet, dass man durch das Giessverfahren andererseits die kom-plicirte Form richtig konstruirter Haken leichter und genauer, als durch Ausschmieden gewinnt. Für die Konstruktion sind vorzugsweise die Dimensionen der Querschnitte AB, CD und EF, Fig. 22, zu bestimmen.

je!

Fig. 22.

Wir setzen zunächst voraus, dass die Hakenform so gewählt wird, dass bei vertikaler Aufhängung des Hakens der Lastzug in die Richtung der Schaftachse fällt. Dies lässt sich unter allen Umständen dadurch erreichen, dass man die Hakenkröpfung innen nach einem Kreisbogen ausführt, dessen Mittelpunkt in der verlängerten Schaftachse liegt.

Der Schaftquerschnitt A B ist abhängig von der Befestigung des Hakens. In dieser Beziehung sind zwei verschiedene Fälle zu unterscheiden:

1.    vollständig frei bewegliche Haken,

2.    unvollkommen bewegliche Haken.

fl,

Als vollständig frei beweglich sind alle Haken anzusehen, die direkt an ein Seil oder eine Kette angeschlossen sind. Die gewöhnliche Verbindung zwischen Haken und Kette, beziehentlich Seil, erfolgt durch einen Ring und ein Auge in der Hakenschaftendigung, Fig. 22, in welches der Ring eingezogen wird, während andererseits in den Ring das letzte Kettenglied eingreift, oder das Seil eingeschlungen wird. Schwere Haken pflegt man in einem Bügel aufzuhängen, in welchem der Haken dann durch eine mit einem Splint gesicherte Mutter festgehalten wird, Fig. 23, oder man ersetzt die Mutter auch wohl durch Umnieten des Hakenschafts.

Fig. 23.

Die vollständig freie Beweglichkeit des Hakens erscheint beschränkt, sobald der Hakenschaft in einer Traverse, Fig. 24, festgeklemmt ist, deren genau horizontale Lage, wie bei den Traversen der Flaschen der Rollen-züg-e nicht mehr gesichert ist und durch Schiefziehen, resp. Schief hängen, der Flaschen bei angehängter Belastung aufgehoben wird.

____

A t/T

Fig. 24. I : 3

Beim vollständig frei beweglichen Haken wird der Schaft durch die Last nur auf Zug in Anspruch genommen. Bezeichnet man den kleinsten Durchmesser des Hakenschafts, also bei einer Befestigung mit einer Schraubenmutter den Kerndurchmesser der Schraube, sonst den Durchmesser des vollen Schafts

an der schwächsten Stelle mit dl und setzt die zulässige Zugbeanspruchung pro qmm = 7,5 kg, so ergiebt sich

n dt²    n

- 7,5 = Ô,

unter Q die Belastung verstanden.

35

dx = 0,41 V Q

Mithin

Ist der Hakenschaft in eine Traverse eingesetzt und wird durch eine Neigung derselben in eine schiefe Stellung gedrängt, wie dies bei mehrrolligen Flaschenzügen in der Praxis stets eintritt, so treten ausser der Zugbeanspruchung auch noch Biegungsbeanspruchungen auf H. Zimmermann hat in seiner sehr schätzenswerthen Abhandlung über ~die Konstruktion der Haken¹) auch die Neigungsgrösse der Traversen bei Flaschenzügen theoretischen Rechnungen unterzogen. Wir begnügen uns, hier darauf hinzuweisen, dass die Neigung der Traverse mit der Zahl der Rollen in der Flasche und mit der Entfernung der äussersten Rollenmitten von einander wächst, wollen aber die hierdurch auftretenden Biegungsbeanspruchungen im Hakenschaft dadurch berücksichtigen, dass wir mit Reuleaux für den günstigsten E'all einer reinen Zugbeanspruchung nur eine sehr geringe Materialspannung zulassen. Setzt man für diesen Fall k — 2,8 kg pro qmm, so ist für kreisrunden Querschnitt der Durchmesser des Hakenschafts

36

d = 0,67 V Q

Passt man den Hakenschaft, der immer drehbar in die Traverse eingesetzt wird, sorgfältig in die Traverse ein, so ist derselbe als fest eingeklemmt zu erachten, und der gefährliche Querschnitt, für den der Werth von d Gültigkeit hat, liegt dann an der unteren Traversenseite, die dem Haken zugewendet ist. Eine derartig sorgfältige Arbeit vorausgesetzt, die keine Schwierigkeiten bietet, bleibt dann der Schraubenkern des Hakenschafts vollständig frei von Biegungsbeanspruchungen und der Durchmesser desselben, dv ist nach Gleichung 35 zu bestimmen. Im übrigen ist hier bereits darauf hinzuweisen, dass man den eigentlichen Haken so kurz wie möglich bauen muss, um die Biegungsbeanspruchungen des Schafts beim Schiefhängen des Hakens zu beschränken. Am vollkommensten wird . der Ubelstand durch eine später zu besprechende Anordnung von Hoppe vermieden, der den Haken mit besonderen Schildzapfen derartig in zwei zur Rollenachse parallele Traversen einhängt, dass durch die Kombination der Schildzapfen mit der dazu senkrechten Rollenachse für die Hakenaufhängung ein Universalgelenk gebildet wird.

Die sämmtlichen Querschnitte des Hakens, welche zwischen dem Schaft und dem tiefsten Punkt in der Kröpfung liegen, werden auf Zug und Biegung beansprucht, infolge der einseitigen Aufhängung der Last. Das Biegungsmoment der Last Q wächst mit dem Lastarm, und dieser wird am grössten in der Horizontalebene CD, welche durch den Mittelpunkt der kreisförmigen Hakenöffnung geht, Fig. 22. In dieser Ebene liegt demnach auch der gefährliche Querschnitt der Hakenkröpfung,

dessen Lage sich bei etwas schiefer Position des Hakens nur sehr unwesentlich verrückt. Durch die gleichzeitige Zug- und Biegungsbeanspruchung werden die Materialfasern an der inneren Seite der Hakenkröpfung sowohl durch den direkten Lastzug, wie indirekt durch die Wirkung der Biegung gedehnt, während an der Aussenseite der Hakenkröpfung die indirekten Druckspannungen, welche die Biegung hervorruft, die direkte Zugbeanspruchung vortheilhaft vermindern. Aus diesen Betrachtungen geht ohne weiteres hervor, dass eine rationelle Ausnutzung des Hakenmaterials, wenn dasselbe, wie Schmiedeeisen und Stahl, gegen Zug und Druck gleiche Widerstandsfähigkeit besitzt, eine grössere Materialanhäufung auf der Innenseite des Hakens, als auf der Aussenseite bedingt. Es sind demnach für die Querschnitte der Hakenkröpfung nur einachsig symmetrische Formen zu wählen, die sich nach aussen verjüngen, Kreisquerschnitte, rechteckige, elliptische und ovale dageg'en zu verwerfen.

In der Praxis wählt man als einfachste brauchbare Querschnittsform am besten das Paralleltrapez.²)

Ist S, Fig. 2 5, der Schwerpunkt eines solchen Trapezes, durch welchen die neutrale Biegungsachse geht, und sind el und e₂ die Abstände der äussersten M Fasern von der neutralen Achse, ferner ex -f- e₂ — h die Höhe, bx und b.₂ die parallelen Seiten des Trapezes, F der Flächeninhalt und J das Trägheitsmoment des Querschnitts, a der Radius der Hakenöffnung, Q die Last, kx die Spannung der Fasern an der Innenseite und k₂ die Spannung an der Aussenseite der

-------À —

'k

<—e^-—Xr-

Fig. 25.

Kröpfung, so ergiebt sich:

37

38.

Q(ß T et) e-i

Um das Material am vollkommensten auszunutzen ist für Schmiedeeisen, resp. Stahl, die für Zug und Druck gleich widerstandsfähig sind, wie bereits oben an gedeutet, kx — k₂ zu setzen. Mithin:

9 _j_ <g_(a + e,) eA

(a + e,) Qü — et)

39.

j — (a + gi) 9-1 — q) p 2

Nach den Gesetzen über die Schwerpunktslage eines Trapezes ist

h b% -j— 2 by 3 by -j- bt ’

e2 —

A A ~f~ ² A

3 A + 4

h by -f— 2 b$ — b% — 2 by h b% — by

1    by -j- b$    3 b₂ T by

F = -y h.

Ferner

Das Trägheitsmoment J des Trapezes bezogen auf die Schwerpunktsachse ist gleich der Summe der Trägheitsmomente der beiden Dreiecke, in die sich das Trapez durch eine Diagonale zerlegen lässt, bezogen auf die Seite b₂, vermindert um das Produkt aus der Fläche des Trapezes in das Quadrat des Abstandes des Schwerpunktes von der Linie b.,.

~<Ä+4Vi².

Hieraus folgt

Durch Einsetzen des Werthes für cx vereinfacht sich schliesslich* der Ausdruck in

T — *h² ~t~ 4    ^2 +    7,3

36(7, -M2)    '

Setzt man die vorstehend entwickelten Werthe in Gleichung 39 ein, so ergiebt sich

36 (bt -)- b₂)

7³ =

(a +

h b*2 ~{— 2 b j 3 Æ| -f~ b-j

)(

h b-2 — b 1

h bf -}- 4 b\b₂ T"

h b.? -f bv b₂ - 2 V

= a(b₂ — bt) + -j W + 4 bt b₂ + b*j = a (b./ — <V) + y (b./ + by bt — 2 bx ²)

bi -j- b-2

Oj

U>

Oo

ÖS

->1

II

■-

_ a(v-v)

b i T ^1 ^2

mithin schliesslich

h — a(

-- — i

40.

Es ist vortheilhaft, a so klein wie möglich zu wählen, da das Biegungsmoment mit der Vergrösserung von a wächst. Andererseits ist es empfehlenswerth für einen bestimmten Werth von a, h möglichst gross zu nehmen, da bei allen auf Biegung beanspruchten Querschnitten die Materialvertheilung um so günstiger wirkt, je weiter die äussersten Fasern von der neutralen Achse entfernt liegen. Um dies hier zu erreichen,

muss, wie die Gleichung 40 zeigt, l’² verhältnissmässig gross angenommen wrerden.

In der Praxis nimmt man

für Seilhaken für Kettenhaken

41,

a — 0,75 ü bis ô a — ô bis 1,5 ü

unter ô, wie immer bisher, den Durchmesser des Seils, beziehentlich die Ketteneisenstärke verstanden, für welche die Hakenweite bestimmt ist.

41a,

Man wählt ferner passend

by

~r~ >3.5

Es folgt nun ferner aus Gleichung 39

O Cy    2

e-2 — ex

' F’

und setzt man diesen Werth in Gleichung 37 ein, so erhält man

¹

Zeitschrift des Vereins deutscher Ingenieure. 1873, Heft 3.

²

Siehe H. Zimmermann. Zeitschrift des Vereins deutscher Ingenieure 1873, Heft 3, und Bach, Maschinenelemente, S. 257.

2 Qet

^(*2 — *l)

^.=-§-4

ky F •_ l ,    ²*\

Q    12 —

und nach Einsetzung früher aufgestellter Werthe:

h —by

2 h b2 —f— 2

h=i + -l

b'1 + by

² (b2 4~ ² ^l) _ 3 (A T V

^2 — b{

6Q

43.

kx h

In dieser Gleichung darf selbstverständlich für kx nur die für das Material als zulässig zu erachtende Zugspannung eingesetzt werden. Mit Rücksicht auf die erforderliche grosse Sicherheit dürfte es sich nicht empfehlen, die Spannung ky pro qmm grösser als 7,5 kg zu wählen. Die Gleichungen 40, 42 und 43 genügen zur Bestimmung der Dimensionen h, bv und bi des gefährlichen Querschnitts der Hakenkröpfung.

Man rundet zur Schonung des in den Haken einzuhängenden Seils oder Kettenringes die Ecken des Trapezes unter möglichster Erhaltung der theoretischen Querschnittsform ab, und lässt diese Abrundung an der Innenfläche nach unten zu zunehmen, so dass sich im tiefsten Punkt der Hakenöffnung die Abrundung möglichst dem einzuhängenden Ringe anschmiegt. Im übrigen lässt man das trapezförmige Grundprofil in der Hakenkröpfung sowohl nach dem Hakenschaft zu, als nach der Hakenspitze, allmählich in ein Kreisprofil übergehen, welche letztere eine leichte Biegung nach aussen erhält, um das Einhängen der Seile und Ketten zu erleichtern. Die innere Hakenöffnung wird, Fig. 22, wie bereits oben angegeben, durch einen Kreis vom Radius a gebildet, dessen Mittelpunkt man in der Achsenrichtung des Schaftes zu wählen hat, und zwar passend etwa 2 h unterhalb des Schaftauges oder der Traverse, in die der Hakenschaft eingesetzt wird. Diese Abmessung genügt, um die Eiakenöffnung mit einer allmählichen Kröpfung in die Schaftrichtung überzuleiten und beschränkt im übrigen die Baulänge des Hakens mit Rücksicht auf etwaige Biegungsbeanspruchungen des Hakenschafts bei schiefer Traversenlage. Die äussere Krümmung des Hakenmauls wird ebenfalls am einfachsten durch einen Kreis bestimmt, für dessen Radius man, um eine gut aussehende Form und genügende Stärke der tieferen Hakenquerschnitte zu erhalten, a + 0,75 h wählen kann, unter der Annahme, dass die Mittelpunkte

des inneren und äusseren Krümmungskreises in derselben Horizontalen liegen. Der Abstand der beiden Kreismittelpunkte beträgt dann 0,25//, da ja beide Kreise im gefährlichen Querschnitt der Hakenkröpfung um h auseinanderliegen müssen. Die Hakenspitze muss hoch genug geführt werden, um ein Herausspringen der in das Hakenmaul eingehängten Kette zu verhüten. Ist die Hakenkonstruktion nach diesen Angaben ausgeführt, so ist zur Sicherheit noch der Querschnitt EF hinsichtlich seiner Festigkeit gegen Abscheeren durch die eingehängte Last zu kontrolliren.

Beispiel. Für einen Kettenhaken, der in eine Traverse eingepasst werden und mit 50 Ctr. belastet werden soll, ergiebt sich der Durchmesser des Schafts an der Traverse aus Gleichung 36, d — 0,671/2500 = 34 mm. Für den Kerndurchmesser der Schraube erhalten wir nach Gleichung 35, dx — 0,41 j/²5°o = 21, mithin für den äusseren Schraubenspindeldurchmesser 26 mm. Wählen wir ferner den Radius des Hakenmauls a — 25, da bei der vorgeschriebenen Last auf die Einhängung einer Kette von 16 mm Stärke gerechnet werden muss, so finden wir aus Gleichung 40, h— 2 5.3 = 75,

wofern man ^ nach Gleichung 42 = 4 annimmt. Schliesslich folgt aus

6.2500

Gleichung 43 für b± — \bv b

3 • 7,5-75

= (V9mm,und daher b₂ = 36mm. Unter Berücksichtigung der weiteren Angaben über die Form des Haken-

Ti

11

■SA—

//

V-

fr

Hl

i<—-jf.

\Æ

Fig. 26.

1=5-

Fig. 27.

i:5.

mauls ist mit diesen Abmessungen der Haken Fig. 26 konstruirt. Die Mitte des Hakenmauls liegt um 2h— 150 mm unter der Traverse und die Krümmungen des Hakenmauls sind mit 25 mm, beziehentlich mit 56 mm Radius bei iq mm horizontaler Entfernung der Mittelpunkte geschlagen. Der vertikale Querschnitt des Hakens an der tiefsten Stelle zeigt bei dieser Konstruktion noch einen Flächenquerschnitt von

.56 = ii 20 qmm, und erleidet demnach eine Schubspannung =

= (\)2,2 kg pro qmm, bietet also eine sehr hohe Sicherheit.

Die Hakenform wird eleganter, wenn man etwas mehr Material aufwendet, und für das Verhältniss j den kleinsten in Gleichung 42 empfohlenen Werth 3,5 wählt.

Mit diesem Grundwerth ist der Haken Fig. 27 für 3000 kg Last und 60 mm grösster Maulweite konstruirt. Die bezüglichen Formeln ergeben für diesen Fall h — 75 mm, —    12 und b₂ = oj 42 mm.

S4-—

.j

A/

Fig. 28.

Doppelhaken. Bei sehr grossen Lasten wendet man nicht selten statt des einfachen Hakens einen Doppelhaken, den sogenannten Widderkopf an, Fig. 28, da dieser durch die symmetrische Lastvertheilung günstiger als der einfache Haken beansprucht wird. Der Schaft eines solchen Hakens ist, je nachdem der Haken vollständig frei beweglich oder in seiner Beweglichkeit beschränkt ist, genau wie beim einfachen Haken zu berechnen, unter Benutzung der Formeln 35, beziehentlich 36. Bei nicht vollständig frei beweglichen Haken ist die Schaftlänge kurz zu halten, um die Biegungsbeanspruchungen bei schiefer Hakenstellung möglichst zu beschränken. Hiergegen wird bisweilen in der Praxis verstossen, indem man sich durch das elegantere Aussehen dazu verleiten lässt, den Haken lang zu bauen. Da sich bei der Doppelanordnung der Hakenmäuler die Hakenkröpfungen erst ziemlich nahe an der tiefsten Stelle des ganzen Hakens trennen, dürfte es ausreichen, wenn man die Querschnitte der Hakenkröpfung lediglich auf Biegungsbeanspruchung berechnet, und als gefährlichen Querschnitt denjenigen annimmt, welcher in der Richtung zwischen dem Trennungspunkte A der Hakenkröpfungen und dem Mittelpunkte B des Hakenmauls liegt. Die vorwiegende Biegungsbeanspruchung der Maulkröpfungen rechtfertigt für die ganze Hakenkonstruktion die Wahl eines durchgängig kreisrunden Querschnitts. Nachdem man den Schaftdurchmesser d bestimmt hat, entwirft man zunächst die Maulkröpfung nach dem Gefühl unter Berücksichtigung der für die innere Maulweite in den Gleichungen 41 und 41a für den einfachen Haken aufgestellten Regeln. Hierauf misst man in dem Entwurf den Abstand der Lastrichtung von dem Schwerpunkt N des gefährlichen Querschnitts, und setzt diesen Abstand als Lastarm für das Moment M der

biegenden Kraft Q in Rechnung, um dann mit Hülfe der Formel für die

Biegungsfestigkeit M — ^ c^en Werth von k zu ermitteln, welcher sich für den Konstruktionsentwurf ergiebt. Je nach dem Ergebniss ist dann

der angenommene Querschnitt dahin abzuändern, dass man schliesslich den Werth von k in genügender Übereinstimmung mit der zulässigen Zugspannung des Materials erhält.

Nicht ganz unerwähnt darf bleiben, dass bei jedem Doppelhaken die Gefahr vorliegt, dass Arbeiter denselben gelegentlich nur einseitig belasten, wodurch eine sehr bedenkliche Gefährdung der ganzen Konstruktion eintreten kann. Will man sich gegen eine derartige Gefahr sichern, so sieht man sich gezwungen, sich auf die Anwendung einfacher Haken zu beschränken, denn eine ausreichende Dimensionirung des Doppelhakens für eine solche Eventualität, würde den ganzen Vortheil der leichteren Konstruktion beseitigen, welche die symmetrische Lastverthei-lung zur Grundvoraussetzung hat.

E. Theorie der Rollenzüg’e.

Alle Kombinationen, welche sich durch Vereinigung mehrerer zusammenwirkender Rollen zu einem geschlossenen Maschinensystem, einem sogenannten Rollenzuge, ausführen lassen, um durch wiederholte Ivraft-und Bewegungsübersetzungen gesteigerte Wirkungen zu erzielen, können in zwei verschiedene Hauptgruppen eingetheilt werden. Man kann die Anordnung entweder so treffen, dass man alle losen Rollen des Systems in einem gemeinsamen Gehäuse lagert und die Aufhängung der losen Rollen durch ein einziges fortlaufendes Seil bewirkt, welches von jeder losen Rolle zunächst über eine Y korrespondirende feste Rolle, oder nach P einem festen Punkte geführt wird, Eig. 29, oder man kann jede lose Rolle in ein besonderes' Seil hängen und dieses jedesmal an eine neue Rolle des Systems anschliessen,

(o) ;    : cö) i

s,

s₂

S3

Ji

(o):±-

Fig. 29.

Ho)

Eig. 30. Im ersten Pralle werden durch die gemeinsame Lagerung aller losen Rollen in einem Gehäuse, diese auch sämmtlich zu einer gemeinsamen, d. h. gleich grossen Hubbahn gezwungen, im zweiten P'alle beschreibt jede einzelne lose Rolle eine getrennte, nur von den anderen abhängige Hubbahn von anderer Grösse.

fr

‘(Vw

Wir haben demnach zu unterscheiden:

1.    Rollenzüge mit gemeinsamer Hubbahn der losen Rollen,

2.    Rollenzüge mit getrennter Hubbahn der losen Rollen.

Die doppelte Benutzungsweise, welche die einfache lose Rolle gestattet, ist im Princip auch den Rollenzügen eigen. Man kann einen Rollenzug entweder als Zugmultiplikator der treibenden Kraft in Bezug auf die Last benutzen, sofern es sich, wie gewöhnlich, darum handelt, mit einer geringen verfügbaren motorischen Kraft auf Kosten des Weges,

.S| J> K2

Fig. 30.

K,

welchen dieselbe durchläuft, eine grössere Last um eine entsprechend geringere Strecke zu heben ; man kann einen Rollenzug' aber auch als Hubmultiplikator für die treibende Kraft in Bezug auf die Lastbewegung anwenden, falls eine motorische Kraft zur Verfügung steht, die grösser als der Lastdruck, beziehentlich Lastzug ist, dagegen der Beschränkung unterliegt, dass sie nur auf einer kürzeren Strecke, als der geforderten Lasterhebung zur direkten Wirkung gebracht werden kann, wie dieses bei den Hebemaschinen mit hydraulischem oder Dampf - Treibkolben der Fall ist.

Die Rollenzüge mit getrennter Hubbahn der losen Rollen leiden sämmtlich an dem Übelstand, dass jede einzelne der losen Rollen eine freie Aufzughöhe verlangt, welche ein Vielfaches der Hubbahn der vorhergehenden Rolle ist. Hieraus ergeben sich für derartige Rollenzüge Aufhängehöhen, welche die nutzbare Hubhöhe der tiefsten losen Rolle so wesentlich überschreiten, dass man in der Praxis davon Abstand nimmt, durch Anhängung der Last an diese Rolle, das ganze System als Zugmultiplikator für die motorische Kraft zu benutzen. Das System bietet dagegen schätzenswerthe Eigenschaften in seiner umgekehrten Anwendung als Hubmultiplikator für die Hebemaschinen mit Treibkolben, denn sobald man die Triebkraft auf der kürzesten Hubbahn des Rollenzuges, auf die Achse der tiefsten Rolle wirken lässt, die Last dagegen an das freie Seiltrum hängt, so wird jetzt die ganze Auszuglänge des Rollenzuges für den Lasthub nutzbar gemacht, und die starken Übersetzungsverhältnisse gestatten, mit verhältnissmässig geringer Rollenzahl, einen kurzen Treibkolbenhub in einen grossen Lasthub umzusetzen.

Bei den Rollenzügen mit gemeinsamer Hubbahn der losen Rollen ist fast die ganze Auf hängehöhe für die Lasterhebung nutzbar, gleichgültig, ob die Last am Gehäuse der losen Rollen, oder am freien Seiltrum hängt, und man benutzt daher diese Anordnung in der Praxis auch für beide Fälle, sowohl als Zugmultiplikator der treibenden Kraft, wie als Hubmultiplikator.

a. Rollenzüge mit gemeinsamer Hubbahn der losen Rollen als Zugmultiplikatoren.

Die schematische Anordnung eines Rollenzuges mit gemeinsamer Hubbahn für die losen Rollen kann in verschiedener Weise ausgeführt werden. Gemeinsam ist allen Anordnungen, dass, wie bereits oben angedeutet, ein einziges, durch den ganzen Rollenzug fortlaufendes Seil, beziehentlich eine Kette, die einzelnen Rollen der Reihe nach umschlingt, indem dasselbe stets abwechselnd von einer losen Rolle auf eine feste übergeht, und umgekehrt von der festen Rolle dann wieder zur nächstfolgenden losen Rolle hinabsteigt, um die einzelnen losen Rollen in den hierdurch gebildeten, aufeinanderfolgenden Seilschlingen aufzuhängen und zu tragen. Ein Zug am freien Ende des Seils, dessen anderes Ende festgelegt ist, muss dann alle Seilschlingen gleichzeitig aufwärts ziehen und dadurch das Gehäuse der losen Rollen mit der angehängten Last heben. Verschieden sind die einzelnen Anordnungen, je nachdem das freie Seilende zur Aufnahme der Zugkraft schliesslich von einer losen oder von einer festen Rolle abläuft, und ob das andere Seiltrum an das Gehäuse der Leitrollen, oder an das der losen Rollen angeschlossen ist. Hieraus ergeben sich demnach durch doppelte Kombinationen, abgesehen von der Möglichkeit einer Steigerung der Rollenzahl, zunächst vier verschiedene Anordnungen, die nachstehend der Reihe nach erörtert werden sollen.

In Fig. 29, S. 37 ist das Rollenseil am Gehäuse der Leitrollen befestigt, steigt von hier zur losen Rolle D hinab, läuft der Reihe nach über die Rollen C, B und A, um an dieser letzten festen Rolle das System zu verlassen. Werden die losen Rollen durch einen Zug am freien Seiltrum in das Niveau NN um die Höhe h gehoben, so verkürzt sich dadurch jedes der tragenden Seilstücke unterhalb des Niveaus NN um die Strecke h. Diese Verkürzung kann nur durch eine entsprechende Abwärtsbewegung des freien Seiltrums bewirkt werden.

Bezeichnet man mit P₀ die ideelle Zugkraft, welche zum Heben der Last Q ausreichen würde, falls keine schädlichen Widerstände im ganzen System vorhanden wären, und bezeichnet man den Weg von P₀ mit x wenn Q um h gehoben wird, so muss für den Gleichgewichtszustand

P₀x — Q h sein.

x ist nach unseren obigen Auseinandersetzungen im vorliegenden Fall = 4 h und allgemein für das System bei n Rollen —?ih zu setzen.

Demnach

~Q-n

44.

Bezeichnet man die Spannungen in den tragenden Seilstücken mit Ą, St u. s. w., so ist

und ganz allgemein für ein System der skizzirten Art mit n Rollen

Setzen wir gleiche Rollen- und Zapfendurchmesser voraus, so ist-unter Benutzung der früher eingeführten Bezeichnungen für die Rolle A das Verhältnis der Spannung P im ablaufenden Trum zur Spannung Sx im auflaufenden.

P

Y =xl) wo der Werth für xt Flieraus folgt Sj = —•

Ferner für die Rolle B,

aus

Gleichung 13 a zu entnehmen ist.

Si

SP

V₂=~ = — 2 u. s. w., schliesslich

Wir erhalten demnach:

-j-

xi»

+ *,“-² + .... + x₁+i)

bür Kettenrollenzüge ergeben sich die analogen Formelwerthe durch einfache Vertauschung desWerthes von xt mit x₂, welcher aus Gleichung 14 a zu entnehmen ist, so dass für dieselben

y,ll - l

und

Der Ausdruck in der Klammer ist eine geometrische Progression von

der Form a -f a/-f-... + «/" ⁻ \ deren Summe = a — i und f=Xy zu setzen und es ergiebt sich

/-i

ist. Hierin ist

Q = ^-~

y.yn y.y — I

A — *i” (*1—l)

45,

und der Wirkungsgrad

p₀ ¹

y = p=v

y.i — i

y.,n G— i)

46.

(o) l(o)

ni

Sf

Sz

<§L

<■

In Fig⁻. 31 ist die Abänderung" des Rollenzug-systems für eine ung-erade Rollenzahl schematisch dargestellt. Man gelangt zu dieser Anordnung, bei der das untere Gehäuse eine Rolle weniger als das obere enthält, sobald man das Seil statt 77 am oberen Gehäuse am unteren befestigt. Die Rechnung bleibt für diesen Fall genau dieselbe wie für den vorhergehenden, und die Formeln 45 und 46 gelten daher sowohl für die Rollenzüge mit gerader, wie mit ungerader Rollenzahl, unter der Voraussetzung, dass das Zugseil

s₃

Fig. 3'-

schliesslich von einer festen Rolle abläuft.

.    . 45a

46a.

Tabelle für die Wirkungsgrade der Faktoren flaschenzüge. Grundwerthe für Seilrollenzüge:

und xt — i +

0,018 J²

2 fj. r

n n *iM(*i-i)

Seildicke ü, Rollenhalbmesser a — 4^, Zapfenradius r — 0,4^, Zapfén-reibungskoefficient [j, = 0,08.

Grundwerthe für Kettenrollenzüge:

und x₂ = 1 + °’2ä + 2^ a    a

11 n *-”(**- 0

Ketteneisenstärke d, Rollenhalbmesser a = 10 d, Zapfenradius r — 1,5«3 Zapfenreibungskoefficient a — 0,08.

Anm. Bei ungerader Rollenzahl enthält die obere Flasche eine Rolle mehr als die untere.

Rollenzahl

4=16

*7 =

0,882

0,847

0,814

0,782

0,752

0,724

0,697

,, = 20

0,861

0,820

0,782

o,747

o,7D

o,681

0,653

„ = 23

0,846

0,801

0,760

0,722

0,686

0,653

0,622

rÇU

„ = 26

0,831

0,783

o,739

0,698

0,661

0,626

o,594

<D

(f)

iS

„ = 29

0,817

0,765

0,719

0,676

0,637

0,6oi

0,567

„ = 33

0,788

o,734

„ = 39

0,772

0,712

0,686

0,658

0,641

0,601

0,565

o,53i

0,609

0,566

0,527

0,492

„ = 46

o,743

0,678

0,620

0,569

0,524

0,484

0,449

„ = 52

0,720

0,651

0,590

0,540

0,492

0,452

0,416

für

Ketten

0,937 0,918

0,899

0,880

0,862

0,845

0,828

Der Wirkungsgrad der Kettenrollenzüge ist wie der der einzelnen Rollen unabhängig von den Kettenstärken, sobald man, wie vorstehend vorausgesetzt, die Rollenabmessungen in konstanten Verhältnissen zur zugehörigen Kettenstärke wählt.

Anders gestalten sich die Verhältnisse, wenn man die Anordnung so trifft, dass das Seil, oder die Kette, den Rollenzug an einer losen Rolle, statt, wie bisher angenommen, an einer festen Rolle verlässt. In der schematischen Darstellung, Fig. 32, geht das Seil vom festen Gehäuse aus, der Reihe nach über die Rollen C, B und A.

Hebt man durch einen Zug am freien Trum die losen Rollen mit der angehängten Last Q um h in das Niveau NN, so werden hierdurch die sämmtlichen tragenden Seilstücke unterhalb des Niveaus NN um die Strecke h verkürzt, und das freie Seiltrum muss sich demnach um die —•

Summe dieser Verkürzungen, d. h. um 4 h, aufwärts bewegen, oder ganz allgemein bei n Rollen, um {n T 1) h.

Bezeichnet /o die ideelle Zugkraft, durch welche die Last Q gehoben werden würde, wenn keine schädlichen Widerstände vorhanden wären, so muss für den gleichförmigen Bewegungszustand

Si

s₂

Si

__

(Ö) I *-••! fo)

Fig. 3²‘

I\ (ji + i) h = Qh sein,

also

■<1

CO

CD

und da, wie früher, Seilrollen vorausgesetzt,

& ho

x,, d. h. A =

sH =

n, so folgt:

*i²

u+i

48,

Q = -Ł . *1

^    n

Demnach

und der Wirkungsgrad

_ Ą i

n-~p-

*iw (*1—1)

49.

N____________

/T\

K (gP

S,

Fig- 33-

Schliesst man das Seil an das untere Gehäuse, statt an das obere an, so erhält man, Fig. 33, in beiden Gehäusen gleiche Rollenzahlen, im ganzen Rollenzuge also eine gerade Zahl von N_ Rollen, ohne dass sonst im Princip des Systems etwas geändert würde, wenn man das Seil schliesslich nach wie vor von einer losen Rolle ablaufen lässt, so dass auch für diese Anordnung die Formeln 48 und 49 gelten, in denen n die volle Rollenzahl bedeutet.

Für Kettenrollenzüge gehen die Gleichungen über in

P _ x” (y₃— 1)

11-X- I

48a,

— I

n 4- 1

und

49a.

Man fasst die vorstehend besprochenen Anordnungen unter der Bezeichnung „Faktorenrollenzug“ zusammen, da die Zahl der tragenden Seilstücke den Faktor bildet, mit dem man die ideelle Zugkraft zu multipli-ciren hat, um die Nutzbelastung des Rollenzuges zu erhalten. Die vier verschiedenen Anordnungen des Faktorenrollenzuges, welche in den Figuren 26 bis 30 schematisch veranschaulicht sind, reduciren sich, wie wir gesehen, in Wahrheit hinsichtlich der Verschiedenheit des Wirkungsgrades auf zwei Fälle, je nachdem das Zugseil direkt von der letzten losen Rolle abläuft, oder noch durch Einschaltung einer Leitrolle abgelenkt wird. Naturgemäss muss der Wirkungsgrad bei sonst gleichen Verhältnissen günstiger ausfallen, wenn der Seilablauf direkt von der letzten losen Rolle erfolgt. In der Praxis kann man indess die schliessliche Ablenkung des Seils durch eine feste Rolle selten entbehren.

Die stärkste Beanspruchung⁻ tritt in allen vorher besprochenen Fällen im freien Seil- oder Kettentrum auf, denn die Spannungen aller folgenden

Seil- beziehentlich Kettenstücke drücken sich durch

p

*i²

lieh bei Ketten durch ^ u. s. w. aus, und xt wie x₂ sind grösser als i.

» u. s. f., beziehent-

Zur Bestimmung der Seil- und Kettenstärken ist demnach die motorische Zugkraft P als Belastung zu Grunde zu legen. Mit der verschiedenen Beanspruchung des Seils ist auch eine ungleichmässige Abnutzung verbunden, zu deren Ausgleichung es sich empfiehlt, das Seil von Zeit zu Zeit in umgekehrter Richtung in den Flaschenzug einzuscheeren.

Bei der geringsten Rollenzahl 2 ergeben sich für den Faktorenrollenzug die in den Figuren 34 und 35 skizzirten beiden Modifikationen, deren ideelles Ubersetzungs-verhältniss 1 : 2 respektive 1 : 3 ist.

TT

Beispiel: Für einen Seilrollenzug mit 6 Rollen und Seilablauf von einer Leitrolle

ergiebt sich bei 900 kg Nutzlast die ideelle

Zugkraft P₀ = % = **>= 150 kg.

,0:

v:

Fig- 35-

Fig- 34-

Durch die schädlichen Widerstände vermehrt sich die Spannung in den einzelnen Seilstücken von Rolle zu Rolle, und die stärkste Spannung im freien Seiltrum möge daher zunächst schätzungsweise = 200 kg angenommen werden. Nach der Seiltabelle S. 15 ist dann ein Seil von 16 mm Stärke anzunehmen.

Der Wirkungsgrad des Rollenzuges ist nach Gleichung 46:

P₀ i V = ~p--=n’

und aus Gleichung 13a:

Xi = 1+°j^₊ï^.

Setzen wir â = 16 mm, a = 4 â nach Gleichung 29, und r — 0,4 Ó nach Formel 31a, ^ = 0,08, so wird

*, = .+^4

2.0,08.0,4

— I,088.

Mit diesem Werthe ergiebt sich nach der Tabelle für die Wirkungsgrade der Rollenzüge

= 0,752.

= 00199 kg. Das gewählte Seil von

Es folgt weiter P = -q

16 mm Stärke und 200 kg garantirter Tragfähigkeit reicht demnach aus. Die Seilrollen würden 4.16 = 64 mm Halbmesser, und die Rollenachse einen Durchmesser d — 0,8 .16, d. i. = 13 mm erhalten.

Die erforderliche Seillänge setzt sich zusammen aus der Seilstrecke zwischen der Ablaufstelle am Rollenzuge und dem Angriffspunkt der Zugkraft und den Seilschlingen, welche sich bilden, wenn das bewegliche Rollengehäuse sich zur Aufnahme der Last in der tiefsten Position befindet.

b. Rollenzüge mit gemeinsamer Hubbahn der losen Rollen als Hubmultiplikatoren.

Lässt man die motorische Kraft auf das bewegliche Gehäuse eines Faktorenrollenzuges wirken und hängt die Last an das freie Seiltrum, so wirkt der Rollenzug als Hubmultiplikator, indem der Kraftweg in __N einen grösseren Lastweg umgesetzt wird. Durch die umgekehrte Laufrichtung aller Seilstücke verändern sich die Spannungen in denselben im Vergleich zu den bisherigen Annahmen, und sind daher die im vorhergehenden Abschnitt besprochenen vier Kombinationen auch für die umgekehrte Anwendung zu untersuchen. Fig. 36 und 37 veranschaulichen die Modifikationen des Faktorenrollenzuges als Hubmultiplikator mit gerader und ungerader Rollenzahl für den Fall, dass das Lastseiltrum zunächst auf A eine feste Rolle auf läuft. Wir erhalten in beiden Fällen für n Rollen

3 _ „

Q

wofern wir, wie immer, mit P₀ die ideelle motorische Kraft bezeichnen.

Ist der Weg der motorischen Kraft s, wenn die Last Q um h gehoben wird, so muss

(P)    (o)

S,

@17

□§)

Fig. 36.

S,

<:

i(P)

(p) !

sz

K-S-

fp

Fig. 37-

50,

PQs — Qh sein, oder da P₀ = Q n

51

Der Weg der motorischen Kraft ist der Lasthubhöhe.

Bezeichnen wir die Spannungen in den einzelnen tragenden Seilstücken mit St u. s. f., so ist die effektive motorische Kraft

P=Sl + S₂+. . . .+S„

Ferner das Verhältniss der Spannung im ablaufenden Seiltrum

s

zur

Spannung Q im auflaufenden für die Rolle A:    = x,, d. i. Ą = Q xlt

ebenso für die Rolle B: ^ = xt, S₂ = S, = Q xt² u. s. f„ Sn = Q x".

P — Q (*i -f- *i² + • • • -F %i” )

Demnach

p _ *1 Qi”—0

und der Wirkungsgrad

<2 “

*i — i

. 52,

_ _ A_ _ _» (*i — O

v > z, (x^—i) '    ’

Für Kettenrollenzüge gehen die Formeln über in:

_    _ xt{?.”— i)

. 53.

So»

X₂ - I

52a,

und

n (xa — i)

*»(*2*- l)

53a.

hig. 38 und 39 geben eine schematische Darstellung der beiben Modifikationen des Faktorenrollenzuges als Hubmultiplikator mit gerader und

7?

Ti

(Q)j

1)

<SL

: cp)

'\

S'

S₂

*1

S₂

S₃

k-s

(PH:

( (ü)

N_________________ __________

\    ? S c \

(ö) ]    *■f--(e)

s.....

Fig- 38.

Fig. 39-

ungerader Rollenzahl für den Fall, dass das Lasttrum zunächst direkt auf eine lose Rolle aufläuft. Aus unseren früheren Betrachtungen folgt für diese beiden Anordnungen für n Rollen

54.

Bezeichnen wir wieder den Weg der Antriebkraft mit s, wenn die Last um h gehoben wird, so muss

PQ s = Q h sein, oder da P₀ = (// -f- 1) Q,

55,

« -f i

die Bestimmungsgleichung für das Verhältniss zwischen den Hubhöhen der Antriebkraft und der Last.

Ferner die effektive motorische Kraft wo in Folge der Spannungszunahmen in den ablaufenden Seilstücken im Verhältniss zu den auflaufenden Sl = Qxl, S₂ = Qxl² u. s. f. Sn = Qxlrt zu setzen ist.

Es ergiebt sich demnach:

P=Q{i +*i + *i⁸ + • • . • + *iw)

und der Wirkungsgrad

57.

(«+ 0(*i —0

« -ł-1

Für Kettenrollenzüge von demselben System gehen diese Gleichungen

über in

*2

*2~ ¹

56a.

und

_ (» + 0(*t — 0 ^    M + *

*2    - I

57a.

Bei der Benutzung der Faktorenrollenzüge als Hubmultiplikatoren tritt die stärkste Seil- beziehentlich Kettenspannung- in demjenigen Trum auf, welches am Rollengehäuse befestigt ist, und zwar ist diese Spannung für alle verschiedenen Systemmodifikationen bei n Rollen

für Seile

für Ketten

s» = Q *\n

S„ = Q x/

58,

58a,

welche Werthę bei der Bestimmung der Seil- resp. Kettenstärken als Belastung zu Grunde zu legen sind.

Beispiel: Für einen Faktorenrollenzug, der als Hubmultiplikator in eine Hebemaschine mit Treibkolben eingeschaltet werden soll, um eine Last von iooo kg um das Achtfache des Treibkolbenhubes emporzuheben, ist unter der Voraussetzung, dass das Lastkettentrum zunächst auf eine Leitrolle aufläuft nach Gleichung 51 ein Rollenzug mit 8 Kettenrollen zu wählen.

Die ideelle Antriebkraft ergiebt sich nach Gleichung 50: / 0 = 8 . 1000 = 8000 kg.

Der Wirkungsgrad = lieh nach Gleichung 14a:

«O2— 1)

*2(*2W —

— nach Gleichung 53a und scliliess-

d

*2 = ¹ 4

0,2 <5 , 2 /u r

Setzen wir fi, = 0,08, r = 1,5 rf (Gleichung 33 a) und a = 10 â (Gleichung 32), so ergiebt sich

0,2    2.0,08.1,5

*2= ¹ + m

Mit diesem Werthe erhalten wir ^ = 0,82.

10

= 1,044.

Die stärkste Kettenspannung tritt im festgelegten Trum auf und ist nach Gleichung 58 a Sn = Q x₂n = 1000 . 1,044s =1411 kg. Nach der Kettentabelle der Duisburger Maschinenbau - Aktien - Gesellschaft, S. 18, ist hierfür eine Kette von mindestens 12 mm Eisenstärke zu wählen, deren garantirte Tragfähigkeit zu 1440 kg angegeben ist. Es folgt dann weiter für die Kettenrolle als Halbmesser a— 120 mm, und für die Rollenachsen der Durchmesser d = 3 d = 36 mm.

Die erforderliche Kettenlänge setzt sich zusammen aus der Kettenstrecke, welche zur Umschlingung der Rollen erforderlich ist, wenn die beiden Rollengehäuse sich in der grössten Entfernung von einander befinden, und aus derjenigen Strecke, welche bei dieser Position noch zwischen der Ablaufstelle vom Rollenzuge und der höchsten Erhebung des Kettenhakens liegt.

c. Rollenzüge mit getrennter Hubbahn der losen Rollen als

Hubmultiplikatoren.

Die einfachste Anordnung eines Rollenzuges mit getrennter Hubbahn der losen Rollen veranschaulicht die frühere Skizze, Fig. 30, S. 37. Jede einzelne lose Rolle ist gesondert aufgehängt derart, dass das bewegliche Trum des tragenden Seils, oder der Kette, jedesmal an der Achse der nächstfolgenden losen Rolle des Systems befestigt ist, und nur das freie Seiltrum der letzten losen Rolle ist schliesslich zur Aufnahme der Last über eine Leitrolle geführt.

Der Wirkungsgrad rj des ganzen Rollenzuges muss nach Gleichung 4 gleich dem Produkt aus den Wirkungsgraden seiner einzelnen selbstständigen Elemente sein. Nehmen wir n lose Rollen an und bezeichnen die Wirkungsgrade der einzelnen losen Rollen mit rj₂ u. s. f. bis r\n und den Wirkungsgrad der Leitrolle D mit ₊ so erhalten wir:

5S

V = Vi • V* ■ ... rjn . IJn + ,

Für Seilrollen bestimmen sich die Werthe von ru bis durch den

W erth

a — fir

a -j- 0,009 <P

aus

a -j- o,¹4

aus Gleichung-22, und für Kettenrollen durch den Werth Gleichung- 24, während für die Leitrolle qn + l nach den Gleich-

ung-en 15, beziehentlich 16, für Seile durch

o.oiSiJ- 2 </r, und für Ketten ¹ T a ~t~ a

durch

o,2(t    2fir ausgedrückt wird.

a •

Bei Vernachlässigung der schädlichen Widerstände ist, unter Bezugnahme auf die Figur, die Spannung St = ~°, S₂ = ^    , also ganz all

gemein für n lose Rollen S„ = Unter denselben Verhältnissen würde aber auch Q = S„ zu setzen sein und demnach

D *Ssi 8

Ferner P — y. Hieraus folgt für die effektive Antriebkraft des Rollenzuges

61.

Bezeichnet man schliesslich noch den Hub des Treibkolbens, welcher auf den Rollenzug wirkt, mit s und die Höhe der Lastförderung mit h, so muss die Gleichung bestehen

Püs — Qh, oder da P₀ = 2nQ,

2*

62

Diese Gleichung lässt erkennen, dass dieses Rollenzugsystem bei derselben Rollenzahl eine wesentlich stärkere Übersetzung zwischen den Hubhöhen der Antriebkraft und der Last vermittelt, als der Faktorenrollenzug. Man bezeichnet das System als Potenzrollenzug, weil in dem Übersetzungsverhältniss die Zahl n der losen Rollen als Potenzexponent auftritt.

Da die einzelnen Rollen des Potenzrollenzuges in gesonderten Ketten aufgehängt sind, und die verschiedenen Ketten auch ganz verschiedene Beanspruchungen erfahren, so sind die Kettenstärken einzeln zu berechnen, und den verschiedenen Ketten entsprechend sind auch die Dimensionen der zugehörigen Rollen zu bestimmen. Zu beachten ist, dass beim Heben der Last jede einzelne Kette nach dem festgelegten Trum zu abläuft, und dass daher in diesen Kettenstücken die grösseren Spannungen auftreten, welche bei der Wahl der Kettenstärken berücksichtigt werden müssen.

Beispiel: Eine Hebemaschine, deren Treibkolben im Hub hat, soll 1000 kg Nutzlast durch Einschaltung eines Potenzrollenzuges als Hubmultiplikator auf 8 m Höhe heben.

Nach Gleichung 62, s = ist für h = 8 und s = 1, n die Zahl der losen Rollen = 3 zu setzen.

Die erforderliche Antriebkraft P bestimmt sich durch Gleichung 61,

wonach :

2n_Q _ _2n_Q_

~ V\ v-i >13 >h

unter Berücksichtigung der Gleichung 5g, wofern man unter i]₂ und r\3 die Wirkungsgrade der losen Rollen, und unter den Wirkungsgrad der Leitrolle versteht.

Der Wirkungsgrad der losen Kettenrollen a +    » G^ichung 24, ist

für alle Kettenstärken und Rollengrössen ein und derselbe, falls man unseren früheren Bestimmungen gemäss, den Rollen- und Rollenachsenhalbmesser a und r in einem festen Verhältniss zur Kettenstärke â wählt. Setzt man a = 10 ô (Gleichung 32), r — 1,5 d, (Gleichung 33 a) und y, = 0,08, so ergiebt sich:

Vi=V* = % - “

10 — 0,08 . T,5 10 -j- 0,1

- 0,978 und qx . rj₂ . tjs = 0,978s.

Für ist nach Gleichung- 16 für dieselben Annahmen, dass a — iod, r — 1,5 ô und y, = 0,08,

= 0,958 zu

, ₊°t ₊ ²-o.°⁸.-

10

setzen, und wir erhalten schliesslich

rj = 0,978s . 0,958 = 0,89 und P =

2³.IOOO

'0,978b 0,958

8970 kg.

Jedes Kettentrum der Kraftrolle A, Fig. 30, S. 37, hat demnach ungefähr 4485 kg auszuhalten, und demgemäss ist nach der Kettentabelle, S. 19,. von Schlieper Sohn, eine Kette von 21 mm Stärke zu wählen, deren garantirte Tragfähigkeit, 5175 kg, jedenfalls auch noch für die erhöhte Anspannung des ablaufenden Kettentrums ausreichende Sicherheit bietet.

Der Rollenhalbmesser a ergiebt sich alsdann = 10 4 = 210 mm und der Rollenzapfendurchmesser d — 3 ô = 63 mm.

Die Achsenbelastung der Rolle B erfolgt durch die Kettenspannung .Sj. Der Werth von A, bestimmt sich durch sein Verhältniss zur motorischen Kraft P für die Rolle A.

Wir haben nach Gleichung 23:

2 a -f- 0,2 if _ 420 -j- 0,2.21 a — /bt r

210 — 0,08.31,5

= 2,044,

und demnach:

S. = —

¹    ^2

P 8970

2,044

= 4388 kg.

Jedes Trum der Kette, welche die Rolle B trägt, hat also annähernd 2194 kg Zug auszuhalten, und wählen wir hierfür nach der Kettentabelle, S. 19, eine Kette von 15 mm Stärke, deren garantirte Tragfähigkeit 2250 kg beträgt, so dürfte damit auch ausreichende Sicherheit für die erhöhte Spannung K₂ im ablaufenden Trum geboten sein. Für diese Kette ergiebt sich der Rollenhalbmesser von B — 150 mm und der Achsendurchmesser = 45 mm.

Die letzte lose Rolle G hängt in der Lafetkette, welche auch über die feste Rolle D geführt ist und am freien Ende durch 1000 kg Nutzlast in Anspruch genommen wird. Die stärkste Spannung in dieser Kette tritt im festgelegten Trum auf. Wählen wür nach der Kettentabelle S. 19 eine Kette von ii mm, so erhalten wir durch deren garantirte Tragfähigkeit von 1250 kg auch unzweifelhaft noch für die erhöhte Spannung W₃ ausreichende Sicherheit. Die dieser Kette zugehörige lose und feste Rolle C und D erhalten gleiche Abmessungen, 110 mm Radius und 33 mm Achsendurchmesser.

Will man zur Kontrolle, dass die gewählten Ketten den relativ grössten Spannungen Kv und K₃ genügen, auch noch diese Spannungen durch genaue Rechnungen ermitteln, so haben wir:

= P— S\ - 8970 — 4388 = 4582 kg.

Ferner:

Ą = Ą-Ą = Ą—Ł = Ą(i

150 — 0,08.22,5

Ernst, Hebezeuge.

300-p0,2. 15

) = 4388.0,511 = 2242 kg.

Schliesslich erhalten wir:

K₃ — Q x₂² = 1000 (1 +

— looo . i,044² = iogo kg.

Die gewählten Sicherheiten werden also thatsächlich in keiner Kette überschritten.

Um die einzelnen Kettenlängen zu bestimmen und festzusetzen, in welchen Höhen mindestens die verschiedenen Kettenenden zu befestigen sind, verzeichnet man zunächst die losen Rollen in ihrer tiefsten Position, und zwar so dicht an einander gezogen, wie es die Rollengehäuse gestatten. Die höchsten Stellungen ergeben sich dann über den korrespon-direnden tiefsten, falls der Treibkolbenhub = s ist, für die Rolle A in der Höhe s, für B in der Höhe 2 .y, für C in der Höhe 4 Die Befestigungspunkte für die tragenden Ketten sind, um die Kettenlängen möglichst zu beschränken, dicht über den höchsten Rollenpositionen anzunehmen. Die Placirung der Leitrolle ist durch die freie Hubhöhe des Lasthakens bestimmt, die im vorliegenden Fall nach Gleichung 62, h = 2ns = 8s ist. Die Kettenlängen ergeben sich nach Annahme der Befestigungspunkte durch die Kettenschlingen, welche von diesen Punkten nach den Rollenachsen geführt sind — für die eigentliche Lastkette in der Schlingenlänge bis zum Lasthaken — und nimmt man am besten für diese Bestimmungen die losen Rollen sämmtlich in ihren tiefsten Positionen an.

d. Gruppenrollenzüge.

-V

In derselben Weise, wie man lauter einzelne lose Rollen mit einander kombiniren kann, lassen sich auch zusammengesetzte Systeme zu einer Gruppe vereinigen. Fig. 40 veranschaulicht die einfachste Anordnung eines derartigen Gruppenrollenzuges, dessen Elemente aus dem zweirolligen Faktorenrollenzug mit dreifacher Übersetzung gebildet sind. Dem ganzen System ist eine Leitrolle hinzugefügt, um die Lastkette in die Bahn der Lastförderung zu leiten.

. . 63.

Bezeichnet man wie früher mit s den Weg der Antriebkraft, mit h die Flöhe der Lasterhebung, so ist für einen Gruppenrollenzug aus m Elementen mit je dreifacher Übersetzung h — yn s .    .

Ferner

mithin

P₍₎s = Q h,

^o = 3mQ,

und da die effektive Antriebkraft

P _ Bq

Fig. 40.

3"W

so folgt

wenn wir unter tj den Wirkungsgrad des ganzen Gruppenrollenzuges verstehen. Im vorliegenden Fall ist rj nach Gleichung 4 gleich dem Produkt

64,

aus den Wirkungsgraden des zweirolligen Faktorenrollenzuges, mit den Rollen A und B, und des dreirolligen, mit den Rollen C, D und E. Wir haben demnach unter Benutzung der Formeln 57 a und 53 a:

« — 3 (*2— O 3 (x₂— B _ 9(*2— 0*

V    ' /f₂(x₂³— I) *2(*2³ — O²

Setzen wir, wie immer für Kettenrollen, den Rollenhalbmesser a — iod, den Achsenhalbmesser r— 1,5 ô und den Reibungskoeffizienten der Achse, fi, = 0,08, so geht der Werth von x.₂, Gleichung 14 a, über in x₂= 1,044, und wir erhalten

V = ,,04t°(W=V ⁼ °’⁸⁷⁹-

Für eine Nutzlast von 1000 kg ergiebt sich demnach bei der vorliegenden Anordnung für den Gruppenrollenzug nach Gleichung 64 die erforderliche Antriebkraft

= 10238 kg.

3².1000 0,879

Diese Zugkraft vertheilt sich annähernd gleichförmig auf drei Kettentrümer, deren Spannungen in der Figur mit Slf S₂ und S₃ bezeichnet sind, so dass die mittlere Spannung etwa 3413 kg beträgt.

Wählen wir demgemäss nach der Kettentabelle S. 18 eine Kette von 20 mm Stärke, so bietet deren garantirte Tragfähigkeit von 4000 kg jedenfalls ausreichende Sicherheit für die relativ grösste Spannung N3 der Kette.

Bestimmt man zur Kontrolle S₃ durch Rechnung, so ist

Ą = Stx ₂².

Andererseits nach Gleichung 56 a, da die Spannung .Sj die Stelle der Last vertritt,

«4-i

— I )°44³ — i

1,044 _ i

3B33-

■S, =    = 3270 kg,

mithin

s₃ = 3²7° • Ï-044² = 35⁶4-

Die gewählte Kette von 20 mm ist also in der That ausreichend. Wählt man die Rollen A und B gleich, so ist der Halbmesser derselben = 200 mm anzunehmen ; wählt man aber der bequemeren Anordnung wegen B < A, so ist die angegebene Rollengrösse für B beizubehalten und A nach Bedürfniss zu vergrössern. Die Rollenachsen erhalten einen Durchmesser von 3 ô = 00 mm.

Die Laufkette der zweiten Rollengruppe C, D, E nimmt den Zug S{ = 3270 kg als Antriebkraft auf, gleichzeitig ist aber diese Kette auch die eigentliche Lastkette und wird daher am freien Trum durch Q = 1000 kg beansprucht. Die stärkste Spannung in dieser Kette ist S₆ = Q Xs, = 1000 . i,044³ = 1138 kg.

4*

Für diese Kette ist demnach 11 mm Stärke bei einer garantirten Tragfähigkeit von 1210 kg zu wählen. Die zugehörigen Rollen erhalten mindestens 110 mm Halbmesser und ihre Achsen 33 mm Durchmesser.

Um bei dieser Anordnung die Kette für die Rollengruppe A B, welche fast doppelt so stark, wie die Kette für die obere Rollengruppe ausfällt, möglichst kurz zu erhalten, hat man die oberen Rollen C und D so tief wie möglich zu legen. Um hierfür die erforderlichen Dispositionen zu treffen, verzeichne man zunächst die Rolle A in ihrer tiefsten Stellung und die Rolle C möglichst nahe an der festen Rolle B, welche mindestens um die Hubhöhe s der Rolle A über der tiefsten Position von A gelagert werden muss. Die Rolle D muss dann ihrerseits mindestens um 3 s über der angenommenen tiefsten Stellung von C angeordnet werden. Die Lagerung der Leitrolle E ist durch die vorgeschriebene Hubhöhe der Last bestimmt.

Weitere Kombinationen, welche sich in der Praxis finden, wie beispielsweise ein Gruppenrollenzug, durch Vereinigung eines 6 rolligen Faktorenrollenzuges mit einem zweirolligen gebildet, um eine i2fache Vergrösserung des Treibkolbenhubes für die Lasthubhöhe zu erzielen, bieten für die theoretischen Rechnungen nach den vorstehenden Entwickelungen und Beispielen keine neuen Gesichtspunkte. In Bezug auf die Wahl des einen oder anderen Systems zur Erreichung einer bestimmten Hubmultiplikation, ist im allgemeinen als Regel aufzustellen, dass dasjenige System den günstigsten Wirkungsgrad liefert, welches die vorgeschriebene Hubvergrösserung des Treibkolbenweges für die Lastförderung mit der geringsten Rollenzahl erreicht, weil durch Vermehrung der Rollenzahl die schädlichen Widerstände vergrössert werden. In dieser Beziehung wirkt also der Gruppenrollenzug mit zweirolligen Faktorenrollenzugelementen von je dreifacher Übersetzung ganz besonders günstig. In unseren beiden ersten Beispielen erhielten wir bei einem Übersetzungs-verhältniss 1 : 8 mit dem 8 rolligen Faktorenrollenzug nur einen Wirkungsgrad von 0,82, dagegen für den Potenzrollenzug bei nur vier Rollen rj = 0,89. Der Gruppenrollenzug mit einem Übersetzungsverhältnis von 1 : 9 lieferte noch einen Wirkungsgrad von 0,879 bei Anwendung von 5 Rollen.

F. Konstruktive Ausführung’ der Rollenzüge.

Jeder Rollenzug besteht aus mindestens einer festen und einer losen Rolle, die getrennt gelagert werden müssen. Die Lagerung der festen Rolle erfolgt, wenn der ganze Rollenzug als selbstständiges Hebezeug benutzt werden soll, in einem transportablen Gehäuse, das mit einem Traghaken ausgerüstet wird, um eine möglichst leichte Befestigung am Gebrauchsort durch einfache Aufhängung zu ermöglichen. Bildet der Rollenzug einen Theil einer stationären Hebemaschine, so werden die festen Rollen auf geeigneten baulichen Unterstützungen oder im Gerüst der Maschine, welcher sie zugehören, angeordnet. Die losen Rollen werden in einem selbstständigen beweglichen Gehäuse untergebracht, das

in den Seil- oder Kettenlauf des ganzen Rollenzuges eingehängt wird, und, falls es das Endglied des Rollenzuges bildet, den Lasthaken trägt, oder, wie bei Hebemaschinen mit Treibkolben, den Kopf der 1 reibkolben-stange bildet.

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Die transportablen und beweglichen Gehäuse werden meist aus Schmiedeeisen, für leichte Konstruktionen bisweilen aus schmiedbarem Guss hergestellt. Fig. 41 zeigt eine einfache derartige Ausführung mit einem Schutzbügel zur Verhinderung des Abgleitens der Kette von der Rolle.

Fig. 41.

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Sind, wie bei den Faktorenrollenzügen, mehrere Rollen in demselben Gehäuse unterzubringen, so ordnet man dieselben, um die ganze Konstruktion möglichst zusammenzudrängen, auf einer durchgehenden Achse neben einander an. Fig. 42 giebt eine Skizze eines derartigen Rollengehäuses nach einem englischen Muster aus der Fabrik von Tangye Brothers & Holman. Die Wangen des Gehäuses sind hier aus Blech gebildet und durch aussen aufgelegte Schienen zur Aufnahme der Achsen verstärkt.

Fig. 42.

Beim Lastheben verkürzt sich jedes einzelne tragende Seil- oder Kettentrum und die Verkürzung pflanzt sich nach dem freien Trum in der Weise fort, dass jedes folgende Trum ausser der eigenen Verkürzung auch noch die der vorhergehenden auszugleichen hat, so dass über jede einzelne Rolle verschiedene Seil- beziehentlich Kettenlängen fortlaufen, im Verhältniss 1 : 2 : 3 u. s. f. Hierdurch wird bei gleichen Rollengrössen eine verschiedene Umlaufgeschwindigkeit der einzelnen Rollen bedingt, und dieselben müssen daher auf der gemeinschaftlichen Achse lose angeordnet werden. Um die freitragende Länge der Achse zu beschränken und dieselbe möglichst schwach ausführen zu können, sind die einzelnen Rollen durch Zwischenbleche getrennt, welche die Achse unterstützen und ausserdem das Abgleiten der Seile von den Rollen verhindern.

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Die verschiedenen Spannungen, welche in den einzelnen Seilstücken auftreten, bewirken ein Schiefziehen des Rollengehäuses beim Lastheben. Um diese vorzüglich für die Hakenbeanspruchung nachtheilige Wirkung möglichst zu vermindern, empfiehlt es sich, die Gehäuse lang und schmal zu bauen. Der Versuch, diesen Übelstand dadurch ganz zu beseitigen, dass man die Rollen nicht auf einer gemeinschaftlichen Achse neben einander, sondern unter einander lagert, hat in der Praxis keinen Eingang gefunden. Bei dieser Konstruktion müssen die einzelnen Rollen von schiedenen Halbmessern gewählt werden, um die Seile ohne gegenseitige Behinderung an einander durchlaufen zu lassen, und da dann die kleinste Rolle mit Rücksicht auf die Seil- oder Kettenstärke noch ausreichend gross gewählt werden muss, ergeben sich für die anderen Rollen grössere

Abmessungen als sonst zulässig. Hierdurch fällt im Zusammenhänge mit der Rollenanordnung unter einander die Baulänge des Gehäuses so gross aus, dass die nutzbare Hubhöhe des ganzen Rollenzuges störend beeinträchtigt wird. Ein anderer Versuch das Schiefziehen der Rollengehäuse dadurch zu verhindern, dass man den Lasthaken ausserhalb der Traversenmitte befestigt, vermehrt den Ubelstand, statt ihn zu vermindern.

Fig. 43 zeigt die übliche Anordnung eines gewöhnlichen Seilrollenzugs nach einem Muster der Mannheimer Maschinenfabrik von Mohr & Federhaff.

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Dass man in den Seilrollen auch ohne weiteres Ketten laufen lassen kann, ist bereits früher erörtert.

Die Ähnlichkeit der Rollengehäuse mit Blechwangen mit der Form einer platten Flasche hat dazu geführt, die Gehäuse kurzweg als Flaschen zu bezeichnen und demgemäss auch die Rollenzüge einfach Flaschenzüge zu nennen. Da man aber mit demselben Namen überhaupt alle aufhängbaren Hebezeuge bezeichnet, gleichgültig, ob das eigentliche Maschinenwerk aus Rollen oder Rädergetrieben besteht, so haben wir diese in der Praxis üblichste Bezeichnung bisher hier vermieden und den mehr charakteristischen Namen vorgezogen. Zu erwähnen ist, dass die in Rede stehenden Konstruktionen wohl auch Klobenzüge genannt werden.

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Fig. 44.

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Als Beispiel für eine stark belastete Flasche wählen wir die lose Flasche eines Giesserei-Krahns, Fig. 44, der in der Giesserei von Soest & Co. in Düsseldorf aufgestellt ist.¹) Die Flasche ist, wie die Zeichnung erkennen lässt, aus einem einfachen schmiedeeisernen Bügel gebildet, durch den der Lasthaken an der Rollenachse aufgehängt ist. Die Maximalbelastung beträgt 15000 kg. Dieselbe vertheilt sich durch die Anordnung von 2 losen Rollen auf 4 Kettentrümer und erfordert demgemäss eine Kettenstärke von 20 mm und Rollen von 400 mm Durchmesser. Die Glieder der Kette erhalten eine Breite von 3,5 . 20 = 70 mm. Hierdurch bestimmt sich die Breite des inneren Rollenkranzes und die Tiefe der Umfangsnuth zur Aufnahme der Kettenglieder.

Bezeichnen wir die freitragende Länge der Rollenachse mit l, den Achsendurchmesser mit d, die zulässige Zug- und Druckspannung mit k und die gleichmässig vertheilte Achsenbelastung mit Q, so ist nach der Momentengleichung für Biegungsfestigkeit:

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Setzen wir für die schmiedeeiserne Achse k = 6 kg pro qmm, Q = 15000 kg, und /, der Zeichnung entsprechend, = 240 mm, so ergiebt sich mit diesen Werthen

d = 92 mm.

In der Ausführung sind hierfür 95 mm gewählt.

Die Schienen des Bügels, durch welchen die Hakentraverse an der Rollenachse aufgehängt ist, sind 15 mm stark gewählt. Unter normalen Verhältnissen werden dieselben nur auf Zug in Anspruch genommen, wenn sich aber die Rollenflasche schief zieht, so treten Biegungsbeanspruchungen auf, durch welche die eine Schiene gedehnt, die andere zusammengedrückt wird. Da der flache Schienenquerschnitt bei Druckbeanspruchung ein Durchknicken befürchten lässt, ist diese ungünstigste Inanspruchnahme dadurch berücksichtigt, dass für den günstigsten Fall reiner Zugbelastung eine sehr geringe Materialspannung angenommen ist. Bezeichnen wir mit k die Spannung pro qmm und entnehmen der Zeichnung das Mass für die Schienenbreite b — 200 mm, so ergiebt sich für den günstigsten Fall

= 2,5 kg.

15000 _

2.15.200

Zur Aufnahme der Rollenachse sind die Schienen am oberen Ende durch aufgeschweisste Augen verstärkt.

Der gefährliche Querschnitt der Hakentraverse liegt in der Mitte derselben. Bezeichnet man die Höhe der Hakentraverse mit h, so ergiebt sich für die Biegungsbeanspruchung durch die Last Q

91=^1 k

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Setzen wir, der Zeichnung entsprechend, h — 80 mm und k — 7,5 kg pro qmm, so folgt

11 2 mm.

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“    4.80².7,5    “

Diese Abmessung stimmt annähernd mit der Ausführung, denn die Traverse, welche in der Figur zwar eine Breite von 200 mm zeigt, wird in der Mitte durch die Bohrung für den Hakenschaft um 80 mm geschwächt, so dass thatsächlich für den tragenden Querschnitt nur 120 mm übrig bleiben.

Meist findet man die Bügelschienen und die Hakentraverse nicht wie hier aus einem Stück hergestellt, sondern die Schienen als Hängeschienen selbstständig ausgeführt und die Hakentraverse, analog' wie die Rollenachse, mit Zapfen in die Hängeschienen eingesetzt und dann die ganze Verbindung durch Verschraubung gesichert. Fig. 45 veranschaulicht eine derartige Konstruktion für die lose Rolle eines 60 Ctr.-Krahns.

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Fig- 45-2 : 15.

In Fig. 46 ist die lose Flasche eines Krahns dargestellt, der für die Mon-tirungswerkstatt der Maschinenfabrik von Hoppe in Berlin ausgeführt ist.²)

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Fig. 46.

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Die Flasche ist aus zwei Wangenblechen mit einem Zwischenblech gebildet, welches letztere durch die Schraubenbolzen A und B mit den Aussenblechen fest verbunden und durch gusseiserne Hülsen, welche über die Bolzen geschoben sind, in seiner Position gehalten wird. Die Rollenachse wird in der Mitte durch das Zwischenblech vollständig sicher unterstützt, da der Reaktionsdruck der Achse das Blech nur in der günstigsten Weise auf Zug beansprucht. Durch diese Unterstützung wird die freitragende Länge der Rollenachse auf die Nabenlänge einer einzelnen Rolle beschränkt und hierdurch, wie durch die Wahl von Stahl als Achsenmaterial ein möglichst geringer Achsendurchmesser erzielt. Aus der Figur ergiebt sich die Nabenlänge der Rollen = 80 mm, und demnach erhalten wir für die Biegungsbeanspruchung der Achse durch den gleich-massig vertheilten Nabendruck Q

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Q.8o _

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wofern man mit d den Achsendurchmesser und mit k die zulässige Materialspannung bezeichnet. Die Hakenbelastung beträgt im vorliegenden Fall 200 Ctr., mithin ist für jede der beiden Rollen der Nabendruck Q annähernd = ioo Ctr. = 5000 kg. Setzen wir für die stählerne Achse k — 9 kg pro qmm, so ergiebt sich schliesslich

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320 . 5000

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= tv 3Q mm.

In der Ausführung ist d — 40 mm gewählt.

Auf die für die Kettenlagerung günstige Form der konischen Rollenumfänge ist bereits früher hingewiesen. Mit ganz besonderer Sorgfalt ist die Aufhängung des Lasthakens konstruirt, um durch Bildung eines Universalgelenks den Einfluss des Schiefziehens der Flasche von der Hakenaufhängung fern zu halten, eine Anordnung, die für schwerbelastete Haken sehr beachtenswerth erscheint. Um diesen Zweck zu erreichen, ist die Hakentraverse mit ihren Endzapfen D und E in zwei Querbalken F und G gelagert, welche ihrerseits mit prismatischen Endzapfen in die durch Hängeschienen verstärkten Wangenbleche der Flasche eingesetzt sind und durch Verschraubung darin festgehalten werden. Die Achse der Flakentraversenzapfen liegt bei dieser Anordnung senkrecht zur Rollenachse, und sobald sich diese neigt, bleibt der belastete Haken durch eine relative Drehung seiner Traversenzapfen unbeeinflusst durch das Schiefziehen der Flasche vertikal häng'en. Der Hakenschaft bleibt frei von den sonst nicht zu vermeidenden Biegungsbeanspruchungen.

Die Traversenzapfen werden bei ihrer geringen Auflagerlänge nur auf Schub beansprucht und zwar bei 10000 kg Hakenbelastung je mit 5000 kg.

Gestattet man pro qmm eine Scherspannung von 4,8 kg, so würde sich für die Zapfendurchmesser

mm

ergeben

In der Ausführung- findet sich <3^=52 mm, so dass der qmm Zapfen-querschnitt nur mit ungefähr 2,3 kg in Anspruch genommen wird. Dieselbe ausserordentliche Sicherheit ist für die Endzapfen der Querträger

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angenommen. Dieselben sind, Fig. 47, 24 mm breit und 45 mm hoch. Wir erhalten demnach

10000 _ ₂^oo ße]astung f(jr jeden Zapfen,

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Fig. 47-1 : 10

die Spannung pro qmm Querschnitt = = 2,3 kg.

24- 45

Die Querbalken selbst werden auf Biegung beansprucht. Der gefährliche Querschnitt liegt in der Mitte, in dem Angriffspunkt der Last von 5000 kg. Da sich an dieser Stelle die Bohrung für die Zapfen der Hakentraverse befindet, erhalten wir unter Benutzung der Bezeichnungen und Dimensionen aus der Figur, bei 7,5 kg Materialspannung pro qmm

7,5 {W-dft.b

5000.85 =

Für dv = 52 und b — 24 folgt weiter

5000 • 85

4-7,5

F 52² = 130 mm.

Weitere Beispiele für die konstruktiven Anordnungen, welche Rollenzüge bei der Einschaltung als Hülfselemente in zusammengesetzten Hebemaschinensystemen, besonders in den Maschinen mit Treibkolben erfordern, werden sich bei der Besprechung dieser Maschinen ergeben und ist hier, nach Erledigung der Hauptgesichtspunkte, nur noch darauf aufmerksam zu machen, dass es sich zur Schonung der Seile und Ketten empfiehlt, dieselben stets in demselben Sinne um die einzelnen Rollen, die sie umschlingen, zu führen, und hierauf bei der Rollenanordnung Rücksicht zu nehmen, da erfahrungsmässig ständig wechselnde Biegungsrichtungen besonders zerstörend auf die Materialien wirken. Lässt sich in einzelnen Fällen dies nicht ermöglichen, so hat man bei häufigen und dauernden Betrieben die Ketten und Seile entsprechend stärker als unter normalen Verhältnissen zu wählen, um eine genügende Sicherheit zu erhalten.

Die ausserordentliche Einfachheit der Konstruktion des gewöhnlichen Flaschenzuges, die an sich unbegrenzte Hubhöhe bei genügender Seiloder Kettenlänge, die Möglichkeit, denselben überall zu benutzen, wo sich ein genügend tragfähiger Aufhängepunkt in ausreichender Höhe findet, die fernere Möglichkeit, das ablaufende Seil- oder Kettentrum durch Leitrollen zur bequemen Einwirkung von menschlichen, thierischen oder sonstigen motorischen Zugkräften in jede beliebige Richtung ablenken zu können, haben den Rollenzügen sowohl als transportables, selbstständiges Hebezeug, als auch alsHülfsgetriebe in zusammengesetzten Hebemaschinensystemen grosse Verbreitung verschafft.

Die allgemeine Anwendbarkeit ist begrenzt durch die Beschränkung des Übersetzungsverhältnisses zwischen Kraft und Last, weil dieses Übersetzungsverhält niss von der Zahl der Rollen abhängt und sich mit der Steigerung der Rollenzahl die Effekt Verluste derartig vermehren, dass man in der Praxis nur ganz ausnahmsweise bis zur Anordnung von 8 Rollen in den gewöhnlichen Flaschenzügen geht. Bei den Seilflaschenzügen steigern sich die Effektverluste ausser mit der Rollenzahl auch noch mit der Zunahme der Seildicken. Der Wirkungsgrad der Kettenflaschenzüge ist, wie die theoretischen Untersuchungen über Seil- und Kettenrollen ergeben, an sich günstiger und ausserdem unabhängig von der Kettendicke, falls man die Durchmesser der Rollen und ihrer Achsen in konstantem Verhältniss zur Kettendicke wählt. Das Güteverhältniss eines 4 rolligen Faktorenflaschenzuges beträgt für Seile von 10 mm ungefähr 0,86, für 20 mm Seilstärke 0,78 und sinkt für Seile von 30 mm Durchmesser auf 0,70, wenn die Rollendurchmesser gleich dem 8 fachen Seildurchmesser gewählt sind, während ein Kettenflaschenzug bei derselben Rollenzahl noch ein Güteverhältniss von 0,89 aufweist.

Einen ferneren Ubelstand bilden die erforderlichen grossen Ketten-und Seillängen bei vermehrter Rollenzahl. Schliesslich entbehren die gewöhnlichen Flaschenzüge jeglicher Vorkehrung, um die in die Höhe gezogene Last durch ein Sperrwerk frei schwebend fest zu halten und ohne wesentlichen Verbrauch von motorischer Kraft lediglich unter Einwirkung einer Bremse zu senken.

Aus allen diesen Gründen erscheint der gewöhnliche Flaschenzug, abgesehen von den besonderen Verhältnissen im Seewesen, als selbstständiges Hebezeug für häufig-en und dauernden Betrieb, und wenn die gehobenen Lasten, wie meist, auch immer wieder zu senken sind, nicht empfehlenswerth. Seine wirkliche Brauchbarkeit beschränkt sich wesentlich auf vorübergehende Benutzungen zum Heben massiger Lasten, wo die geringen Anschaffungskosten, leichte Transportfähigkeit und einfache Aufhängung in erster Linie zu berücksichtigen sind, und im Vergleich hiermit ein momentaner Mehrverbrauch an motorischer Kraft weniger ins Gewicht fällt. Elierher gehört beispielsweise die Benutzung zum Aufziehen von Bauhölzern bei gewöhnlichen Hausbauten, wo es sich nur darum handelt, die Balken zu heben, um sie im Bau an Ort und Stelle zu verlegen.

Der Faktorenflaschenzug bildet ferner bei geringer Rollenzahl ein sehr vortheilhaftes Hülfsgetriebe für Hebemaschinen mit Räderwerk, um die Last von vornherein auf mehrere tragende Kettenstücke zu vertheilen, so dass jedes Trum nur einen Bruchtheil der Totallast aufnimmt und damit die ganze Kette, welche schliesslich von der Windentrommel aufgewickelt wird, dementsprechend schwächer ausfällt. Dies ist von wesentlichem Nutzen für die ganze übrige Getriebeanordnung, da die Kettenstärke den Trommeldurchmesser, und somit die Grösse des Lastarms bedingt. Man findet daher bei schweren Hebezeugen, wie wir später sehen werden, meist eine lose Rolle als Lastrolle in die Trommelkette eingehängt und geht zur Verminderung der Kettenstärke bis zur Einschaltung eines vierrolligen Flaschenzuges.

Nicht weniger bedeutungsvoll ist die umgekehrte Benutzung der Rollenzüge als Hubmultiplikatoren bei Hebemaschinen mit Treibkolben, bei denen dieselben zur Erreichung grösserer Hubübersetzungen häufig eingeschaltet werden.

Wir haben in unseren theoretischen Untersuchungen gesehen, dass für diesen besonderen Zweck, ausser dem gewöhnlichen Faktorenflaschenzug in umgekehrter Anordnung, ganz besonders auch der Potenzrollenzug und Gruppenrollenzüge anwendbar erscheinen, die bei geringer Rollenzahl und deshalb beschränkteren Effektverlusten grössere Übersetzungsverhältnisse zulassen, als der einfache Faktorenflaschenzug.

G. Sperr- und Bremsvorrichtungen für Rollenzüg'e.

Das Bestreben, die Anwendbarkeit der gewöhnlichen Flaschenzüge als selbstständige Hebezeuge zu erweitern, hat dazu geführt, auch diese einfachen Maschinen mit Sperr- und Bremsvorrichtungen auszustatten, um einerseits die gehobene Last selbstthätig freischwebend zu halten, andererseits für die Lastsenkung die motorische Kraft der Last durch Einwirkung von Reibungswiderständen so weit zu vernichten, dass der Arbeiter den Lastniedergang mit möglichst geringem Kraftaufwand beliebig regu-liren kann.

Die Anordnung einer selbstthätigen Sperrvorrichtung gewährt ausserdem den Vortheil, dass der Arbeiter beim Heben der Last mit beiden Händen gleichzeitig ziehen kann, während er bei den gewöhnlichen Anordnungen die Hände abwechselnd und einzeln gebrauchen muss, um stets wenigstens eine Hand am Seil zu haben und das Niedersinken der Last zu verhindern, wenn er mit der anderen Hand zur Fortsetzung des Zuges höher greift.

Die verschiedenen Konstruktionen, welche für Seilflaschenzüge ausgeführt sind, gehen fast alle davon aus, die Hemmung durch direkten Druck auf das Seil zu bewirken, so dass dasselbe bis zur theilweisen oder vollständigen Bremsung in der Rollenumfangsnuth festgeklemmt wird. Bei Kettenflaschenzügen hat man dagegen unter Anwendung einer Doppelrolle, den Zug der Lastkettentrümer derartig auf die entgegengesetzten Seiten dieser Doppelrolle vertheilt, dass bei geringer Differenz der Halbmesser der Doppelrolle das motorische Drehmoment der Last sehr klein ausfällt und die Widerstände der Zapfen- und Kettenreibung genügen, um dasselbe zu vernichten und die Selbsthemmung herbeizuführen.

a. Seilklemme von Hewitt und Goff.

Durch grosse Einfachheit zeichnet sich die englische Patent-Seil-klemine von Hewitt und Goff aus, welche von Tangye Brothers & Holman ausgeführt wird. Fig. 48 stellt den eigentlichen Klemmapparat dar; in Fig. 49 ist ein vollständiger Flaschenzug, mit dieser Vorrichtung ausgestattet, skizzirt.

Die Sperrung des Seils wird durch die Klemmbacke K bewirkt. Der Rollenumfang und die Bahn der Klemmbacke konvergiren in der Nähe des Rollenscheitels unter einem Winkel, der kleiner als der Reibungswinkel ist, so dass die Klemmbacke, sobald sie sich auf das Seil niedergelegt hat, beim Rücklauf des Seils mitgenommen wird, und einen sich bis zur vollständigen Klemmung steigernden Druck ausübt, der den Seillauf zum Stillstand bringt. Die Konvergenz der Klemm-

backenbahn und des Rollenumfangs ist einfach dadurch erreicht, dass die Klemmbacke in einen schmiedeeisernen Bügel A eingehängt ist, der sich excentrisch zur Rolle, um den untersten Stehbolzen der Rollenflasche dreht. Um ein sicheres Anschmiegen der Klemmbacke an das Seil zu ermöglichen, ist die Druckfläche derselben kon-centrisch zur Rolle gekrümmt und ausserdem drehbar in den Klemmbügel eingesetzt. Sobald man das Zugseil zum Lastheben abwärts zieht, folgt die Klemmbacke der Seilbewegung und der Klemmhebel löst sich, indem er frei zurückfällt. Der Ausschlag des Hebels wird durch einen kleinen seitlichen Zapfen Z begrenzt, welcher in einen korre-spondirenden Schlitz der Flaschen-wange eingreift. Gleichzeitig verhindert ein Rückenbügel B das zu weite Ausschwingen der Klemmbacke, so dass sich dieselbe nicht etwa mit ihrer Vorderkante in das abwärts bewegte Zugseil einklem-men kann. Zieht man das Zugseil nach rechts oder links, oder nach aussen, bis dasselbe die Klemmbacke oder den Hebel streift, und lässt dasselbe alsdann zurücklaufen, so wird die Klemmvorrichtung durch das Seil selbst in die Höhe gerissen und gelangt sofort Last fast momentan still gestellt wird.

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Fig- 43.

Fig. 49.

zur vollen Wirkung, so dass die

b. Seilbremse von Wilke und Lappe.

Im wesentlichen auf demselben Princip beruht die Patent-Seilbremse von Wilke und Lappe Fig. 50, S. 62, welche Schaffer & Budenberg ausführen. Auch bei dieser Konstruktion liegt der Drehmittelpunkt des Bremshebels excentrisch zum Mittelpunkt der Rolle, so dass bei einer relativen Bewegung beider Theile gegen einander, sich der im Bremshebel H hängende Bremsschuh dem Rollenumfange nähert, oder von demselben entfernt, und demgemäss das Seil bremst oder frei durchlaufen lässt. Die Seilrolle läuft lose auf dem Zapfen Z, auf dessen Stirnflächen die Bremshebelschienen HH fest genietet sind. Der excentrische Bolzen B, welcher im Rollengehäuse gelagert ist, trägt einerseits den Rollenzapfen und damit die

Rolle, andererseits bildet derselbe die Drehachse für den Brernshebel. Die Figur zeigt den Apparat in der Klemmstellung. Beim Lastheben drängt das abwärts gezogene rechte Seiltrum den Bremsschuh und damit auch den Bremshebel zurück, so dass dieser nach rechts hinüberfällt und

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Fig. 5°.

sich auf den Bolzen D des Rollengehäuses legt. Durch eine schwache Feder F wird der Bremsschuh auch bei dieser Lage des Hebels um seinen Drehbolzen nach oben gedrückt und bleibt dadurch in loser Berührung mit dem Seil, so dass der ganze Bremsapparat bei etwaigem Rücklauf des Rollenseils sofort wieder in die Klemmstellung zurückgerissen wird. Um den Ausschlag des Bremsschuhes in seiner Hebelgabel zu begrenzen und den Hebel zu zwingen an der Bewegung des Bremsschuhes theilzu-nehmen, greift die Kopfplatte des Bremsschuhes mit Spielraum zwischen korrespondirende Knaggenvorsprünge der Hebelschfenenköpfe. Soll der Apparat die Last nicht feststellen, sondern nur bremsend den Lastniedergang reguliren, so ist zunächst die Klemmung dadurch aufzuheben, dass man das Rollenzugseil etwas abwärts zieht und dann durch eine Zugleine, welche in P am Bremsschuh befestigt ist, diesen soweit zurückhält, dass er bremst, ohne sich ganz festziehen zu können. Die Reibung der Rolle an ihrem starken Zapfen sucht letzteren beim Rücklauf um seine exentrische Achse nach oben zu drehen und die Rolle erhält dadurch selbst das Bestreben sich dem Bremsschuh ständig zu nähern.

Die ganze Anordnung lässt, wenn man den Apparat nur als Klemmapparat auffasst, eine sichere Wirkung erwarten, ist aber für diesen Zweck weit komplicirter als die oben besprochene, und vermehrt durch die Ver-grösserung des Rollenzapfens zur Aufnahme des excentrischen Tragbolzens die schädlichen Widerstände der ganzen Konstruktion. Die Benutzung des Apparates zum Bremsen erscheint nicht ohne Gefahr, denn die ganze Anordnung wirkt, so lange überhaupt eine Bremsberührung zwischen dem Schuh S und dem Rollenseil stattfindet, darauf hin, die Bremsung bis zur vollständigen Klemmung zu steigern und den Lastniedergang ruckweise zu unterbrechen. Hierdurch kann der Arbeiter andererseits dazu verleitet werden, die Bremsschnur so wTeit anzuziehen, dass das Lastseil ganz frei wird, und die Last Sturzbewegungen annimmt.

c. Klemmgesperre für Seilflaschenzüge von Cremer.

Die Mängel der vorstehend besprochenen Seilbremse sind durch das Klemmgesperre von Cremer —D. R. P. No. 2776 — Fig. 51 und 52, welches von der Duisburger Maschinenbau-Aktien-Gesellschaft ausgeführt wird, be-

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Fig. 52.

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seitigt. Cremer ordnet den Bremsklotz K lose drehbar auf einem Gehäusebolzen B gerade über dem Rollenscheitel an, und vermeidet die Gefahr, dass sich die Bremsung selbstthätig bis zur Klemmung steigert, dadurch, dass er dem Bremsklotz eine doppelt gekrümmte Druckkurve giebt, deren einer Zweig, bb, angepresst wird, wenn der Lastniedergang gebremst werden soll, während der andere Zweig, bd} für die Klemmung in Thätig-keit tritt.

Die Bremsung⁻ wird durch das Niederziehen des Hebels 11 vermittelt, da sich hierbei der auf der Hebelachse sitzende Daumen D auf den Rücken des Bremsklotzes K legt, Fig. 51, und bei einem massigen Zug an der Hebelschnur S, infolge der Hebelübersetzung, einen so starken Anpressungsdruck ausübt, dass sich der Lastniedergang mit Sicherheit re-guliren lässt. Sobald man die Hebelschnur loslässt, wird der Bremshebel durch eine um seine Achse gelegte Spiralfeder nach oben gedrückt, bis der Winkelarm W durch einen seitlichen Zapfen if des Bremsklotzkopfes aufgefangen tvird. Hierdurch sowohl, wie durch das eigene Übergewicht des Bremsklotzkopfes entsteht die Neigung des Bremsklotzes, sich mit dem Kurvenzweig bd auf das Rollenseil niederzulegen. Es lüftet sich also die Bremskurve, während andererseits die Seilbewegung beim Heben der Last ohne wesentlichen Widerstand den Bremsklotz in seiner Mittelposition zurückhält, so dass der ganze Apparat die in der Fig. 52 gezeichnete Stellung einnimmt. Sobald man aber das Antriebseil des Flaschenzuges loslässt und das Rollenseil unter dem Einfluss der Last Q zurückläuft, folgt der Bremsklotz der SeilbewTegung und es wälzt sich der Kurveneig bd nach dem Rollenscheitel zu auf das Seil nieder. Die Form der Kurve bedingt bei dieser Bewegung einen bis zur vollständigen Klemmung wachsenden Druck, der die Last freischwebend festhält. Die plötzlich auftretende Wirkung wird dadurch etwas gemildert, dass die Drehachse B im Gehäuse zwischen Gummiplättchen gelagert ist. Beim Wechsel zwischen Sperren und Bremsen des Lastseils hat man gleichzeitig mit der einen Hand die Bremshebelschnur, mit der anderen das Rollenzugseil niederzuziehen. Der Zug am Rollenzugseil unterstützt die Lösung des Klemmgesperres, welches durch den Druck des Bremshebeldaumens zurückgedrängt wird, und hindert das Niedergehen der Last so lange, bis durch das vollständige Niederziehen des Bremshebels die Bremskurve zur sicheren Anlage gelangt ist. Die ganze Konstruktion erscheint zuverlässig, aber auch mit dieser Verbesserung bleibt der Seilflaschenzug nur ein brauchbares Hebezeug für massige Lasten und nicht häufigen Gebrauch. Ein Übelstand aller Seilbremsen ist die vermehrte Abnutzung des Rollenseils durch die direkte Einwirkung der Klemmbacken.

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Anmerkung. Eine Sicherheitsvorrichtung für Flaschenzüge von H. Williams in London, D. R. P. Nr. 11807 erscheint ohne praktische Bedeutung und wird daher hier nur auf die Patentschrift verwiesen.

d. Differentialflaschenzug von Weston.

Der Differentialflaschenzug von Weston, welcher von Ransome in die Praxis eingeführt ist, löst die Aufgabe der Selbsthemmung für Kettenrollenzüge. Der Grundgedanke der Konstruktion ist schon oben dahin angedeutet, dass man den Lastzug durch zwei Kettentrümer an den Umfängen einer Doppelleitrolle auf entgegengesetzten Seiten zur Wirkung bringt, so dass sich bei geringer Differenz der Rollenhalbmesser die motorischen Drehmomente der Last nahezu das Gleichgewicht halten und unter diesen Umständen die Widerstände der Ketten- und Zapfenreibung ausreichen, um den wirksamen Rest des motorischen Lastdrehmomentes zu vernichten und somit den selbstthätigen Lastniedergang zu verhindern.

Fig. 53 und 54 stellen einen derartigen Rollenzug entsprechend einer Originalausführung von Tangye Brothers & Holman für 10 Ctr. Nutzlast in Schnitt und Ansicht dar.

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Der Zug besteht aus drei Rollen, von denen zwei mit verschiedenem Durchmesser fest mit einander verbunden in der oberen Flasche gelagert sind, während die dritte Rolle in der unteren losen Flasche untergebracht ist.

Die untere lose Rolle hängt mit ihrem Umfange in einer Kette ohne Ende, deren eines Trum um den Umfang der grösseren der beiden oberen Rollen, deren anderes Trum in entgegengesetztem Sinne um den Umfang

Ernst, Hebezeuge.

der kleineren oberen Rolle geführt ist, so dass das geschlossene lose Ende der Kette von den entgegengesetzten Seiten der oberen Rollen frei herabhängt.

Das Gleiten der belasteten Kette auf den Umfängen der Leitrollen muss, da in der frei herabhängenden Kettenschleife keine Spannung herrscht, durch Daumen in den Umfängen der oberen Rollen verhindert werden und dem entsprechend sind auch nur kalibrirte Ketten verwendbar.

Die Ausführung von Differential flaschenzügen mit Seilrollen erscheint ausgeschlossen, da sich ein Seil nicht wohl in der angedeuteten Weise wie eine Kette in den Rollenumfängen festhalten lässt, wenn im ablaufenden Trum gar keine Spannung herrscht.

Der Differentialflaschenzug wird durch Ziehen an der frei herabhängenden Kettenschlinge in Thätigkeit gesetzt, wobei die Last steigt oder sinkt, je nachdem durch den Zug am einen oder am anderen Trum die Lastkette auf die grössere Rolle auf- oder von derselben abgewickelt wird.

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Es sei der nebenstehenden Fig. 55 entsprechend

P die effektive Zugkraft für den Antrieb des Rollenzuges beim Lastheben,

PQ die ideelle Zugkraft,

Q die Last,

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St und S₂ die Spannungen in den tragenden Ketten-

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*Vi

ü die Ketteneisenstärke,

at der Halbmesser der kleineren oberen Rolle, a₂ der Halbmesser der grösseren oberen Rolle, a₃ der Halbmesser der losen Rolle, rx der Halbmesser der oberen Rollenachse, r der Halbmesser der unteren Rollenachse,

[i der Zapfenreibungskoefficient.

Bestimmen wir zunächst die ideelle Kraft für den An-

Fig. 55-

trieb des Rollenzuges unter Vernachlässigung der schädlichen Widerstände, so ergiebt sich für die obere Rolle

•Sy ci<i    & y

a'2

Ferner für die untere Rolle S₂a₃ = Sxa₃ d. i. Sx = S2 und schliesslich Q = S{ + S₂ = 2 Sx oder = zS₂. Mit diesen Werthen erhalten wir

Po =

und

02

65

Berücksichtigen wir die Zapfen- und Kettenreibung, so ist unter

Benutzung⁻ der Gleichung⁻ 14a für die hier eingeführten Bezeichnungen die Spannung in dem von der unteren Rolle ablaufenden Kettentrum

66.

Ą = Ą(.+°-fG²-£-0

ferner

Q = S, + S, = Sa(² +

0,2 ô'

a3

ils

. . 67.

An der oberen Doppelrolle wirken P und S₂ als treibende Kräfte, S{, die Zapfen- und Kettenreibung als Widerstände. Am Umfange der grösseren Rolle wickelt sich die Kette auf und ab, und es vergrössert sich daher nach Gleichung 11 der Lastarm durch die Kettenreibung um £} = o,20.

An der kleineren Rolle ist nur an der Ablaufstelle Kettenreibung zu berücksichtigen, da das auf laufende Trum nicht gespannt ist. Der effektive Rollenhalbmesser ax verändert sich demnach für die Rechnung

hier nicht um £₃, sondern nur um = 0,1 ô, und zwar ist, da wir hier

keinen Lastarm, sondern nur einen Kraftarm haben, der sonst eingeführten Vergrösserung des Lastarms entsprechend, als gleichwerthig der

Kraftarm um ^ = 0,1 ô verkleinert in Rechnung zu setzen, um die Kettenreibung zu berücksichtigen. Wir erhalten demnach als Moment der treibenden Spannung S₂, (al — 0,1 ä) S₂.

Schliesslich ist noch die Belastung der oberen Rollenachse = S', -|-S₂4-Z?, wofür, da St der mittlere Werth von S₂ und P₂₎ zu setzen ist.

Hiernach ergiebt sich als Momentengleichung für die Doppelrolle unter Berücksichtigung der Ketten- und Zapfenreibung:

Pa₂ + S₂ 0, — 0,1 ô) = Ą (aa + 0,2 d) + 3 fiS\ry = S, (a₂ + 0,2 ô + 3/rr,). Nach Einführung des Werthes für S, aus Gleichung 66 folgt

Pa₂ + S₂ (tf, — o,i ü) — S₂ ^ i 4—4—a3~) ( a‘² + °>² d + 3 r\ ) •

Drückt man schliesslich noch S₂ mit Hülfe der Gleichung 67 durch Q aus, so erhalten wir

0,2 et

3 f*rt

— 0,1 cT

az

a₂

, 0,2 â .    2 ur

² + „ az    a 3

. 68.

P%

Der Wirkungsgrad rj des Differentialflaschenzuges bestimmt sich durch den Quotienten

2 [(1 4-

0,2 â

a₃

(, _ a) (₂ +    + 2£L)

\    a₂t \    a₃    a₃ /

4_ ² t*r\ / , 4_ °’2 J 3 {t rt\ ai_

Cl§ / \    Cl'2    &2    '

— 0,1 4

69.

a₂

Um den Rückgang der Maschine zu bewirken, d. h. die Last zu senken, muss sich das rechte frei herabhängende Kettentrum abwärts bewegen, und es werde angenommen, dass hierzu in diesem Trum eine Kraft Px nach unten wirke, Fig. 56. Behalten wir im übrigen die früheren Bezeichnungen bei, so ergiebt sich für diesen Fall für die untere Rolle die Spannung im ablaufenden Trum

• 70.

Ferner

lç

Fig. 56.

Für die obere Rolle ist

P\ ai + Ą (#2

az

0,1 ô) = S₂ (ax + o,2 0) +

= S₂(ax + o ,2 0 + 3^U)-

Ersetzt man S₂ durch Einführung des Werthes aus Gleichung 70, so folgt weiter

P\a\_ + Si (a2 —- o,i d) —^1^1 + —^    ^ -) ^1 + o,20 -f- 3^'u)

und schliesslich unter Benutzung der Gleichung 71

(1 +

\_a3

^ftr \ /    .    0,2 iT 3J£3j\ _ a2 — Q.³

a₃ / V ' a{ ' at )    ax

. 72.

Der Werth von Pt bleibt positiv so lange

(■ +^r

\    a₃

2/ur

a3

liüi\ > a-i — 0.1 !    ai

. . 73.

Dies ist die Bedingung für die Selbsthemmung des Weston’schen Differentialflaschenzuges, denn so lange noch eine Antriebkraft erforderlich ist, um die Last zu senken, muss dieselbe, sich selbst überlassen, frei schweben bleiben.

Um aus der vorstehenden Gleichung das Verhältniss der Rollenhalbmesser aufzusuchen, durch welches die Selbsthemmung bedingt wird, ist dieselbe zu vereinfachen.

Zunächst ist in der Praxis ax — a₃ oder so wenig von einander abweichend, dass beide Werthe als gleich angesehen werden können. Unter dieser Voraussetzung ist

Der kleine Fehler, welchen wir hierdurch begehen, wird fast vollkommen verschwinden, wenn wir auch die rechte Seite der Grössenbeziehung durch Vernachlässigung von — ~~~~ entsprechend im Werthe erhöhen.

Wir erhalten demgemäss als ausreichend genaue Bedingung für die Selbsthemmung

74.

/    ₊ O^ 3jU^l\² > £*

V ö,    ö, / a,

Setzen wir unseren früheren Rechnungen und den praktischen Ausführungen entsprechend ax = 10 ô und rx — 1,5 ä, fi = 0,08 so folgt

£ \s

C'l

74 a

als schliessliche Bedingung für die Selbsthemmung des Weston’schen Flaschenzuges.

Das Verhältniss der Rollenhalbmesser a₂ : at kann sich bei den Ausführungen der Konstruktion nur durch ganze Zahlen ausdrücken, denn wie die Radien, so verhalten sich auch die Umfänge der Doppelrolle, und jeder Umfang muss so gewählt werden, dass sich derselbe zur Aufnahme der Kettenglieder in prismatischen Vertiefungen durch ein ganzes Vielfache der zur Verwendung gelangenden lichten Kettengliedlänge aus-theilen lässt. Bezeichnet man mit z₂ die Zahl der Kettengliederlager im Umfang der grösseren Rolle, mit zt die im Umfange der kleineren Rolle, mit / die Bogenlänge der Rollentheilkreise, welcher die lichte Kettenlänge als Sehne zugehört, so muss, da sich zwischen je zwei Kettengliedlagern ein Kettenglied vertikal in die tiefere Rollennuth legt,

2 a₂ n 2 z-2 l

2 avn    2 z, /    ’

cn

d. h. -² =

a.

Infolge dieser zweiten Bedingung ist der kleinste zulässige Werth für das Verhältniss der Radien der Doppelrolle a.₂ : av = io : 9 = 1,11.

In der Praxis findet man zur grösseren Sicherung der Selbsthemmung meist das Verhältniss 12 : 11 = 1,09.

Für den in Fig. 53 und 54, S. 65 , gezeichneten Weston’schen Original-Flaschenzug ist zx — 11, z₂ = 12, a₁ — as = 63, a₂ = 68,5, ô = 6,5, r = rx = 10 mm.

Mit diesen Werthen erhalten wir für Gleichung 68, fi = 0,08 gesetzt, 0,2.6,5 —(- 2.0,08.10

p (,+

63

)(■ +

0,2.6,5 + 3.0,08 . io'

O - 0,1 • 6,5

68,5

²-f

0,2.6,5 + 2.0,08.10

68, S

= 0,094.

63

Für Q — 10 Ctr. = 500 kg ist demnach P — 47 kg.

Die ideelle Antriebkraft ergiebt sich nach Gleichung 65,

¹

Siehe Uhland. Der praktische Maschinen-Konslrukteur 1881 Heft i.

²

Sammlung von Zeichnungen für die „Hütte“ 1868.    12a u. 12b.

³

- _|_ Łth nur sehr unwesentlich grösser als 1 -f- 0,2

63

3 = -ZJihi = 0,04.

Demnach der Wirkungsgrad r\ — Iß = 0,42.

Die zum Senken der Last erforderliche Zugkraft bestimmt sich durch Auswerthung der Gleichung 72

kg.

Wählt man a₂ : ax < 12 : 11, so steigert man damit das Übersetzungs-verhältniss zwischen Kraft und Last und die Sicherheit der Selbsthemmung wächst, da letztere aber nur durch die schädlichen Widerstände der Konstruktion hervorgerufen wird, so sinkt der Wirkungsgrad noch weiter und beträgt für a₂ : ax — 15 : 14 nur noch etwa 0,35.

Der einfache Differentialflaschenzug leidet, wie alle übrigen Rollenzüge, an dem Übelstande, dass er stärkere Übersetzungsverhältnisse nur auf Kosten grosser Effektverluste zulässt.¹) In dem durchgerechneten Beispiele ist das effektive Übersetzungsverhältniss zwischen Kraft und Last P \ Q — 0,094 d. i. etwa = 1 : 10,4, bei einem Wirkungsgrad von 0,42.

Bei einem gewöhnlichen Flaschenzuge beschränkt man, wie früher angeführt, die Zahl der Rollen auf höchstens 8. Für diesen Fall besitzt ein solcher Kettenflaschenzug noch ungefähr einen Wirkungsgrad =0,827 und liefert damit ein effektives Übersetzungsverhältniss zwischen Kraft und Last = 1 : 6,6, denn wir erhalten P₀ : Q = 1 : 8, ferner PQ = Ptj = P. 0,827, und demnach P :Q = 1:8.0,827 = 1 : 6,616. An sich könnte man auch hier durch Vermehrung der Rollenzahl das Übersetzungsverhältniss steigern und würde dabei ebenso wie beim Differentialflaschenzug schliesslich den Wirkungsgrad so weit herabdrücken, dass die schädlichen Widerstände die Selbsthemmung herbeiführen. Der Differentialflaschenzug besitzt also nur den Vorzug, ein verhältnissmässig grosses Übersetzungsverhältniss zwischen Kraft und Last und die Eigenschaft der Selbsthemmung mit einer möglichst geringen Rollenzahl in sehr bequemer und kompendiöser Konstruktionsform zu erreichen und wesentlich an Kettenlänge zu ersparen, da derselbe etwa nur das Vierfache der Lasthubhöhe als Kettenlänge beansprucht. Wie alle Kettenrollenzüge besitzt er im Vergleich zu Seilrollenzügen den Vorth eil immerhin noch relativ geringerer Effektverluste, falls man für beide Konstruktionen gleiche Übersetzungsverhältnisse zwischen Kraft und Last voraussetzt, oder richtiger voraussetzen könnte, da sich in Folge der enormen schädlichen Widerstände der Seilrollenzüge diese gar nicht mehr in der Praxis für diejenigen Übersetzungsverhältnisse ausführen lassen, welche der Differentialflaschenzug mit Kettenbetrieb noch zulässt. Im übrigen leidet auch der Weston’sche Flaschenzug an ähnlichen Übelständen wie die Seilflaschenzüge mit Seilbremsung, dass die Konstruktionsverhältnisse, welche die Selbsthemmung herbeiführen, die Dauerhaftigkeit der Kette sehr nachtheilig beeinflussen. Durch den häufigen Lagenwechsel der Kettenglieder beim Auf- und Ablauf an den Rollenumfängen tritt ein sehr starker Verschleiss ein. Wir fanden in Gleichung 75, dass sich die Zahlen der Kettengliederlager in den Rollenumfängen wie die Radien der Rollen verhalten. Bei der besprochenen Konstruktion, deren Rollenradien sich wie 12 : 11 verhalten, finden im Umfange der grösseren Rolle 24 Kettenglieder, im Umfange der kleineren 22 Glieder Aufnahme. Bei einer Umdrehung der Kettenrolle wird die lose Lastrolle demnach nur um die innere Länge eines Kettengliedes gehoben. Zieht man nur die durch die Last gespannten Kettenglieder in Betracht, so müssen sich bei dieser geringen Lasterhebung von ungefähr 19 mm im vorliegenden Beispiel, an der Auflaufstelle der grösseren oberen Rolle 24, an der losen Rolle 22 Glieder, und an den Ablaufstellen an der kleineren oberen Rolle und an der losen Rolle je 22 Glieder, d. h. im ganzen 90 Kettenglieder aus der Geraden in die Kreislinie, beziehentlich umgekehrt, aus der Rollenumfangslage in die gerade Kettentrumrichtung umbiegen. Hieraus erklärt sich die starke Kettenabnutzung.

Ein fernerer Übelstand liegt in der unvermeidlichen Dehnung der Kettenglieder, welche um so störender auftritt, als ja die Zahl der Kettengliedlager sich, wie unsere Untersuchungen gezeigt haben, mit Rücksicht auf das für die Selbsthemmung vorgeschriebene Verhält-niss der Rollenradien nicht beliebig herabmindern lässt. Im Minimum umspannen 10 Kettenglieder den halben oberen Umfang der grösseren Leitrolle, und hierdurch verschiebt sich das ablaufende Glied um das Zehnfache der mittleren Dehnung der einzelnen Kettenglieder, ein Umstand, der bei nicht sorgfältiger Überwachung des Zustandes der ganzen Maschine leicht schwere Unglücksfälle herbeiführen kann, dadurch, dass die Kette ganz ausser Eingriff kommt. Gegen diese Gefahr bietet die Wahl verhältniss-mässig stärkerer Ketten bei dauerndem Betrieb nur eine zeitweilige Sicherheit.

Aus den vorstehenden Untersuchungen geht hervor, dass die Sperr-und Bremsvorrichtungen der Rollenzüge nur sehr beschränkte Vortheile bieten und nicht ohne Opfer erkauft werden.

Seilflaschenzüge mit Bremsvorrichtung haben bisher nur geringe Verbreitung gefunden. Die Differentialflaschenzüge überschreiten die Grenzen, welche für die vortheilhafte Benutzung der Flaschenzüge als selbstständige Hebezeuge durch die eingehend erörterten Grundeigenschaften der Rollengetriebe gezogen sind; denn die Erzielung grösserer Uebersetzungsverhältnisse und die Erreichung der Selbsthemmung sind nur Vortheile von sehr zweifelhaftem Werthe, die auf Kosten des Güteverhältnisses der ganzen Konstruktion gewonnen werden.

Die Aufgabe, Hebezeuge in der transportablen Form der Flaschenzüge mit grossen Uebersetzungverhältnissen und mit den Eigenschaften selbstthätiger Hemmung zu schaffen, ist nicht in der Benutzung von Rollengetrieben und in der mangelhaften Methode der Selbsthemmung

durch die schädlichen Widerstände der Konstruktion zu suchen. Man muss das ganze System verlassen und andere Getriebeelemente an wenden, die bei gleich kompendiöser Anordnung in aufhängbaren Gehäusen einen befriedigenderen Wirkungsgrad liefern, und muss ferner dahin streben, Bremsvorrichtungen einzuschalten, die lediglich beim Lastniedergang in Thätigkeit treten. Wir werden in dem späteren Abschnitt über die Schraubenwinden die Konstruktion eines Schraubenflaschenzuges mit selbstthätig bremsendem Drucklager für den Lastniedergang von E. Becker zu besprechen haben, welcher die in Rede stehende Aufgabe in dem angedeuteten Sinne glücklich löst, und berufen scheint, in eine erfolgreiche Konkurrenz mit dem Differentialflaschenzug von Weston zu treten.

¹

Zur Steigerung des Uebersetzungs Verhältnisses ordnet man in der Praxis auf der Achse der Doppelrolle zum Antrieb derselben bisweilen ein Haspelrad an, hierdurch wird aber selbstverständlich der ungünstige Wirkungsgrad der ganzen Maschine nicht verbessert und es bietet sich nur die Möglichkeit überhaupt grössere Lasten mit derselben heben zu können.

Zweiter Abschnitt.

Hebel und Hebeladen.

A. Allgemeines über Hebel und Hebeladen.

Die bekannte Eigenschaft des Hebels, dass sich die Kräfte in den Hebelendpunkten im Gleichgewichtszustände, falls man von den schädlichen Widerständen im Drehpunkt absieht, umgekehrt verhalten, wie die Hebelarme, während die Wege, welche die Kräfte beim Ausschwingen des Hebels zurücklegen, den Hebelarmen direkt proportional sind, gestattet den Hebel in analoger Weise wie die lose Rolle, sowohl als Druckmultiplikator, wie als Hubmultiplikator zum Lastheben zu verwenden. Theoretisch sind die Umsetzungsverhältnisse in beiden Fällen unbegrenzt und nur abhängig von der Wahl des Verhältnisses der Hebelarme. Die Praxis beschränkt die Anwendbarkeit des Hebels, weil die Baulängen und die Ausschlagbahnen für starke Umsetzungen unbequem oder sogar unausführbar gross ausfallen und weil ausserdem die der Konstruktion zu Grunde zu legende Hubgeschwindigkeit nur für kleine Ausschlagwinkel annähernd konstant bleibt, bei grösseren Ausschlagwinkeln dagegen sehr rasch abnimmt und bei einer Drehung des Hebels um nur 90° bereits = o wird.

Als Druckmultiplikator bildet der Hebel ein selbstständiges Maschinenorgan, und gestattet mit geringer motorischer Kraft entsprechend grössere Lasten zu heben; als Hubmultiplikator erscheint derselbe nur als Hülfsgetriebe, das bisweilen angewendet wird, um bei hydraulischen Hebemaschinen die Umsetzung des Treibkolbenhubes in einen grösseren Lasthub zu bewirken.

In der einfachsten Form als Hebebaum oder Brechstange bildet der Hebel ein Werkzeug⁻, das allenthalben Verwendung findet. Man schiebt die Stange oder den Baum unter die Last und benutzt als Drehpunkt für den Hebel irgend eine provisorische Unterlage, ein Stück Holz oder Eisen oder einen Stein, um die Last anzuheben. Das Bestreben, die sehr beschränkte Höhe der Lasterhebung zu vergrössern, hat dazu geführt in einem besonderen Gerüst eine Anzahl über einander liegender Dreh- oder Druckpunkte anzuordnen, um durch Wiederholung des Hebelspiels unter Benutzung höher liegender Drehpunkte einen grösseren Lasthub in einzelnen Absätzen auszuführen. Die Drehpunkte werden im allgemeinen durch Auswechselung zweier Durchsteckbolzen gebildet, für deren Aufnahme eine Doppelreihe von Löchern im Hebelgerüst angeordnet ist. Während der belastete Hebel um einen Bolzen der einen Lochreihe aufschwingt, schiebt man unter den aufsteigenden Hebelarm den zweiten Bolzen in das nächst höhere Loch der Nachbarreihe, als Druckpunkt für das nächstfolgende Hebelspiel, u. s. f. Auf diesem Princip beruhen die dem Mittelalter entstammenden Konstruktionen der sogenannten deutschen und schwedischen Hebelade, und die ebenfalls hierzu gehörige französische Hebelade zeigt nur geringe Modifikationen desselben Grundgedankens. ¹) Aber auch diesen Anordnungen, welche den einfachen Hebel von der Verwendung als Werkzeug zum Organ einer selbstständigen Hebemaschine umgewandelt haben, haftet noch immer eine wesentliche Beschränkung der Lasterhebungshöhe an, und da, wo man solche möglichst zu steigern sucht, tritt der Übelstand der zeitraubenden Hubunterbrechungen und des unbequemen Auswechselns der Drehbolzen störend zu Tage. Diese älteren Maschinen sind daher auch im allgemeinen durch die später zu besprechenden Zahnstangenwinden verdrängt. Eine gewisse Beachtung verdient indessen das Konstruktionsprincip seiner grossen Einfachheit halber auch jetzt noch und findet beispielsweise eine brauchbare Verwendung als Stellvorrichtung für Wasserschützen, die verhältnissmässig selten gezogen werden. Ausführungen derart finden sich bei den Schleusenwerken des Finow-Kanals, des Berliner Schifffahrt-Kanals u. s. f.

B. Specielle Anwendungen des Hebels und der Hebeladen.

a. Schützenaufzug mit Hebelade.

Fig. I—3. Tafel I.²)

Der ganze Schützenaufzug besteht im wesentlichen aus dem auf dem festen Bolzen B drehbar angeordneten Druckhebel, dem sogenannten Schützenschwengel, und der Zugschiene Z, an welche die Schütze selbst durch ein Bolzenscharnier angeschlossen ist. Das Kopfstück der Zugschiene gabelt sich um den Schwengelbolzen in zwei parallele Arme mit je einer Lochreihe zur Aufnahme und zum Auswechseln der Vorstecklinge Vx und V₂ Hg. 3, durch welche der Hebelhub auf die Zugschiene übertragen wird. Um die Vorstecklinge nicht einseitig zu belasten ist die Zugschiene durch den Schützenschwengel selbst geführt und zu diesem Zweck das Mittelstück desselben geschlitzt. Die beiden Lochreihen zur Aufnahme der Vorsteckbolzen sind gegen einander um die halbe Lochtheilung versetzt, um die Vorstecklinge nach jedem vollen Hebelausschlag auswechseln zu können, so dass der Druckpunkt des Hebels abwechselnd rechts und links vom Drehzapfen liegt. Hierdurch wird bei jedem Hebelausschlag die Schütze emporgezogen, falls man den Druckbolzen oberhalb des aufschwingenden Hebelarms einsteckt, gesenkt dagegen, wenn man die Vorstecklinge so auswechselt, dass dieselben die Zugschiene auf dem niederschwingenden Arm abstützen. Um die Schütze in einer bestimmten Position festzuhalten, ist die Bewegung des Schützenschwengels durch Einschieben beider Vorstecklinge zu verhindern. Bei der gezeichneten Konstruktion ist der Schützenschwengel doppelarmig, also dazu bestimmt, dass derselbe durch zwei Arbeiter in Bewegung gesetzt wird. Infolge der entgegengesetzt wirkenden Antriebkräfte, mit denen der Doppelhebel auf der einen Seite emporgezogen, auf der anderen niedergedrückt wird, wirkt auf den Drehzapfen nur die Belastung der Vorstecklinge durch den Schützenwiderstand als Druck.

Es sei: Q der auf den Drehzapfen B wirkende Druck beim Aufziehen der Schütze.

p

— die Antriebkraft des Schützenschwengels an jedem Hebelende, a der Kraftarm, b der Lastarm,

rt der Halbmesser der Vorstecklinge, r₂ der Halbmesser des Schwengelzapfens, ja der Reibungskoefficient der Bolzen,

a der Ausschlagbogen des Schwengels im Abstande i vom Drehmittelpunkt,

so folgt:

76.

P a cc = Qba-\-iiQrla-\~nQr<ia

P l> + p (V, -f r₂)

Diese Gleichung gilt auch noch für den Fall, dass der Hebel nur einseitig mit der Totalkraft P angetrieben wird, sobald nur immer derselbe Hebelarm benutzt wird, da alsdann der Druck auf den Schwengelzapfen beim Ausschwingen des Hebels nach einer Richtung = Q + P, beim Ausschwingen nach der entgegengesetzten Richtung dagegen = Q — P wird und demgemäss im Mittel auch hier = Q ist.

Für den ideellen Antrieb erhalten wir:

Ą _ l

und demnach der Wirkungsgrad des Schützenschwengels

77

„ = 5 = -__

' P b -f- ju {ri 4- ^2)

Im vorliegenden Beispiel ist b — 6o,    = io, r₂ = 15 mm, und wir

erhalten demnach für einen Bolzen-Reibungskoefficienten [j, = 0,08 aus der vorstehenden Gleichung

fj = 0,967.

Die Anordnung empfiehlt sich also neben ihrer Einfachheit durch einen sehr günstigen Wirkungsgrad.

Der Versuch, das störende Auswechseln der Vorstecklinge bei den Hebeladen durch Anwendung von Doppel-Klemmgesperren, wie solche von Saladin angegeben sind*), zu beseitigen, hat sich in der Praxis nicht bewährt, da die Wirkung der Klemmgesperre infolge der Eindrücke, welche sie in der Zugstange hinterlassen, mit der Zeit unzuverlässig wird.

b. Hebelade zum Anheben von Wagenachsen.

Abgesehen von der Anwendung der Hebeladen für Schützenaufzüge sind dieselben gegenwärtig auch noch bisweilen zum Anheben der Wagenachsen leichter Fuhrwerke im Gebrauch, um die Räder zum Schmieren

Zwischen den Schienen ist

der Achse abziehen zu können. Fig. 57 zeigt eine neuere Konstruktion für diesen Zweck³) Die Haupttheile der Hebevorrichtung sind der Druckhebel BC und eine durch denselben vertikal verschiebbare Stütze A, deren Kopf mit einer Klaue zum Erfassen der Wagenachse versehen ist. Das Maschinengestell, die Lade, bilden zwei kräftig abgesteifte, vertikale eiserne Stützen D, von denen die als Schnitt gezeichnete Skizze nur eine zeigt. Beide Schienen stehen in einer gemeinschaftlichen Fuss-bohle.

4P

die gusseiserne Hülse E verschiebbar, welche die Schienen so umfasst, dass sie durch dieselben vertikal geführt wird.

Fig. 3.

Den viereckigen Kern der Hülse füllt die Stütze A, die auf einer Seitenfläche mit Zahneinschnitten versehen, durch den Eingriff der Sperrklinke F in beliebiger Höhe innerhalb der Hülse festgehalten wird und alle Bewegungen der letzteren theilt. Der Druckhebel B C, dessen Drehpunkt der Bolzen G bildet, welcher durch korrespondirende Öffnungen der vertikalen Schienen D eingesetzt ist, greift mit seinem kürzeren Winkelarm unter die Sohlplatte der Hülse und bewirkt, sobald der Arm B niedergedrückt wird, das Aufsteigen der Hülse und Stütze A und damit das Anheben einer aufruhenden Wagenachse. Wird der Arm B des Hebels ganz niedergedrückt, so stützt sich die Hülse

*) Vergl. Salzenbergs Vorträge über Maschinenbau S. 321.

Weisbach - Herrmann,

Ingenieur- und Maschinen-Mechanik Theil IIT, Abtli. 1, S. 889. Rühlmann, Allgemeine Maschinenlehre Band IV, S. 378.

auf die Endfläche des Winkelhebels C. Der Lastdruck wirkt alsdann in der Richtung durch den Drehpunkt G, und somit wird in dieser Stellung ein selbstthätiges Zurücksinken der Last gehindert, da das Drehmoment = o wird. Die Hubhöhe beschränkt sich auf die Hubhöhe des Winkelhebels und fällt somit sehr gering aus. Um daher die Hebelade für verschiedene Achsenhöhen brauchbar zu machen, ist einmal dafür Sorge getragen, dass die tiefste Stellung der Hülse Zf, je nach der Höhe, in der man den Drehbolzen G in die Lade einsteckt, verändert werden kann, ferner vor allem zu diesem Zweck die Verschiebbarkeit der Stütze A in der Hülse selbst angeordnet, so dass man diese zunächst vor Beginn des Hubes der zu hebenden Wagenachse möglichst nähern kann. Durch all diese Anordnungen entspricht die Maschine den speciellen Bedürfnissen, für welche sie konstruirt ist, vollständig.

c. Hebel als Hubmultiplikator für hydraulische Hebewerke.

Das engbegrenzte Gebiet der nutzbaren Verwendung des einfachen Hebels und der Hebeladen hat eine umfassendere Ausbildung des Systems mit motorischem Maschinengetriebe ausgeschlossen und nur als Hülfs-organ findet der Hebel, wie bereits oben angedeutet, bei hydraulischen Hebemaschinen Verwendung, um den Treibkolbenhub in einen grösseren Lasthub umzusetzen. Auch hier kann der Hebel entweder doppelarmig, Fig. 58, oder einarmig, Fig. 59, ausgeführt werden, je nachdem man den Angriffspunkt A der motorischen Kraft P des Treibkolbens an das eine

bs

'JL

<0

Fig. 58.

l\

c-

<v>

Fig. 59-

Hebelende oder in die mittlere Hebelstrecke verlegt. Die Last Q hängt stets am freien Hebelende B. Das Umsetzungsverhältniss zwischen Treibkolbenhub und Lasthub entspricht in beiden Fällen dem Verhältniss der Dreharme der Kraft und Last.

Bezeichnen wir mit s den Hub des Treibkolbens, mit h die Höhe der Lasterhebung, mit / den Hebelarm der motorischen Kraft P, und mit L den Lastarm,

so ist zunächst

h-T

78.

Effektverluste entstehen durch die Reibung des Hebeldrehzapfens C und des Treibkolbenzapfens A. Zu beachten ist, dass sich beim doppel-armigen Hebel die Summe des Treibkolbendrucks und des Lastgewichts als Zapfendruck geltend macht, beim einarmigen Hebel dagegen nur die Differenz dieser Kräfte als Zapfendruck auftritt. Bei den grossen Dimensionen derartiger Hebel muss zunächst auch die Einwirkung des Eigengewichts derselben berücksichtigt werden.

Bezeichnen wir mit G das Gewicht des Hebels,

c den Abstand des Hebelschwerpunktes S vom Drehzapfen C,

den Radius des Treibkolbenzapfens A, den Radius des Drehzapfens L,

[i den Reibungskoefficienten,

so ergiebt sich mit den bereits oben eingeführten Bezeichnungen für den doppelarmigen Hebel, Fig. 58:

Pl^QL + Gc + pPr.+p^P+Q+G)^,

mithin

QL+Gc + u(Q+G)rt

79.

Für die ideelle Antriebkraft P₀ ergiebt sich

QL+Gc

und demnach der Wirkungsgrad

Ą QL+Gc

v =    -

. l~t* (*'i + r-iî QL + Gc-j-(x (Q -f- (?) r₂

„ r\ + r*

80.

V' I

P (■Q + G)r2 QL+Gc

Für den einarmigen Hebel, Fig. 59, ergiebt sich

PI — QL -f- Gc -f- fiPt\ + [t\P {Q + G)\ r₂

d. h.

QL+Gc — fx(Q+ G)r,

l — iu{r₁ -f r₂)

. . 81.

Für die ideelle Antriebkraft gilt auch in diesem Fall die Gleichung:

p _ QL+Gc

L 0 —

und schliesslich folgt der Wirkungsgrad

r\ + r-.

82

/u(Q -\- G) r.j QL -|- Gc

Der Wirkungsgrad des einarmigen Hebels ist, wie ein Vergleich der Formeln 80 und 82 zeigt, noch etwas günstiger wie der des zweiarmigen, da bei sonst gleichen Verhältnissen der Drehzapfendruck geringer ausfällt, indess bleibt zu berücksichtigen, dass beim einarmigen Hebel das ganze Eigengewicht des Hebels als todte Last auf den Treibkolben wirkt, während beim doppelarmigen eine theilweise Ausbalancirung⁻ stattfindet. Der Werth

u ( Q + G) r2 QL + G c

ist zudem in allen Fällen ein so ausserordentlich geringer, dass derselbe überhaupt ganz vernachlässigt werden kann, und sich das Güteverhältniss des einarmigen, wie des doppelarmigen Hebels mit vollständig ausreichender Genauigkeit durch den Ausdruck

83.

„ (ü + r*)

ll i

bestimmt. Bei der speciellen Anordnung des Hebels zur Umsetzung des Treibkolbenhubes ist auch der kürzere Hebelarm l im Verhältniss zur Summe der Zapfenradien ri + r₂ stets gross, und ergeben sich demnach sehr hohe Nutzeffekte für die Konstruktion. Für rl + r., = 100 mm und l = 800 mm und für = 0,08 folgt q = 0,9g. In den meisten Fällen wird sich der Nutzeffekt in dieser Flöhe ergeben. Der Wirkungsgrad der Umsetzung eines Treibkolbenhubes durch einen Hebel ist also wesentlich günstiger als das Güteverhältniss der früher besprochenen Anordnung von Rollensystemen für denselben Zweck. In dieser Beziehung erscheint das Konstruktionsprincip sehr beachtenswerth, wenn auch der beschränkte Hebelausschlagwinkel und die unbequeme räumliche Ausdehnung der Maschinenanlage bei grossen Hebeldimensionen eine Anwendung nur für Krahne mit verhältnissmässig kleiner Hubhöhe zulässt. Eine eingehendere Besprechung der bezüglichen Konstruktionen gehört in das Kapitel der hydraulischen Krahne und wird dort erledigt werden.

Die konstruktive Ausführung der Hebel selbst entspricht im wesentlichen der der schmiedeeisernen Balanciers für Dampfmaschinen. Gusseisen erscheint nicht anwendbar, da es sich in erster Linie darum handelt, den Hebel so leicht wie möglich zu konstruiren, um nicht die todte Last der Maschine unnöthig zu vermehren. Fig. 60 veranschaulicht eine derartige Konstruktion nach einer Ausführung von Charles Brown. Man konstruirt den Hebel zweischildig aus einfachen Blechplatten, die eventuell, wie im vorliegenden Beispiel, zur Erhöhung der Festigkeit durch Winkeleisen zu verstärken sind. Soweit die Drehzapfen nicht bereits eine genügende Verbindung zwischen den Schildplatten sichern, ist die Absteifung durch einzelne Stehbolzen oder durch ein Gitterwerk aus Flacheisen, Fig. 60, zu erzielen, weniger Sorgfalt als bei Dampfmaschinen-Balanciers, da die Kraftwirkun-gen hier immer dieselbe Richtung beibehalten und daher schädliche

Im allg'emeinen erfordert die Absteifung

13

----®-----

TSV

2\

___ \v

Ax.

Fig. 6o.

Vibrationen, wie solche durch den ununterbrochenen Richtungswechsel der Kraftwirkungen bei Dampfmaschinen auftreten, kaum zu befürchten sind.

Der gefährliche Querschnitt liegt sowohl beim einarmigen, wie beim doppelarmigen Hebel in der Achsenebene des mittleren Drehzapfens. Auf die Abschwächung dieses Querschnitts durch die Zapfenbohrung braucht man keine Rücksicht zu nehmen, weil andererseits die Blechplatten an dieser Stelle durch dazwischen, oder aussen aufgenietete Nabenstücke verstärkt werden.

Bezeichnet man für einen Hebel mit einfachen Blechschilden ohne Winkeleisenverstärkung

die Dicke jeder Platte mit

die Plattenhöhe im gefährlichen Querschnitt mit h, die zulässige Materialspannung mit k, die Last, wie bisher, mit Q und den Lastarm mit Z, so folgt nach den Gesetzen der Biegungsfestigkeit

kb/fi

Q.L =

Je nach Belieben kann man h oder b frei wählen und dann die zweite Dimension aus der vorstehenden Gleichung bestimmen.

Meist wird man b annehmen und erhält dann

84.

Für k ist hier passend 7,5 kg pro qmm einzusetzen.

Das rein theoretische Aufrissprofil der Hebelschilde würde nach den Gesetzen für Träger von gleicher Festigkeit sich aus zwei im gefährlichen Querschnitt zusammenstossenden Parabeln bilden. In der Praxis lässt sich die Parabelprofilirung nur angenähert ausführen, da die Scheitel derselben in die mathematischen Hebelendpunkte fallen und hier noch ausreichendes Material vorhanden sein muss, um die Endzapfen in den Hebelschilden zu befestigen. Man bildet also die Hebelendigungen mit Rücksicht auf die erforderlichen Zapfennabenstücke aus und lässt den Hebel dann gerad-linigf nach der stärksten Stelle zu verlaufen. Zur Kontrolle der Konstruktionssicherheit empfiehlt es sich in der Nähe der Endzapfen mindestens noch einen Querschnitt durch Rechnung zu bestimmen.

Bezeichnet man den Abstand des zur Untersuchung bestimmten Querschnittes von der Endzapfenmitte mit x, so muss die zugehörige erforderliche Schildhöhe/ nach den Parabelgesetzen der Bedingung genügen:

85

>‘1t

Sind die Schilde durch aufgenietete Winkeleisen verstärkt, so ist in den vorstehenden Formeln für das Widerstandmoment der einfachen rechteckigen Platten , das des verstärkten Profils einzusetzen.

¹

Yergl. Weissbach-Herrmann Ingenieur- u. Maschinen-Mechanik Abtheilung 2, Theil III. S. 6 bis 8 und Rühlmann, Allgemeine Maschinenlehre IV. Band S. 342 bis 344.

²

Die Zeichnung ist den „Bauausführungen des Preussischen Staates“ entnommen.

³

Rühlmann, Allgemeine Maschinenlehre, Band IV, S. 376.

Dritter Abschnitt.

Räderwinden.

A. Allgemeines über Räderwinden.

Die Konstruktion der Räderwinden, der Hebemaschinen mit rotiren-detn Hebelsystem, beseitigt die Übelstände des einfachen schwingenden Hebels hinsichtlich der durch die Hebellänge und den Hebelausschlag beschränkten Lasterhebung und vermeidet die schwerfällige Wirkungsweise der Hebeladen, indem sie den Hebel durch Anordnung getrennter Maschinenelemente in seine wirksamen Organe, den Kraftarm und den Lastarm zerlegt.

Der Lastarm wird durch eine Trommel ersetzt, die die Last an einem Seil oder einer Kette oder einem Gurt in die Höhe windet, der Kraftarm wird als Druckspeiche, Kurbel, Haspelrad oder Riemenscheibe ausgeführt, und durch dieses Kraftorgan die Trommel in die zum Aufwinden der Last erforderliche kontinuirliche Rotationsbewegung versetzt. Man bezeichnet dieser Anordnung gemäss die Hebemaschinen mit rotirendem Hebelsystem in der Praxis kurz als Winden.

Aus der Möglichkeit kontinuirlicher ArbeitsWirkung und ununterbrochener Übertragung derselben auf die Last resultirt die Anwendbarkeit der Winden für ganz beliebige Lastförderhöhen.

am

Die ursprüngliche Grundform der Konstruktion bildet der Kreuzoder Spillenhaspel und die sogenannte Erdwinde. In beiden Maschinen ist die Windentrommel ein einfacher hölzerner Wellbaum, welcher in einem Gerüst g'elagert, durch radiale Druckspeichen in Umdrehung versetzt wird. Beim Haspel ist der Wellbaum horizontal, bei der Erdwinde vertikal angeordnet. Beide Maschinen finden noch heute auf Bauplätzen Verwendung. In wenig veränderter Form dient die Erdwinde auf Schiffen als sogenanntes Gangspill zum Aufwinden der Anker. Die vertikale Anordnung gewährt den Vortheil, dass leicht eine grössere Anzahl von Arbeitern gleichzeitig angestellt werden kann, und dass deren Kraftwirkung in der günstigsten Weise ausgenutzt wird, indem sie beim Winden mit im Kreise herumgehen und so einen sehr kräftigen und gleichmässigen Druck ausüben, während die Arbeiter Kreuzhaspel, ohne ihren Platz zu verlassen , Speiche auf Speiche erfassen müssen und theils drückend, theils ziehend wirken.

Die Anwendung- von Zahn- oder Reibrädern gestattet statt des einfachen Umsetzungsverhältnisses zwischen Druckarm und Trommelradius der Winde, deren mehrere im Eingriff mit einander anzuordnen, um durch diese sogenannten Vorgelege auch für grössere Lasten die Abmessungen des Druckarms, auf welchen die Antriebkraft wirkt, beliebig zu beschränken und in der Form einer Kurbel oder einer Scheibe auszuführen. Auch kann man ohne Schwierigkeiten die Antrieb welle statt durch Menschen- * kraft durch Elementarkraft in Umtrieb versetzen, indem man den Motor entweder direkt durch ein Kurbelgetriebe mit der Winde verbindet oder, wie bereits angedeutet, eine indirekte Kraftübertragung durch Riementrieb wählt.

Durch die Anwendung von Zahnrädern als Zwischengetriebe wird ferner die Möglichkeit geboten, die eingeleitete Rotationsbewegung ohne Vermittelung von Seil oder Kette, direkt für den Lasthub in eine lineare Bewegung umzusetzen, indem man das Zahnradgetriebe in eine Zahnstange eingreifen lässt und diese unmittelbar auf die Last zur Einwirkung bringt.

So lassen sich die Hebemaschinen mit Räderwerk sowohl direkt als indirekt wirkend ausführen. Die direkt wirkenden Lastwinden bedingen eine Aufstellung unter oder über der Last, je nachdem sie drückend oder ziehend angeordnet werden, und finden nur für kleine Lasterhebungen Anwendung. Die indirekt wirkenden Winden können bei der beliebigen Leitbarkeit des biegsamen Lastträgers jede beliebige Aufstellung und Anordnung erhalten.

Aus den vorstehenden allgemeinen Erörterungen ergiebt sich als Haupteintheilung für die hier zu besprechenden Konstruktionen die Grup-pirung in

i. Trommelwinden

Winden mit horizontaler Trommel, Winden mit vertikaler Trommel,

2. Zahnstangenwinden.

Der weiteren Specialisirung und eingehenderen Erörterung der mannigfaltigen Konstruktionssysteme, welche sich innerhalb der Hauptgruppen ausgebildet haben, schicken wir zunächst eine Besprechung der bezüglichen Maschinendetails voraus, welche theils allen Winden mit Rädertriebwerk, theils wenigstens einer grösseren Zahl verschiedenartiger Konstruktionsdispositionen gemeinsam sind, und demnach die Elemente der ganzen Maschinengattung bilden.

Es gehören hierher:

1.    Kurbel und Haspelrad,

2.    Windentrommel, Seilfriktionsscheibe und Kettendaumenrad,

3.    Zahn- und Reibrädervorgelege,

4.    Sperr- und Bremswerke.

B. Details der Räderwinden.

l. Kurbel und Haspelrad.

Die Kurbel wird entweder als Handkurbel oder als Dampfmaschinenkurbel ausgeführt, je nachdem der Antrieb der Winde durch Menschenkraft oder durch einen Motor mit Elementarkraft erfolgt.

Die gewöhnliche Form einer Handkurbel ist die eines einfachen Hebelarms von rechteckigem Querschnitt mit seitlich eingesetztem Handgriff, und einer Nabe zum Aufsetzen auf die Antriebwelle, Fig. 4, Taf. 1. Seltener ordnet man den Griff in einer vollen gusseisernen Scheibe an, obwohl diese Methode eine nicht zu unterschätzende Sicherheit für die Arbeiter gegen Beschädigungen bildet, da bei Kurbelscheiben der Arbeiter nur durch den Kurbelgriff und nicht auch durch den Kurbelarm verletzt werden kann. Bei Antrieb mit Dampf kraft wird umgekehrt die Befestigung des Kurbelzapfens in einer vollen Scheibe vorgezogen, weil dieselbe für die schnellere Antriebbewegung durch Elementarkraft eine gleichförmig regulirende kleine Schwungmasse bildet.

Für Handbetrieb ist die Kurbelarmlänge

86,

a — 300 bis 400 mm

und die Grifflänge

. . 87.

^ _ 300 bis 350 mm für einen Arbeiter 400 bis 450 mm für zwei Arbeiter

Bei geringen Hubhöhen kann der Arbeiter zum Heben der Maximallasten den Kurbeldruck bis auf 20 kg steigern, vorausgesetzt, dass er sich in der günstigsten Stellung befindet, so dass er die Kurbel in ihrer höchsten Position von sich fort drückt. Bei zwei Arbeitern an derselben Kurbel darf man, da sich der eine Arbeiter in ungünstigerer Stellung befindet, im Maximum nur auf 30 kg Gesammtkurbeldruck rechnen. Analog ergiebt sich für zwei Arbeiter an zwei Kurbeln 40 kg, für drei Arbeiter an zwei Kurbeln 50 kg und für vier Arbeiter an zwei Kurbeln 60 kg. Mehr als vier Arbeiter können nicht an gestellt werden. Für grössere Hubhöhen und andauernde Maximalanstrengung der Arbeiter kann man pro Mann nur 10 bis 15 kg Druck annehmen, und hat auch hierbei zu berücksichtigen, dass zwei Arbeiter an einer Kurbel nicht so viel leisten, als wenn sich beide an gesonderten Kurbeln in der günstigsten Arbeitsstellung befinden. Die Umfangsgeschwindigkeit schwankt etwa zwischen 0,5 und 1 m pro Sekunde.

Doppelkurbeln lassen sich naturgemäss nur an entgegengesetzten Enden der Antriebwelle anordnen, und sind unter 180⁰ gegeneinander zu versetzen, um die verschieden günstigen Kurbelpositionen möglichst durch einander auszugleichen.

Die Höhenlage der Kurbelwelle ist für Handbetrieb 1 bis 1,1 m über dem Fussboden anzunehmen.

Der Kurbelgriff wird entweder mit einer ßundvorlage in den Kurbelarm eingenietet, Fig. 4 und 5, Taf. 1, oder mit dem Kurbelarm aus einem Stück geschmiedet, Fig. 6, Taf. 1. Unter allen Umständen sollte man über den eisernen Kern des Griffs eine lose drehbare Flülse schieben, damit sich zur Schonung der Flände des Arbeiters beim Kurbeln nur der Griff kern in der Hülse und nicht der Griff selbst in der Hand dreht.

Diese Hülse wird entweder aus Holz oder aus Eisen hergestellt und erhält, um bequem in der Hand zu liegen, 35 bis 40 mm äusseren Durchmesser.

Hölzerne Griffe armirt man an den Enden innen und aussen mit schmalen Ringen aus Eisen- oder Messingblech, Fig. 5, um ein Aufplatzen und Ausschleifen zu verhüten. Zu den eisernen Kurbelgriffhülsen benutzt man Gasrohre. Füllt der Kern des Kurbelgriffs das Gasrohr nicht aus, so hat man in die Enden entsprechende Rothgussbuchsen einzuschieben, Fig. 4. Um die Hülsen lose drehbar auf dem schmiedeeisernen Kern festzuhalten, setzt man die freie Kernendigung etwas ab und nietet dieselbe gegen eine Unterlegscheibe um, oder schneidet Gewinde an und schraubt eine Mutter vor. Die Befestigung des Kurbelarms auf der Kurbelwelle erfolgt durch einfaches Aufpassen auf ein etwas verjüngtes Vierkant und wird durch eine vorgeschraubte Mutter gesichert. In gusseisernen Scheiben werden die Kurbelgriffe meist durch eine Mutter festgehalten, die Scheibe selbst wird auf die Kurbelwelle aufgekeilt. Diese Anordnung bleibt im wesentlichen auch dieselbe für den Antrieb durch einen Dampfmotor, nur verlangt die Befestigung des Kurbelzapfens, welcher den Kurbelgriff ersetzt, ganz besondere Sorgfalt, und wählt man dem entsprechend eine konische Zapfenwurzel für eine entsprechende konische Bohrung in der Scheibe, um ein möglichst festes Einziehen zu sichern.

Beim Lastaufwinden wird der Kurbelarm, wie der Griffkern, nur durch den Arbeitsdruck auf Biegung beansprucht.

Bezeichnet

P den Kurbeldruck, d den Durchmesser des Griffkerns,

b die Breite des Kurbelarms senkrecht zur Kurbelachse, h die Dicke des Kurbelarms in der Richtung der Kurbelachse,

so erhalten wir mit den früheren Bezeichnungen für die Kurbelgrifflänge l und die Kurbelarmlänge a, für den Kurbelgriffkern

P.l

kd³

mithin

Ifi

88.

Berücksichtigt man, dass der Arbeiter bei dem Versuch, schwerere Lasten ohne Einschaltung der hierfür angeordneten Vorgelege aufzuwinden, den Kurbeldruck leicht momentan über die unter normalen Verhältnissen anzunehmende Grenze steigern kann, so wird man für P für einen Arbeiter der Sicherheit halber etwa 30 kg, und falls zwei Arbeiter an derselben Kurbel wirken, etwa 45 kg Druck einzusetzen haben.

Setzt man ferner für die einmännische Kurbel, unseren früheren Angaben entsprechend, l — 350 und für die zweimännische 450 mm, so folgt für den ersten Fall

und für den zweiten Fall

Setzt man unter Annahme eines schmiedeeisernen Kernes k — 6 kg pro qmm,

so ergiebt sich für die einmännische Kurbel d — 21 mm und für die zweimännische Kurbel d — 26 mm.

Fertigt man den Stift, wie in neuerer Zeit häufiger geschieht, aus Stahl, so ist k— 10 kg pro qmm zu setzen, und mit diesem Werthe ergiebt sich

für die einmännische Kurbel d = 18 mm, für die zweimännische Kurbel d — 22 mm.

Für den Kurbelarm lautet die Festigkeitsgleichung

Pa =

bk*

r k-

Da hier nur Schmiedeeisen in Betracht kommt, folgt für k — 6 kg pro qmm

89.

* = Vt

Wählt man die Armdicke b für die einmännische Kurbel = 10 mm,

für die zweimännische Kurbel = 15 mm, so erhalten wir mit den bezüglichen obigen Sicherheitswerthen für P, und für a = 400 mm, für die einmännische Kurbel h — 35 mm.

Derselbe Werth ergiebt sich bei der stärkeren Armdicke b = 15 mm auch für die zweimännische Kurbel.

Die vorstehend entwickelten Werthe stehen in Uebereinstimmung mit Abmessungen, welche man vielfach in der Praxis ausgeführt findet. Trotzdem gehören Kurbeldeformationen und Brüche keineswegs zu den Seltenheiten. Die Ursache zu diesen Vorkommnissen, die oft bedauerliche, schwere Unglücksfälle zur Folge haben, liegt in der Einwirkung der Cen-trifugalkraft, welche bei fahrlässiger Bedienung der Bremswerke beim Rücklauf der Winde in gefahrdrohender Weise zur Geltung gelangt.

Bezeichnet C die Centrifugalkraft des Kurbelgriffs,

G das Gewicht desselben, v die Peripheriegeschwindigkeit pro Sekunde, u die Anzahl der Umdrehungen pro Minute,

SO ist

2anu

60

und

ç__G iß

90

. . 98.

Untersuchen wir nun eine ausgeführte Kurbel, wie sie in Fig. 4, Taf. 1, dargestellt ist, in Bezug auf die Wirkung der Centrifugalkraft, so erhalten wir zunächst bei 350 mm Griffläng'e, 38 mm äusserer Griffstärke, 2 mm Wandstärke der Hülse und 18 mm Kerndurchmesser, für das Gewicht des Kurbelgriffs circa 1,5 kg. Setzen wir ferner voraus, dass durch Fahrlässigkeit beim Bremsen die Tourenzahl der frei umlaufenden Kurbel auf 300 steigt, so ergiebt sich aus der vorstehenden Gleichung für eine Kurbelarmlänge a — 0,375 m

C=™ 57 kg,

d. h. nahezu doppelt so gross, als die grösste Inanspruchnahme, welche wir bei den früheren Rechnungen für die einmännische Kurbel zu Grunde gelegt haben.

Für die Biegungsbeanspruchung, welche der Griffkern durch die Centrifugalkraft erleidet, besteht die Gleichung

CJ nd* fr

32

und hieraus folgt für die vorliegenden Werthe

k — <^> 17 kg pro qmm.

Diese Beanspruchung überschreitet, selbst Stahl vorausgesetzt, die Sicherheitsgrenze der Konstruktion beträchtlich.

Ausser dem Griffkern wird durch die Centrifugalkraft des Griffs auch der Kurbelarm auf Biegung beansprucht. Die schwächste Stelle des Arms liegt, wie aus der Figur ersichtlich, dicht unter der Befestigung des Griffs. Die Armbreite beträgt hier 35 mm, die Armdicke 12 mm, und wir erhalten demnach als Gleichung für die Biegungsfestigkeit

Cl _ 35 • 144 k 2    6

Setzen wir für C und / die bezüglichen Werthe 57 kg und 350 mm ein, so ergiebt sich die Spannung in den durch die Biegung gezogenen Fasern

k — 00 12 kg pro qmm.

Die direkte Zugspannung durch die Centrifugalkraft, welche sich über den ganzen Armquerschnitt gleichmässig vertheilt, ist = ³ ^I2 = oj 7 kg,

und demgemäss erhalten wir als Totalspannung der äussersten gezogenen Fasern im Kurbelarm 12 + 7 = 19 kg., ein Werth, der unzweifelhaft dauernde Formveränderungen bedingt.

Analog⁻ gestalten sich die Verhältnisse für eine zweimännische Kurbel, denn wenn auch mit Rücksicht auf den Druck von zwei Arbeitern beim Aufwinden der Griffkern stärker konstruirt wird, so fällt doch andererseits hierdurch sowohl, wie durch die grössere Griff länge auch das Gewicht des Kurbelgriffs grösser aus, und damit wächst die Centrifugalkraft.

Überhaupt bietet die Verstärkung des Kurbelgriff kerns nur eine relative Sicherheit gegen Deformationen durch Centrifugalkraft, weil mit jeder Verstärkung zwar an sich der Biegungswiderstand erhöht wird, aber auch die biegende Kraft zunimmt.

Die vorstehenden Rechnungen und Erörterungen zeigen, dass man sich nicht wundern darf, wenn selbst sehr kräftig konstruirte Kurbeln bei gelegentlich fahrlässiger Handhabung der Bremsen gerade gebogen oder zerstört werden, denn die für die Rechnung angenommene Tourenzahl von 300 Umdrehungen pro Minute ist an sich für derartige Fälle ziemlich niedrig gegriffen und nur gewählt, um zu zeigen, wie sehr die gewöhnlich üblichen Konstruktionen der Gefahr einer unerwarteten Deformation ausgesetzt sind. Diese Verhältnisse verdienen die allereingehendste Beachtung, und da wir nachgewiesen haben, dass auch eine Verstärkung des Griffkerns die Gefahr nicht vollständig beseitigt, so ist der einzige Schutz in der Anwendung selbstthätig wirkender Bremsregulatoren zu finden, die die Tourenzahl des Rücklaufs mit Sicherheit innerhalb bestimmter Grenzen halten, oder man muss sogenannte Sicherheitskurbeln mit Zwangsauskuppelung für den Rücklauf der Winde anordnen. Die Besprechung dieser Konstruktionen kann erst mit der allgemeinen Erörterung der Sperr- und Bremswerke verbunden werden und ist hier nur auf jenen Abschnitt zu verweisen.

Die Kurbelwelle wird auf Torsion durch das Kraftmoment in Anspruch genommen. Der gefährliche Querschnitt der Welle ist der Ansatzquerschnitt des Vierkants, auf welches die Kurbel aufgesetzt wird.

Bezeichnet

M das Torsionsmoment des Kurbeldrucks, t die zulässige Tangentialspannung des Materials, s die Seite der quadratischen Vierkantbasis, d den Durchmesser der Kurbelwelle,

so ist nach den Gesetzen der Torsionsfestigkeit

s³i

M=

_s*t

3 V2 ~~ 4,24

s=

Der Durchmesser d der Kurbelwelle ist gleichzeitig der Durchmesser des Kreises, welcher der Vierkantbasis umschrieben ist, mithin d= 1,414.? und schliesslich

d = 1,414

3_

y 4,24-1/

91

Die zulässige Tangentialspannung ist gleich ⁴/₅ der zulässigen Zugbeanspruchung für Schmiedeeisen. Setzt man k für Maschinentheile = 6 kg pro qmm, so ist dementsprechend t — 4,8 kg pro qmm einzuführen.

Zur Bestimmung des Torsionsmomentes M setzen wir eine Kurbelarmlänge von 400 mm voraus und berücksichtigen ausserdem zufällige Steigerungen des Kurbeldrucks dadurch, dass wir hier, wie oben bei der Berechnung der Kurbeln, den Maximaldruck für einen Arbeiter = 30 kg,

und für zwei Arbeiter an derselben Kurbel = 45 kg zu Grunde legen. Mit diesen Werthen ergiebt sich der Wellendurchmesser:

CO CO

GO to

für einmännische Kurbeln 31 mm........

für zweimännische Kurbeln d — 36 mm........

Für die erforderliche Kurbel wellenstärke ist es gleichgültig, ob auf der Welle nur eine Kurbel angeordnet ist, oder ob sich an jedem Wellenende eine Kurbel befindet. Ist eine einzige Kurbel vorhanden, so wirkt das Torsionsmoment der Antriebkraft naturgemäss nur auf die Wellenstrecke zwischen dem Kurbelvierkant und dem Triebrade, welches das Drehmoment weiter leitet, die andere Wellenstrecke bleibt unberührt von der Torsionsbeanspruchung. Bei Doppelkurbeln werden dagegen beide Wellenstrecken in Anspruch genommen und jede Strecke nimmt das Torsionsmoment der zugehörigen Kurbel auf.

Das Haspelrad oder Ziehrad ermöglicht den Antrieb der Kraftwelle einer Winde bei unbeschränkter Höhenlage der ganzen Winde über dem Standort des Arbeiters durch den Zug an einem Seil oder einer Kette ohne Ende, welche in den Umfang des Rades eingelegt wird und jede beliebige Länge erhalten kann.

Fig. 7, Taf. i stellt ein Seil-Ziehrad dar. Das Rad ist mit Ausnahme der gusseisernen Nabe aus Schmiedeeisen hergestellt. Das Seil läuft über den oberen Umfang und klemmt sich in den einzelnen Gabeln infolge der Konicität derselben genügend fest, um das Rad selbst mit herum zu nehmen.

Ein ganz gusseisernes Ziehrad zeigt die von Tangye Brothers ausgeführte Weston’sche Haspelwinde, Fig. 4 u. 5, Taf. 4. Auch hier sind in der konischen Umfangsnuth eine Reihe von vorspringenden Plättchen oder Zähnen angeordnet, welche die eigentlichen Klemmgabeln für das Seil bilden. Die Kanten der einzelnen Gabeln unterstützen wesentlich die Klemmwirkung dadurch, dass sie in das nachgiebige Seil selbst ein-dringen, welches sich an der Auflaufstelle nur durch das geringe Eigengewicht des harabhängenden Seiltrums in die Gabeln hineinzieht. Je kleiner man den Keilwinkel der Gabeln wählt, um so fester zieht sich das Seil, um so schwerer löst es sich aber auch an der Ablaufstelle wieder aus, und naturgemäss steigert sich auch bei dieser Art der Klemmung mit der Sicherheit derselben der Verschleiss. Der Durchmesser der Seile wird mit Rücksicht auf diesen Verschleiss, und um ein bequemes Erfassen mit der Hand zu ermöglichen, beträchtlich stärker g'ewählt, als die direkte Zugbeanspruchung erfordern würde. Man verwendet Seile von ca. 23 mm Durchmesser. Der effektive Zug beim Antrieb des Haspelrades beträgt etwa nur 25 bis 30 kg', während die Tragfähigkeit eines solchen Seiles einer Belastung mit 400 kg entsprechen würde.

Man kann jedes Seil-Ziehrad auch ohne weiteres durch eine Kette antreiben, da die Seilgabeln nur hochstehende Kettenglieder durchlassen. Legt man also eine Kette statt des Seils in den Radumfang, so hakt sich die Kette mit einzelnen Gliedern hinter den Gabeln fest und löst sich erst wieder an der Ablaufstelle aus. Da der Eingriff der Kettenglieder hierbei nicht genau abgemessen ist, wird die Kette bei solchen Ziehrädern häufig nur durch eine einzige Gabel festgehalten, und sobald beim Ablauf an dieser Stelle die Auslösung erfolgt, rutscht die Kette zunächst, bis sie sich abermals festhakt. Sind nun auch diese unbeabsichtigten Kettenbewegungen nicht sehr bedeutend, so wirken sie doch jedenfalls störend auf den ruhigen und gleichmässigen Antrieb, und man verwendet daher in neuerer Zeit zur Beseitigung dieser Übelstände meist auch für die Kettenhaspelräder kalibrirte Daumenräder mit kalibrirten Ketten.

Ein derartiges Rad, aus schmiedbarem Guss hergestellt, zeigt Fig. 8, Taf. i. Der Umfang des Rades entspricht ganz der früher bereits beim Weston’schen Differentialflaschenzuge besprochenen Ausführung. Die hochstehenden Kettenglieder laufen frei durch die tiefere Mittelnuth, während die Kettenglieder, durch welche diese unter einander verbunden sind, flach im Umfange zwischen den Daumen liegen, die die Widerlager für den ganzen Kettenlauf bilden, indem sie sich der Endkrümmung der Kettenglieder möglichst anschliessen. Auch für die Haspelketten ist, wie für die Seile, in erster Linie die Rücksicht massgebend, dass sie ausreichend stark gewählt werden, um bequem mit der Hand gefasst werden zu können. Aus diesem Grunde muss man mindestens Ketten von 5 mm Eisenstärke verwenden und benutzt sogar Ketten bis 10 mm Eisenstärke, trotzdem der Arbeitszug auch hier nur für jeden Arbeiter zu 25 bis höchstens 30 kg anzunehmen ist und mehr als zwei, höchstens drei Arbeiter nicht gut angestellt werden können. Normal-Abmessungen für die ovalen Kettenglieder existiren, wie mehrfach hervorgehoben, nicht, und man findet in der Praxis zahlreiche Variationen, die sich nur im

iC

Fig. 61.

allgemeinen an die früher in dem Abschnitt über Ketten mitgetheilten Masse anschliessen.¹) Schneidet man ein Ketten-Haspelrad durch eine

Mittelebene senkrecht zur Achse desselben, so werden die im Umfange des Rades flach gelagerten Kettenglieder in Kreisen geschnitten, Fig. 61, deren Mittelpunkte auf einem Umfangskreise des Rades liegen, welchen man als Theilkreis für das Daumenrad benutzen kann. Bei der Grösse der

Haspelräder und der Zahl der Kettenglieder, welche im Umfange Platz finden, ist die Differenz zwischen der lichten Baulänge der Kettenglieder und der Sehne AB, respektive BC, welche auf dem Theilkreise durch die lichte Öffnung der Kettenglieder abgeschnitten wird, für die Verzeichnung des Rades und die Ausführung desselben vollständig verschwindend.² ³) Setzt man demzufolge die Sehne AB gleich der Baulänge der Kettenglieder = l

und bezeichnet den zu AB gehörigen Centriwinkel mit y, den Radius des Theilkreises mit R,

so ergiebt sich:

siu

u i'-i

tJ

2 sin -2

Hat das Haspelrad n Daumen, so finden im Umfange 211 Kettenglieder Platz und demnach ist y — — und -- = —.

/    2 n    2 7t

Es folgt hieraus der Radius des Theilkreises für ein Ketten-Haspelrad

94

Setzen wir dem in Fig. 8, Taf. 1, gezeichneten Rade entsprechend n — 36 und l — 18,5 mm, so ergiebt die Auswerthung der vorstehenden Gleichung

R — 212 mm.

Die Haspelräder mit kalibrirten Ketten sind den Seilrädern unbedingt vorzuziehen, weil dieselben weit dauerhafter sind und sich die Kettenglieder leichter aus den Daumen auslösen, als die Seile aus den Klemmgabeln. Die im Verhältniss zur Tragfähigkeit der Ketten ausserordentlich geringe effektive Inanspruchnahme derselben schliesst die Gefahr nachtheiliger Dehnungen der Kettenglieder, wie sie bei Differentialflaschenzügen auftreten, aus, und derartige Haspelräder arbeiten dauernd ruhig und zuverlässig. Im übrigen empfiehlt sich bei allen Haspelrädern die Anordnung eines Schutzbügels oder eine Seil- beziehentlich Kettenführung durch eine Hülse, um ein zufälliges Abgleiten des Seils oder der Kette aus dem Radumfange zu verhindern.

Fig. 62 stellt einen derartigen Schutzbügel aus schmiedbarem Guss dar, der mit einem Nabenansatz im Lagerauge des Maschinengestells derart centrirt ist, dass die Nabenbohrung desselben das Lager für die Haspelradwelle bildet. Durch einen excentrisch angeordneten Befestigungsbolzen ist der Bügel mit dem Maschinengestell verschraubt.

In Füg. 63 ist eine einfache Führungshülse gezeichnet.⁴)

mi

Fig. 63.

■fA

mm

UJ

Fig. 62.

1:4

So einfach das ganze Konstruktionsprincip der Haspelräder ist, haben dieselben doch erst in neuerer Zeit eine ausgedehntere Verbreitung gefunden und noch immer scheint ein besonderer Hinweis auf die speciellen Vorzüge derselben nicht überflüssig. Die Möglichkeit, das eigentliche Windenwerk in jeder beliebigen Höhe zu lagern und direkt von unten durch eine Ziehkette anzutreiben, erspart in vielen Fällen komplicirtere Krafttransmissionen und die damit verbundenen Effektverluste. Dazu kommt, dass die Grösse der Haspelräder nicht wie bei den Handkurbeln durch die menschliche Körpergrösse beschränkt ist, sondern innerhalb weiter Grenzen variirt werden kann, soweit es der Aufstellungsraum der ganzen Maschine zulässt. Schliesslich gestattet der Antrieb durch vertikal abwärts gerichteten Zug auch noch eine günstigere Ausnutzung der menschlichen Arbeitskraft als an einer rotirenden Kurbel, vorzüglich wenn der selbstthätige Rücklauf der Maschine gesperrt ist, da der Arbeiter nöthigenfalls sein Eigengewicht zur Geltung bringen kann.

Diesen Vorzügen gegenüber ist freilich auch darauf aufmerksam zu machen, dass das Ziehen schneller als das gleichförmige Kurbeln ermüdet, so dass der Haspelbetrieb sich mehr für intermittirende Lasthebungen bei massigen Hubhöhen, als für den Antrieb von Winden und Aufzügen mit grossen Förderhöhen eignet.

2. Windentrommel, Seilfriktionsscheibe und Kettendaumenrad.

Die Windentrommel, in der Grundform meist cylindrisch, erhält verschiedene Abmessungen, zum Theil auch verschiedene Umfangsprofilirungen, je nachdem sie zum Aufwickeln von Gurten, Seilen oder Ketten dienen soll.

a. Gurttrommeln und Gurte.

Gurttrommeln werden meist aus Gusseisen, seltener aus Holz hergestellt. Eiserne Trommeln versieht man in der Regel mit hohen Seitenflanschen. Der Gurt wickelt sich zwischen diesen Flanschen in über einander liegenden Lagen auf und die lichte Länge der Trommel muss demnach der Breite des Gurtes entsprechen. Fig. 9, Taf. 1 stellt eine derartige gusseiserne Gurttrommel dar. Um dieselbe auf der Welle zu befestigen, ist die eine Nabe durch Feder und Nuth mit der Welle verbunden und nur in die zweite Nabe ein Keil eingetrieben. Diese Anordnung erleichtert ein eventuelles Abkeilen der Trommel.

Die Befestigung des Gurtes am Trommelumfang erfolgt durch Schrauben mit flachen Köpfen, deren Gewinde in den Trommelumfang ein greift. Um ein Ausreissen des Gurtgewebes an den Schraubenlöchern zu verhüten und die Befestigung hauptsächlich durch eine gleichmässig vertheilte Klemmwirkung zu erzielen, ist unter die Schraubenköpfe eine dünne Flacheisenschiene über die ganze Gurtbreite fortgelegt. Der Trommelumfang selbst ist an der Befestigungsstelle der Klemmschiene entsprechend vertieft abgeflacht. Zur Schonung der Befestigung empfiehlt es sich, im übrigen die Gurtlänge so lang zu bemessen, dass auch bei der tiefsten Lastposition sich ein bis zwei Gurtwindungen auf der Trommel befinden, so dass der Lastzug, welcher die Befestigung in Anspruch nimmt, durch die Umschlingungsreibung des Gurtes abgeschwächt wird.

Gurte finden hauptsächlich Verwendung für Fahrstuhlaufzüge und Elevatoren. Die nachstehenden Tabellen geben eine Zusammenstellung der Zerreissversuche und der Abmessungen der verschiedenen Hanfgurtfabrikate aus der Fabrik von W. Kux Nachfolger in Halberstadt.

Zerreissversuche mit Hanfgurten (Hanfriemen) aus der Fabrik technischer Gewebe von W. Kux Nachfolger in Halberstadt.

— Ausgeführt in der Versuchsstation des Magdeburger Vereins für Dampfkesselbetrieb. —

Es erfolgte der Bruch

Millimeter

Bruch

Bruch

Bruch

bei

bei

bei

Bruch

gewicht

Bruch

gewicht

Kilo

Kilo

Kilo

im

im

Dicke

Breite

Mittel

Mittel

Doppelte Gurte (Italienischer Hanf)

14O

2900

2800

2700

2800

pro qmm und Querschnitt

5 Kilo

Vierfache Gurte (Italienischer Hanf)

140

3920-4000-4110-4200

4060

4,64

Doppelte Gurte (Italienischer Hanf)

280

3700

3300

3500

3,12

Vierfache Gurte (Russischer Hanf)

280

5800

5690

5750

3,42

Doppelte Gurte (Russischer Hanf)

3T9°

140

3000

bis

3160

5,64

3300

Vierfache Gurte (Russischer Hanf)

140 4100-4090-4200-4290

4170

Die baumwollenen Gurte dehnten sich etwa 6 °/₀, die doppelten Hanfgurte 11 % und die vierfachen 9,5 % aus.

Aus den Versuchen ergiebt sich, dass

1.    der russische Hanf dem italienischen Hanf überlegen ist und zwar etwa 10 °/₀,

2.    dass baumwollene Gurte kaum mehr als die Hälfte der Bruchbelastung der Hanfriemen pro qmm Querschnitt tragen können,

3.    sämmtliche Riemen rissen ganz allmählich, ein Faden nach dem andern. Zuerst begann ein Knistern, dann rissen die Fäden mit deutlichem Ton.

Diese Eigenschaft ist werthvoll, da sie unbedingte Sicherheit gewährt, wenn die Gurte oft untersucht werden.

4.    die ziemliche Gleichheit der Bruchbelastungen zeigt, dass solche Gurte sehr regelmässig und fehlerfrei sich weben lassen.

Aus diesen Versuchen ergiebt sich schliesslich, dass man als zulässige Belastung pro cm Breite bei sechsfacher Sicherheit

p — 26 kg für doppelte Gurte aus russischem Hanf . . 95. p — 34 kg für vierfache Gurte aus russischem Hanf . . 95a.

annehmen darf.

In der Praxis findet man bei Gurten, die nur selten mit der Maximallast belastet werden, die Beanspruchung der Gurte für die ausnahmsweise Maximalbelastung

auf p — 35 kg pro cm Breite bei doppelten Gurten, und auf p — 50 kg pro cm Breite bei vierfachen Gurten

gesteigert, ohne dass nachtheilige Folgen bemerkbar werden.

Am meisten Verwendung finden für Aufzüge speciell die vierfach gewebten rohen Gurte.

Die Tränkung mit Gerbsäure gewährt einigen Schutz gegen Verstecken des Materials. In stark feuchten Räumen, oder im Freien sind getheerte oder gefirnisste Gurte zu benutzen. Die in der Tabelle aufgeführten imprägnirten Gurte sind mit einer Gummilösung getränkt und eignen sich durch die hierdurch erzielte grössere Adhäsion und Widerstandsfähigkeit gegen Feuchtigkeit vorzüglich zu Elevatoren.

Als kleinstes zulässiges Mass für den Gurttrommeldurchmesser ist die 30fache Gurtstärke anzunehmen und zur grösseren Schonung der Gurte der Durchmesser womöglich auf die 4ofache Gurtstärke zu steigern.

Bisweilen verwendet man statt der Hanfgurte auch Lederriemen. Dieselben gestatten aber einmal nur eine geringere Belastung, etwa nur 13 kg pro cm. Breite, und lassen sich ausserdem in der für Fahrstuhlwinden erforderlichen Länge nur durch Vereinigung mehrerer einzelner Riemenstücke herstellen, während die Hanfgurte sich in beliebigen Längen

50    55    60 ?

8-

Tabelle der Hanfgurte aus der Fabrik von W. Kux Nachfolger zu Halberstadt.

45

40

35

28    31

18    20    22    24    26

91 n ZI Ol

Breite in Centimeter

7,301 8,00

5,*5 15,9° [ 6)55 7,25 8,00 | 8,75 °

5,45(6,15 6,85 7,65 8,40(9,20 I

9,80 10,8011,8012,90 ---1----

8,75 io,ooli 1,25 12,5013,75 15,00 arg

9,40 10,85 12,2513,70^5,00 16,40 g-9,90 II,35|l2,75 14,25(15,65(17,00 g 11,8513,6015,2016,90(18,6020,30 r

6,65

6,00

5,35

4,70

4,20

3,io 3,40,3,75

2,85

2,60

2,4°

1,20 (1,30 j 1,40 1,50 1,60 i 1,80 2,00 j 2,20

01 i[00 i

0,90

roh

4,65

3,45 3,75 4d5

3d5

2,90

2,60

8,75

7,65

4,9°

6,85

7,75

8,35

8,80

3,65 : 4,00 ; 4,40

34°

3,io

2,85

30 1 1,40 1,50 1,65, 1,80 ; 2,00 ; 2,20 2,40

2,60

$£‘z [ 01‘z o6‘i ! SZ‘i

5,20 5,65 6,15

6,00 6,50 7,00

7,50

6,50 7,00

8,00

6,90 I 7,45

8,25,8,95 J 9,⁶o io,55j

weben lassen. Die Befestigung⁻ der Lederriemen am Trommel umfang erfolgt ebenso wie bei Hanfgurten, nur sind die Löcher für die Befestigungsschrauben in den Lederriemen mit einem einfachen Locheisen einzuschlagen, während dieselben in den Hanfgurten durch vorsichtiges Aufweiten des Gewebes mit einem Pfriemen herzustellen sind, weil hier ein direktes Durchschlagen des Gurtes den Ausgangspunkt einer weiter um sich greifenden Lockerung des Gewebes bilden würde.

b. Seiltrommeln.

4,75

4,40

3,95

3,60

2,35|2,55 2,90:3,30

2,2512,50 3,00,3,50

2,45 2,70 I 3,30 1 3,80 4,40 1 4,90 5,4°

2,65 3,0° I 3,5° ! 4,¹⁰__

3,35 3,65 4,25 4,95 5,60 6,25 16,90 7,60

5,50

5,oo

4,50

4,00

6,00

6,35

5,20| 5,80

4,60

Die Seiltrommel ist meist wie die Gurttrommel cylindrisch und durch Endflanschen begrenzt. Die Länge der Seiltrommel zwischen den Flanschen ist abhängig von der Stärke des Lastseils und der Förderhöhe, da das Seil sich auf der Trommel schraubenförmig in unmittelbar neben einander liegenden Lagen aufwickelt. Bisweilen gestattet man ein Übereinander wickeln der Seillagen um die Trommellänge zu verkürzen.

‘1

¹,05 1,15

1,10 1,20 j 1,35(1,45 1,60

i,35 i,55 F75 ¹ i,95 ’2,15

2,00

2,20

2,35

— 3,00

Fig. 64 stellt eine Seiltrommel dar. Gewöhnlich werden beide Stirnflächen mit Naben zur direkten Befestigung auf der Welle ausgestattet. In der Figur ist die rechte Stirnwand so gezeichnet, wie sie bisweilen für direkte Verschraubung

CL

0,95

1,00

or i

getheert oder in Gerbsäure getränkt

in Firniss getränkt

imprägnirt

roh

getheert oder in Gerbsäure getränkt

in Firniss getränkt!

imprägnirt

II

Doppelt

circa 4 mm stark.

Vierfach

circa 6 mm stark.

Fig. 64.

I : IO.

mit dem Triebrade der Trommelwelle ausgeführt wird. Für diesen Fall ist der Rand a innen auszudrehen und auf

einen korrespondirenden cylindrischen Seitenvorsprung des Radkörpers aufzupassen, während die Verbindungsschrauben in die Radarme eingesetzt werden.

Bezeichnet ô den Seildurchmesser,

D den Trommeldurchmesser,

L die zum Aufwickeln des Seils benutzbare Trommellänge, 11 die Zahl der Seil Windungen bei vollständiger Aufwickelung, h die Förderhöhe,

h — 11 (Z> + d) n,

so ergiebt sich, wenn die Trommel nur eine einfache Seillage aufnehmen soll, ferner

und demnach schliesslich

hä

(D -f- ô) n

96

Die erforderlichen Seilstärken bestimmen sich aus der Seiltabelle

S. 15, oder nach der Formel 27

à - M3 VG,

wo Q die Last bezeichnet.

Der Trommeldurchmesser ist den früheren Angaben über Seilrollen entsprechend für Hanfseile

97

zu wählen, da alsdann der Durchmesser von Seilmitte zu Seilmitte gemessen 8 ô beträgt.

Fig. 65.

Die Befestigung des Seils an der Trommel lässt sich leicht durch Einschlingen in einen schmiedeeisernen Bügel, Fig. 65, bewerkstelligen, welchen man an dem Trommelflansch festschraubt. Auch hier ist es, wie bei den Gurttrommeln, empfehlenswerth, zur möglichsten Schonung der Seilbefestigung dafür Sorge zu tragen, dass selbst bei vollständig gesenkter Last sich noch einige Windungen auf der Trommel befinden und dementsprechend die Trommel etwas länger zu wählen, als Gleichung 96 bestimmt.

Drahtseiltrommeln werden ebenso wie die Trommeln für Hanfseile nur mit entsprechend grösserem Durchmesser ausgeführt. Es sind hier die für Rollen aufgestellten Regeln zu beachten, dass der Durchmesser für kurzgeschlagene Kabelseile mindestens gleich der 2ofachen Seilstärke und für langgeschlagene Drahtseile mindestens gleich dem 7ofachen Seildurchmesser zu wählen ist.

Friktionstrommeln. Mit der Zahl der Windungen vermehrt sich der Reibungswiderstand derartig, dass hierdurch ein Mittel geboten wird, eine direkte Befestigung des Seilendes an der Trommel ganz entbehrlich zu machen. Wendet man keine direkte Befestigung an, sondern führt das Seil, nachdem es die Trommel in mehreren Windungen umschlungen,

von der Trommel ab, so bleibt auf der Trommel die Zahl der Windungen konstant und das Seil läuft in eben dem Masse ab, wie auf. Die Kraft, mit welcher hierbei das ablaufende Trum zu spannen ist, ist gleich der Differenz des Lastzuges und des Reibungswiderstandes der Seilwindungen am Trommelumfang. Dieses Mittel, welches im Seewesen für Ankerwinden ausserordentlich vielfach angewendet wird, verdient auch für viele andere Verhältnisse Beachtung. Bei der Anwendung dieses Princips fällt die Trommellänge sehr kurz aus und wird vollständig unabhängig von der Länge des aufzuwickelnden Seiles. Um das Fortschreiten der Seilwindungen in der Richtung der Tommelachse zu verhindern, ist der Trommelumfang derartig konoidisch herzustellen, dass das Seil während des Aufwindens sich kontinuirlich nach der schwächsten Trommelstelle hinschiebt. Fig. 66 stellt eine derartige Trommelkonstruktion von Waltjen dar, bei der zur

WB

rri

Fig. 66.

i:5.

Schonung des Seils die eigentliche Trommel aus Holz hergestellt ist. Der Kopf der hölzernen Trommel ist hier in einen kurzen gusseisernen Cylinder eingepasst, der direkt an das Trommelzahnrad angegossen ist und dessen Nabe auch gleichzeitig die Befestigungsnabe der Trommel bildet.

die Trommeldrehung eventuell auch durch

um

Die Verbindung zwischen der Holz- und Eisenkonstruktion ist durch Holzschrauben zu sichern, welche man leicht in den gusseisernen Cylinder-mantel einlassen kann. Die viereckigen Vertiefungen im äusseren Umfange sind angeordnet Einsetzen von Druckspeichen zu ermöglichen, und andererseits ist hart neben diesen Ausparungen ein eiserner Reif aufgezogen, um ein Aufplatzen des Holzes zu verhindern. Die sonst üblichen Endflanschen fallen bei den Friktionstrommeln fort. Infolge der geringen Länge der Trommel kann man dieselbe auch auf einem freitragenden Wellenende ausserhalb des Maschinengerüsts anordnen. Derartige Ausführungen sind zum Auflegen und Entfernen des Lastseils besonders bequem und gestatten eine sehr einfache Ein- und Ausschaltung der Windenwirkung, ohne den Umtrieb der Maschine selbst zu unterbrechen. Die Wirkung der Trommel hört

Ernst, Hebezeuge,    n

sofort auf, sobald der Arbeiter die Spannung des ablaufenden Seiltrums auf hebt und das Seil abwirft, während umgekehrt nur eine geringe Geschicklichkeit dazu gehört, das Seil in mehreren Windungen um die Trommel zu werfen und dadurch die Winde wieder in Thätigkeit zu setzen, deren Antrieb zur Wirkung gelangt, sobald man das freie Seilende anzieht. Eine empfehlenswerthe Anwendung bietet sich für die in Rede stehende Konstruktion beispielsweise für das Heranziehen von Eisenbahnwagen vom Standgeleise zur Entladungsstelle.

Bezeichnet Q die Last,

S' die Spannung im ablaufenden Seiltrum, a den vom Seil umspannten Bogen,

den Reibungskoeffizienten zwischen Seil- und Trommelumfang,

e die Basis der natürlichen Logarithmen,

so besteht nach den Gesetzen der Rollenumfangsreibung die Gleichung

s=-£

u ct

98

Für drei volle Windungen ist a = àn, und es folgt ferner für ^ = 0,33 aus der vorstehenden Gleichung

S' = 0,00186 Q.

Für <2= 1000 kg würde also das ablaufende Seiltrum bei dreimaliger Umschlingung der Trommel nur mit etwa 2 kg Zug zu spannen sein, um ein Zurückgleiten zu verhindern und ein gleichmässiges Aufwinden der Last zu sichern.

Die für die Dauerhaftigkeit des Seiles nachtheilige Gleitbewegung

ff '%

(l ©

LC3J    ‘-'

IE

uz*

Fig. 67.

desselben in der Richtung der Achse nach der schwächsten Stelle der Friktionstrommel, welche durch die konoidische Form bedingt wird, und bei Anwendung nur einer Trommel hervorgerufen werden muss, da sonst das Seil sich, wie bereits angegeben, alsbald von der ursprünglichen Auflaufstelle nach dem Kopf der Trommel hinziehen und über denselben fortschieben würde, lässt sich bei Anordnung von zwei Trommeln auf parallelen Wellen durch eine zwangsläufige Seilführung ersetzen. Jede der beiden Trommeln, Fig. 67, erhält eine Anzahl paralleler Umfangsnuthen, entsprechend der Zahl von Umschlingungen, welche man anwenden will. Das Seil läuft auf die eine Trommel auf, umspannt dieselbe auf dem halben Umfang, tritt dann in die erste Nuth der zweiten Trommel, um von hier in die zweite Nuth der ersten Trommel zurückzukehren u. s. f. Um die Ablenkung der einzelnen Seiltrümer aus den Ebenen ihrer Führungsnuthen für den Seillauf von einer zur anderen Rolle möglichst gleichmässig zu vertheilen, hat man die eine Trommel gegen die andere um den halben Abstand der neben einander liegenden Ringnuthen zu versetzen. Sollen beide Seiltrommeln als Treibrollen wirken, so müssen sie genau gleich grosse Durchmesser haben und durch ein zwischen ihnen liegendes gemeinsames Zahntriebrad mit gleicher Geschwindigkeit im gleichen Sinne umgetrieben werden. Eine solche Anordnung vorausgesetzt, muss die Seilführung um die Zwillingstrommeln auf die Abschwächung der Spannung im ablaufenden Trum genau ebenso einwirken, wie die kontinuirlicne Umschlingung einer einzigen Friktionstrommel, falls die Summe der bei den Doppeltrommeln vom Seil umspannten Bogen ebenso gross ist, wie der Umspannungswinkel bei einer Einzeltrommel. Zwillingsrollenpaar mit je drei Ringnuthen würde also dieselbe Spannungsverminderung hervorrufen, wie eine Einzeltrommel bei dreimaliger Seilumschlingung.

Ein

c. Seil-Friktionsrollen.

Schliesslich hat man in der Praxis die Seilreibung dahin ausgenutzt, dass man die Friktionstrommel sogar auf eine Rolle mit einer einzigen Umfangsnuth beschränkt. Hierbei reducirt sich der vom Seil umspannte Bogen auf den halben Rollenumfang und es bedarf daher einer ziemlich bedeutenden Spannung des ablaufenden Trums, welche meist durch ein Geg-eng-ewicht erreicht wird, um ein Gleiten des Seils auf dem Rollenumfang zu verhindern und die aufzuwindende Last sicher in die Höhe zu fördern.

Dieses Konstruktionsprincip findet bei Aufzügen Verwendung, wo die Anordnung eines Gegengewichts für die belastete Förderschale den Vortheil bietet, dass die mechanische Arbeit, welche zum Heben der Nutzlast erforderlich ist, sich annähernd gleichmässig auf die beiden verschiedenen Perioden für das Auf- und Niedersteigen des Fahrstuhls vertheilt. Das anzuwendende Gegengewicht ist grösser als das Gewicht der leeren Förderschale und kleiner als das Totalgewicht der voll belasteten Schale. Beim Aufwinden der Nutzlast ist daher nur die Differenz zwischen dem Totalgewicht des belasteten Förderkorbs und dem Gegengewicht zu heben, beim Senken dagegen umgekehrt die Differenz zwischen der Lastzüg-wirkung des Gegengewichts und der der leeren Förderschale am Umfange der Seil-Frictionsrolle zu überwinden.

Die Seilrollen werden als Speichenräder aus Gusseisen hergestellt und erhalten, um das Lastseil sicher im Umfange zu lagern, tief ausgedrehte Umfangsnuthen, die sich keilförmig nach unten verjüngen und im Grunde kreisförmig ausgerundet sind. Das Profil wird entweder so gewählt, dass sich das Seil ohne Klemmung einlegt und mit geringem seitlichen Spielraum auf dem Boden der Nuth aufliegt, Fig. 68, oder man nutzt zur Erhöhung der Reibung die Keilklemmung der Nuthenränder aus und wählt das Profil so, dass das Seil sich nur zwischen Rändern einklemmen kann, ohne den Boden zu berühren, Fig. 69⁵).

Die Intensität der Klemmung hängt von der Grösse des Keilwinkels ab und wächst mit der Verkleinerung desselben. Man wählt in der Praxis den Winkel nicht kleiner als 30°, da sich sonst andererseits das Seil an der Ablaufstelle zu schwer wieder aus der Klemmung auslöst.

su

Fig. 69.

Fig. 68.

Fig. 70.

Fig. 70 giebt eine schematische Darstellung eines Aufzuges mit Seil-Friktionsrollenbetrieb.

Bezeichnet

G{ das Gewicht der leeren Förderschale,

Q die Maximalbelastung derselben,

G₂ das Gegengewicht am anderen Seiltrum, fi den Reibungskoeffizienten für Hanf auf Eisen, so muss, um das Gleiten des Seiles bei unbelasteter Schale zu verhindern, falls das Seil frei in der Rollennuth liegt,

99

G2 < Gxe^n sein

Andererseits wird bei belasteter Förderschale nur ein Gleiten des Seils verhindert, wenn

Gx + Q < G₂ e

U 71

100.

Setzt man in diese Gleichung⁻ den Grenzwerth für G₂ ein, so folgt

Gx+Q<Gxe

2 jU 71

und schliesslich

2 [in > lu (i -f

101.

Führt man, um eine möglichst grosse Sicherheit gegen störende Gleitbewegungen des Seils zu erhalten, für y einen sehr kleinen Werth in die Rechnung ein, und setzt demzufolge y nur = 0,2, so ergiebt sich

2 y n = 1,256,

und demnach

cT<3>5-b

denn ln 3,5 = 1,253.

Wir erhalten also schliesslich

Ö<2,5 Gx

. 102,

und als zweite Bedingung aus Gleichung 99, da e^n = 1,87 ist,

G₂ < ¹,87 Gx........

103.

Liegt das Seil nicht frei in der Umfangsnuth der Rolle, sondern klemmt sich dasselbe zwischen den Nuthenrändern, so ist, falls 2 a den ganzen Nuthen-Keilwinkel bezeichnet, in allen vorstehenden Gleichungen für y

sin u-\- [x cos a

zu setzen.

Für 2 « = 30 folgt dann als Grenzwerth, wenn man y, wie oben = 0,2 annimmt

Q< 15

G2 Gi 4

104.

105.

In diesem Fall kann also die Differenz in den Spannungen der beiden Seiltrümer so weit gesteigert werden, dass die Spannungen sich wie i : 4 verhalten, während im ersten Fall die zulässige Grenze bei 1: 1,87 liegt.

Bei den praktischen Ausführungen bleibt man hinter den hier aufgestellten theoretischen Grenzwerthen noch ziemlich erheblich zurück, eine Vorsicht, die der Sicherheit des Betriebes zu gute kommt.

Um das Anschmiegen der Seile an den Rollenumfang zu erleichtern und die Seile möglichst zu schonen, sind grosse Rollendurchmesser erforderlich.

Es empfiehlt sich, den Rollendurchmesser womöglich nicht kleiner als gleich dem 30 fachen Seildurchmesser zu wählen.

d. Kettentrommeln.

<< s>

Die Kettentrommeln führt man meist mit spiralförmigen Nuthen im Trommelumfang aus, um für die schraubenförmige Aufwickelung der Kette eine sichere Führung zu erlangen, da sich sonst die einzelnen Kettenwindungen leicht über einander, statt neben einander wickeln. Die Form der Nuthen findet man in der Praxis verschieden

gewählt.

Fig. 71 zeigt eine Kettentrommel mit einer noch weit

wwirsnsrwM

Fis. 71. I : 10.

verbreiteten älteren Profilirung. Die einzelnen Kettenglieder legen sich stets abwechselnd theils flach auf den Trommelumfang, theils vertikal in die Führungsnuth. Die Kettenführung wird hierbei sehr sicher bewirkt, aber die flach auf dem cylin-drischen Trommelumfang gelagerten Kettenglieder finden nur in der Mitte eine Unterstützung und werden demgemäss auf Querbiegung beansprucht. Dieser Übelstand lässt sich, wie bereits bei den Kettenrollen besprochen, einfach dadurch beseitigen, dass man die Trommelflächen neben der Führungsnuth nicht cylindrisch, sondern nach beiden Seiten konisch ausführt, um hierdurch den flach aufliegenden Kettengliedern in der Mitte, wo dieselben am breitesten sind, die Unterstützung zu entziehen, so dass dieselben nur an den Enden auf den höher liegenden Kanten der Führungsnuth aufliegen. Fig. 10, Taf. 1 zeigt eine derartige Trommel nach der Ausführung von Waltjen in Bremen. Zwischen der Kettenführungsnuth läuft noch eine zweite Nuth um den Trommelumfang, die lediglich zur Verminderung des Trommelgewichts angeordnet ist.

Meist lässt man zwischen den einzelnen Kettenwindungen einen Spielraum von etwa 3 mm, den einzelne Konstrukteure sogar bis auf 6 mm steigern. Hieraus ergiebt sich, falls die Kettengliedbreite bei einem Durchmesser ô des Ketteneisens = 3,5 â ist, für die Ganghöhe s der schraubenförmigen Führungsnuth

106.

s = 3>5ä + 3

Für den Trommeldurchmesser gilt, den Kettenrollen entsprechend, die Regel, dass derselbe von Kettenmitte zu Kettenmitte gemessen > 20fl anzunehmen ist.

Demnach ergiebt sich der wirklich ausgeführte Trommeldurchmesser

¹

Siehe Tabelle verzahnter Keltenrollen und kalibrirter Ketten von Georg Kieffer S. 26. u. 27.

²

Siehe die mathematisch genaue Bestimmung des Theilkreises für Kettenrollen mit

³

geringer Daumenzahl in dem Kapitel „Kettennuss“ Abschnitt III. B.

⁴

v. Reiche. Maschinenfabrikation.

⁵

Siehe Bach, Maschinenelemente, Taf. 21.

107.

Bezeichnet ferner

L die benutzbare Trommellänge, n die Anzahl der Kettenwindungen, h die Lastförderhöhe,

so ist

und da

h = n(D + 3') Tr,

L - »(3*5à + 3),

schliesslich

{£> -f ö)n

• (3,53 + 3)

108.

Um die Trommellänge mehr zu beschränken, giebt man den spiralförmigen Führungsnuthen ein ziemlich flaches Kreisbogenprofil, in welches sich die Kettenglieder, ähnlich wie in den früher besprochenen Kettenrollen mit Doppelrille, unter 45⁰ zur Trommelachse einlegen und dadurch weniger Raum in der Breite einnehmen. Aus der Fig. 72 ist ersichtlich, \ ,*\

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V-*

■ma

Fig. 72. i : 2.

dass bei dieser schiefen Stellung der Kettenglieder sich die Breite der einzelnen Kettenwindungen ohne Spielraum auf 2,5 ô. cos 45⁰ -f- ô = 2,8 ó re-ducirt, während bei den bisher besprochenen Anordnungen jede Windung mindestens die volle Breite der Kettenglieder, d. i. 3,5 ô beansprucht. Lässt man die Kettenwindungen mit 3 mm Spielraum auf laufen, so ist die Ganghöhe der schraubenförmigen Führungsnuth dem entsprechend

109.

s = 2,8 d + 3 mm

Das Kreisbogenprofil der Führungsnuth ist zweckentsprechend mit einem Radius = 1,75 ô auszuführen, da dann dasselbe dem Umhüllungskreise der schräg gelagerten Kettenglieder entspricht.

Bei einer derartigen Profilirung liegt die Mitte der unter 45⁰ gelagerten Kettenglieder nahezu im Abstande ô vom äussersten Trommelumfang. Wählt man bei dieser Anordnung den Durchmesser der gusseisernen Trommel

so geschieht damit der allgemeinen Bedingung Genüge, dass der Durchmesser der Kettenaufwickelung von Kettenmitte zu Kettenmitte mindestens 20 â beträgt.

Für eine aufzuwickelnde Kettenlänge h ergiebt sich als geringste Trommellänge, falls sich die Windungen, wie oben angenommen, mit 3 mm Spielraum neben einander legen.

111.

(3 4" ²>8 cf) h

(Z?+2(f)n

ÖS

Um die Einlagerung der Kettenglieder in den Führungsprofilen der Trommel unter 45⁰ zur Trommelachse zu erleichtern und zu sichern, empfiehlt es sich, dafür Sorge zu tragen, dass die Kette in ihrem ganzen Lauf unter diesem Winkel geführt wird. Man hat dementsprechend für etwaige Leitrollen, Rollen mit Doppelrillen, Fig. 17, S. 24, zu wählen und auch die Befestigung der Kette an der Trommel so anzuordnen, dass gleich das erste Glied unter 45⁰ zur Rollenachse festgehalten wird.

Hi

Fig. 73-

Eine zweckentsprechende Befestigung der Kettenglieder zeigt Fig. 73, die für gerade und schräg gelagerte Kettenglieder gleich brauchbar erscheint, wenn man nur im einen Fall das in den Trommelumfang eing-reifende Ende der Klammer radial, im anderen Falle unter 45⁰ zur Trommelachse richtet und dementsprechend hierfür den Trommelmantel senkrecht oder schräg anbohrt.

Gewöhnlich wird die Kettentrommel und das zugehörige Trommel-wellen-Zahnrad isolirt auf der Welle durch Nabenkeile befestigt. Liegt das Zahnrad dicht neben der Trommel, so kann man Trommel und Zahnrad direkt mit einander kuppeln und dadurch das Torsionsmoment der Lasttrommel von der Welle selbst fernhalten.

Fig. i u. 2, Taf. 2 zeigen eine derartige Anordnung, analog der früher besprochenen für Seiltrommeln, bei der die Trommel nur auf einer Seite mit einer Nabe ausgerüstet ist, während die andere Stirnseite durch die genau eingepasste Zahnradnabe centrirt und mit den Radarmen verschraubt ist. Um diese Verbindungsschrauben nicht auf Abscheren zu beanspruchen, sind an die Trommelstirnwand aussen zwei Knaggensegmente angegossen, welche zwischen die Radarme greifen, die zur Erleichterung der erforderlichen genauen Einpassung mit kleinen korre-spondirenden Vorsprüngen versehen sind.

Bei schweren Winden ordnet man bisweilen auf jeder Seite der Trommel ein Zahnrad an, um den Antrieb auf zwei Räder zu vertheilen. In diesem Fall kann die Trommel an beiden Enden direkt auf den Radnaben centrirt und mit den Rädern fest verbunden werden.

Fig. 74 zeigt eine andere Art der unmittelbaren Verbindung zwischen Trommel und Zahnrad.¹) Hier ist die eine Nabe der Trommel zur Centrirung des Rades verlängert und die Radnabe auf der Trommelnabe festgekeilt. Die Zeichnung lässt erkennen, dass die beiden Befestigungskeile für die Trommel von verschiedener Höhe gewählt sind und sich nach derselben Seite verjüngen.

BUB

_r

■Hl

Fig. 74-i : io.

Hierdurch wird in analoger Weise, wie bei der bereits früher bei den Gurttrommeln besprochenen Befestigung, durch einen Keil für die eine Nabe und eine Feder für die andere Nabe, die Möglichkeit geboten, die Trommel eventuell ohne besondere Schwierigkeiten auch wieder von der Welle herunter treiben zu können. Es werden entweder beide Keile in die Welle eingelassen und dann die Trommel darüber geschoben, oder nur der schwächere von beiden vorher eingelegt, und der stärkere Keil nachträglich eingetrieben.

e. Kettennuss.

Das Bestreben, die Konstruktionen der Hebemaschinen möglichst zusammenzudrängen, hat in neuerer Zeit zur Einführung und schnellen Verbreitung der Kettendaumenräder geführt, durch welche sowohl die Länge, wie der Durchmesser der Kettentrommeln auf das geringste Mass reducirt wird, indem die Kette sich hier nicht in spiralförmigen Windungen aufwickelt, sondern nur von dem Daumenrad erfasst und fortgezogen wird.

Das Daumenrad, auch Kettennuss genannt, entspricht für diesen speciellen Zweck im wesentlichen ganz den Daumenrädern, welche wir bereits bei den Haspelrädern besprochen haben, nur sucht man die Abmessungen der Kettennuss auf die kleinsten zulässigen Masse zu beschränken. Je kleiner man die Zahl der Daumen wählt, um so kleiner fällt auch der Durchmesser und damit der Lastarm aus, um so mehr steigert sich aber andererseits der Reibungswiderstand und damit der Ver-schleiss der Kette, wie der Kettennuss. Die Bernier’sche Anordnung, welche die Kettennuss auf ein dreiseitiges Prisma beschränkt, hat dieser Nachtheile halber mit Recht in der Praxis keinen Anklang gefunden. Am verbreitetsten ist die Kettennuss mit 5 Daumen, selten beschränkt man die Zahl der Daumen bis auf 4.

Die für den Theilkreisradius eines Haspel-Daumenrades entwickelte Formel liefert im vorliegenden Fall für eine so geringe Daumenzahl nur Näherungswerthe von unzureichender Genauigkeit und es muss daher hier der komplicirtere, mathematisch genaue Werth entwickelt werden.

Legen wir, wie früher beim Haspel-Daumenrad, einen ebenen Mittelschnitt durch die Kettennuss senkrecht zur Drehachse derselben, so schneidet dieser die flach zwischen den Daumen gelagerten Kettenglieder in Kreisen, Fig. 75, deren Mittelpunkte A, B, C u. s. f. auf einem gemeinsamen Umfangkreise der Kettennuss liegen. Dieser Kreis ist der Theil-kreis für die Kettennuss. Bei n Daumen müssen im ganzen 211 Kettenglieder im Umfange der Kettennuss Platz finden und die Theilungssehne A C, welche die Mittelpunkte korrespondirender Endschnittkreise zweier auf einander folgender flachgelagerter Kettenglieder verbindet, muss n mal im Theil-kreise enthalten sein.

b!/ \

Fig. 75

i : I.

Bezeichnet s die Theilsehne A C,

R den Theilkreisradius,

so bestimmt sich die Theilsehne ganz allgemein als Seite eines regulären n ecks durch die Bedingung

180°

s — 2 R sin

2 sin

180⁰

112.

Es ist ferner nach der Figur der zur Sehne AB gehörige Centri-winkel « und der zur Sehne BC gehörige Centriwinkel = ß, mithin die zu denselben Sehnen gehörigen Peripheriewinkel

to j"ct>

und

Leider werden noch immer vielfach ohne triftigen Grund die Abmessungen der Glieder der adjustirten Ketten ganz willkürlich variirt und hieraus erwächst der Nachtheil, dass die Beschaffung von neuen Ketten als Ersatz für verbrauchte mit lästigen Schwierigkeiten verknüpft ist, da man für diesen Fall zunächst immer wieder auf die Fabrik angewiesen ist, aus der die Maschine stammt, oder bei Benutzung einer anderen Bezugsquelle womöglich die Kettennuss einsenden muss, um eine hierfür passende neue Kette anfertigen zu lassen.

Steht die Baulänge der Kettenglieder in einem bestimmten konstanten Verhältniss zur Ketteneisenstärke, entsprechend den Abmessungen, welche für gewöhnliche kurzgliedrige Ketten zum Theil innegehalten werden, so ist

115.

Demnach ^ ABC — i8o° — sl+JL — i8o° —

i8o°

Es folgt alsdann aus dem Dreieck ABC

s = y'A/ß -f- BC² + 2 AB .BC cos

Bezeichnet man die innere Baulänge der Kettenglieder mit /, die Ketteneisenstärke, wie immer, mit ü, so ist AB — l— â und BC=l-\-d. Mit diesen Werthen ergiebt sich:

i8o°

. . 113.

s=]/₂ [/² + d'² + (/²-ü²)

i8oT cos -

71 J»

und demnach

■ i8o

2 sm

1/ 2 [/² + ö² + (P — d²)

cos

i8ol 71 J

. 114.

71

1-2,5 ü

Unter dieser Annahme erhalten wir

(/ /-

rrsE V H’5 + 10,5

2 sm

cos

i8o

71

. . 116.

11

Hieraus ergiebt sich für die Kettennuss mit 4 Daumen, d. h. für n — 4,

117

R - 3-3¹ > à ....

und für die Kettennuss mit 5 Daumen, d. h. für n — 5,

118.

R - 4,079 ö

Diese Formeln lassen deutlich erkennen, wie sich der Lastarm einer Winde vermindert, wenn man die gewöhnliche Kettentrommel, für welche R> 10 ô ist, durch eine Kettennuss ersetzt.

Für verschiedene Ketteneisenstärken ergiebt sich auf Grund der vorstehenden Werthe folgende Tabelle für die Theilkreisradien 4- und 5 zahniger Kettendaumenräder.

Tabelle für die Theilkreisradien der Kettendaumenräder.

Grundwerth: Baulänge der Kettenglieder 1=2,5 d.

Ketteneisenstärke d =

10

11

12

13

14

15

für

Theilkreisradius 7?

23,18

26,49

29,80

33,i i

3M²

39,73

43,04

46,35

49.⁶7

der Kettennuss

für

28,55

32,63

36,71

40,79

44,87

48,95

53,03

57,”

61,19

Ketteneisenstärke d =

16

18

20

22

24

26

28

30

für

Theilkreisradius R

52,98

59,60

66,22

72,84

79,46

86,09

92,71

99,33

der Kettennuss

für

65,26

73,42

81,58

89,74

97,9°

106,05

114,21

122,37

Für die mannigfachen Abweichungen der Baulänge der Kettenglieder von dem hier angenommenen Normalwerth sind für eine Reihe von verschiedenen Daumenzahlen und für die in der Praxis am meisten verbreiteten Kettensorten die Theilkreisradien der Kettennüsse in die auf S. 26 und 27 mitgetheilte Tabelle kalibrirter Ketten und verzahnter Kettenrollen von Georg Kieffer eingetragen.

Nachdem der Theilkreis der Kettennuss bestimmt ist, trägt man in denselben abwechselnd, an einander anschliessend, die Sehnenlängen AB = l—ô und BC=l-\-ö ein. Die radialen Halbirungsebenen der kürzeren Sehnen werden die Mittelebenen der Daumen, welche die Widerlager für die flach gelagerten Kettenglieder bilden. Die Daumen schliessen sich mit geringem Spielraum der äusseren Krümmung der Kettenglieder an und verbreitern sich dementsprechend von der Mittelnuth der Kettennuss aus nach den Seitenrändern derselben. Zu beachten ist, dass die Daumen in den zur Kettennussachse senkrechten Ebenen nach Kreisbogen profilirt werden müssen, die aus den Achsen A beziehentlich B zu konstruiren sind, um das freie Ein- und Ausschwingen der Kettenglieder beim Auf- und Ablaufen zu gestatten. Die Basis der Kettenlager zwischen je zwei Daumen,

wird eben, parallel zur längeren Sehne / + ô im Abstande j von derselben ausgeführt und geht mit Ausrundungen in die Daumenprofile über.

Um die Abnutzung der Daumen möglichst zu beschränken, stellt man die Kettennuss aus Flartguss her. Zur Verminderung der Kettenreibung und des Kettenverschleisses empfiehlt es sich, die Kette selbst zu schmieren.

Bei der geringen Zahl von Kettengliedern, welche bei den vier- und fünfzähnigen Daumenrädern vom Umfange derselben aufgenommen werden, ist eine Störung des Kettenlaufes durch allmähliche Dehnung der Kettenglieder bei ausreichend kräftigen Ketten nicht wohl zu befürchten, um indessen ein zufälliges Ausspringen der Kette aus der Nuss zu verhindern, ist mit Rücksicht auf die schwere Gefahr, unter allen Umständen ein Schutzbügel S anzuordnen, der, der Fig. 3, Taf. 2 entsprechend, den Kettenlauf im Daumenradumfang umschliesst. Ferner empfiehlt sich die Anordnung einer Zunge Z, die auf der freien Kettennussseite in die Mittelnuth derselben hineinreicht, um Kettenglieder, welche sich bei der Rotation zu spät aus ihren Lagern auslösen, herauszudrängen und frei zu machen.

Fig. 76. i : 10.

Hängt das Lasttrum und das frei ablaufende Kettentrum senkrecht nach unten, so legt sich die Kette selbstthätig in den Umfang der Kettennuss. Läuft dagegen das Lasttrum vertikal nach oben, schräg oder horizontal, so hat man für das frei ablaufende Kettentrum eine besondere, lose umlaufende Führungsrolle anzuordnen, um den Ablauf erst eintreten zu lassen, nachdem die Kette etwa den halben Umfang der Nuss umspannt hat. Häufig findet man an Stelle einer solchen Führungsrolle auch die Kettenleitung direkt durch eine Verlängerung des Schutzbügels bewirkt, der sich dann Fig. 7 6 an der Ablaufstelle der Kette sanft nach aussen krümmt, so dass die Kette sich möglichst leicht über die feste Führungsunterstützung fortschieben kann. Auch in dieser Zeichnung ist eine Zunge Z angedeutet.

Daumenräder für die Galle’sche Gelenkkette entsprechen ganz den bereits früher besprochenen Rollen für diese Ketten, deren Konstruktion in dem Kapitel über Rollen ausführlich erörtert ist. Es ist hier nur zu bemerken, dass, während die gewöhnlichen Rollen für die Laschenkette 15 bis 30 Zähne erhalten, die Daumenräder, welche als Windentrommeln wirken, zur möglichsten Reduktion des Halbmessers mit 8, höchstens 10 Zähnen ausgeführt werden.

.    .    8 Zähne,

9 Zähne, 10 Zähne.

Neustadt wählt²) für Lasten bis 3000 kg .

von 3000 kg bis 20000 kg .

über 20000 kg .    .

Nach der Formel 34 für den Theilkreishalbmesser der Räder für die Galle’sche Kette

180

2 sin

ergiebt sich für Z = 8

R = 1,3066 z

10

= 1,3619 Z,

= i,6i8oZ

Nach der Kettentabelle S. 18 würde für 4000 kg' Last eine Gliederkette von 20 mm Eisenstärke erforderlich sein, und hierfür würde eine Kettennuss mit 5 Daumen nach der Tabelle S. 108 einen Theilkreis-radius von 81,58 mm erhalten. Für dieselbe Last ist nach der Tabelle S. 21 eine Galle’sche Kette von 21 mm Zapfenstärke und 55 mm Baulänge anzuwenden, und der Theilkreisradius eines zugehörigen 9 zahnigen Daumenrades würde demnach sich = 1,3619 . 55 = 74,9 mm ergeben. Die Kettendaumenräder für gewöhnliche Gliederketten und für Laschenketten fallen also annähernd gleich gross aus.

3. Wirkungsgrad der Windentrommeln.

a. Allgemeine Entwickelung der Formeln für den Wirkungsgrad der

Seil- und Kettentrommeln.

Bezeichnet

P₀ die ideelle Antriebkraft einer Trommel, a den Kraftarm,

Q die Last,

R den Trommelradius, gemessen bis zur Seil- oder Kettenmitte,

119.

so ist

Zur Bestimmung der effektiven Antriebkraft P sind die Widerstände . der Seilsteifigkeit, beziehentlich der Kettenreibung, und die Zapfenreibung zu berücksichtigen.

Wir fanden bei der Untersuchung der Rollen, dass sich der Widerstand der Seilsteifigkeit und der Kettenreibung, als eine Vergrösserung des theoretischen Lastarmes a um eine Grösse £ in der Rechnung berücksichtigen lasse. Bei den Rollen tritt der in der Rede stehende Widerstand sowohl an der Auflaufstelle, wie beim Ablauf auf, bei einer gewöhnlichen Trommel dagegen nur an der Auflaufstelle, da das auflaufende Seil auf der Trommel verbleibt.

Bezüglich der Kettenreibung haben wir bereits früher darauf hingewiesen, dass der Widerstand beim Auf- und Ablaufen der Kette als gleich gross angenommen werden darf. Dieselbe Annahme ist aber auch noch mit hinreichender Genauigkeit für den Steifigkeitswiderstand unelastischer Hanfseile statthaft, und wir würden demnach im vorliegenden Falle nur

~ als Vergrösserung des Lastarmes einzuführen haben, wenn wir für § die früher für Rollen aufgestellten Werthe benutzen.

Es war für Seile speciell nach Gleichung 8

£4 = 0,018 ô²

und für Ketten nach Gleichung 11

£2 = 0,2 ä.

Bezeichnet P die effektive Antriebkraft der Trommel, q den Zapfenradius derselben,

Z den Zapfendruck.

[i, den Zapfenreibungskoefficienten,

so ergiebt sich unter Berücksichtigung der bereits oben eingeführten Werth e

P-

für Seiltrommeln

Q fff + 0,009 J*) + tu q Z

und für Kettentrommeln P —

Q {R +0,1 lT) ~4~ ft Q Z.

Der Zapfendruck Z ist wesentlich abhängig von der Last Q, da P stets kleiner als Q ist, und zwar durchschnittlich im Verhältniss 1 : 4. Die Kraft Pkann sowohl eine Vermehrung, wie eine Verminderung der Zapfen-anpressung durch die Last herbeiführen, je nach der besonderen Richtung, in der die Antriebkraft wirkt. Man wird daher bei der Aufstellung eines Durchschnittswerthes der Trommelzapfenreibung, den an sich verhältniss-mässig geringen Einfluss von P mit Rücksicht auf die nicht im voraus zu bestimmende Richtung dieser Kraft vernachlässigen können, und wir setzen dementsprechend den Zapfendruck Z=Q*).

Unter diesen Annahmen ergiebt sich

Æ-j- 0,009 (P -J- fl Q

für Seiltrommeln

P=Q

120,

und für Kettentrommeln

121.

Für den Wirkungsgrad rj = -ß- folgt:

für Seiltrommeln

+1,009

122,

für Kettentrommeln

0,1 Ô' , fl Q

R + R~

123.

Die Zapfen der Trommelachse erfordern verschiedene Abmessungen, je nachdem dieselbe nur die Druckresultante der Achse aufnehmen, oder

*) Diese Vernachlässigung erscheint um so gerechtfertigter, weil das mit einer solchen mittleren Zapfenreibung bestimmte Güteverhältniss der Windentrommeln erst in der dritten Decimal-stelle eine Korrektur erleidet, falls der Zapfendruck durch die Konstruktionsanordnung den Maximalwerth /*-(- <2 erreicht.

sich das Torsionsmoment der Trommel durch dieselben fortpflanzt. Setzt man für die vorliegenden Untersuchungen den letzten Fall voraus, welcher die stärksten Zapfendimensionen bedingt, und bezeichnet mit

t die zulässige Tangentialspannung des Materials pro qmm, so ist nach den Gesetzen der Torsionsfestigkeit

qr=‘JL?- d. i.

3

<? = ]/

2 QR

Wir fanden früher aus den garantirten Tragfähigkeiten der Hanfseile als zulässige Belastung derselben pro qmm i kg. Dementsprechend ist

0 =

^    4

Setzen wir ferner in Übereinstimmung mit unseren sonstigen An

nahmen

R = 4 ô und t — 4,8 kg pro qmm,

Schmiedeeisen als Achsenmaterial vorausgesetzt, so geht die Gleichung für q über in

Q = àfl/-L»

\ 2,4

124.

Q = <^o,7s ô

Nimmt man schliesslich noch den Reibungskoefficienten ^ = 0,08 an, so folgt mit den vorstehenden Werthen der Wirkungsgrad der Seiltrommeln

125.

^    1,015 -f- 0,0023 d

Hiermit ergiebt sich für verschiedene Seildicken nachstehende Tabelle für den Wirkungsgrad der Seiltrommeln.

b. Tabelle für den Wirkungsgrad der Hanfseiltrommeln.

Grundwerth: y =

i q~ 0,009

i f*9 R ' R

Seilstärke d —    10

16

20

26

29

33    36    39

46    52

Trommelwirkungsgrad t] — 0,963! 0,950 0,942! 0,930 j 0,924 0,9161 0,9101 0,905 0,892! 0,881

c. Wirkungsgrad von Seil-Friktionstrommeln.

Für Seil-Friktionstrommeln, von deren Umfang das aufgewundene Lastseil mit schwacher Spannung auf der Gegenseite wieder abläuft, sind die vorstehenden Werthe noch als Näherungswerthe zu benutzen, wenn man die

günstige Einwirkung, welche die geringe Spannung des ablaufenden Seiltrums — 2 bis 6 kg — auf den Antrieb der Seiltrommel äussert, gegen die Vermehrung der Widerstände durch den hier auch an der Ablaufstelle auftretenden Seilsteifigkeitswiderstand vernachlässigt.

Wendet man zur selbstthätigen Führung des Seils Zwillingstrommeln mit gemeinsamem Antrieb an, eine Anordnung, die S. 98 besprochen und durch Fig. 67 erläutert ist, so ist zu berücksichtigen, dass an jeder einzelnen Auf- und Ablaufstelle der ganzen Seilleitung Steifigkeitswiderstände auftreten. Die Spannung jedes auflaufenden Trums wirkt für die bezügliche Trommel als Nutzwiderstand, die Spannung der ablaufenden Seilstücke unterstützt dagegen den Antrieb der Trommel, an welcher der Ablauf stattfindet. Bei der Aufstellung der allgemeinen Gleichgewichtsbedingungen für die Zwillings-Friktionstrommeln ist demnach zu beachten,

dass der schädliche Seilsteifigkeitswiderstand an den Auflaufstellen wie

£

bisher als eine Vergrösserung des Lastarms um ~, an den Ablaufstellen dagegen als eine Verkleinerung des Kraftarmes um dieselbe Grösse

in Rechnung zu setzen ist, da derselbe den Nutzwiderstand in eben dem Masse vergrössert, wie andererseits das Moment des treibenden Seilzuges vermindert.

GZŻ

>■

Fig. 77.

Nehmen wir, wie bei der ersten allgemeinen Besprechung der ganzen Anordnung an, dass der Seillauf dreimal über jede der beiden Trommeln fortgeführt ist, jede Trommel also dreimal auf dem halben Umfang umspannt wird, so giebt die beistehende Figur 77 eine schematische Darstellung des Seillaufes, falls man sich zur deutlicheren Veranschaulichung die einzelnen Seilumschlingungen der Trommelnuthen in eine Ebene auseinander geklappt denkt.

Es sei

Slf S2.....N₇ die Spannung der einzelnen Seilstücke,

speciell gleich der aufzuwindenden Last Q,

N₇ die Spannung, mit der das Seil beim schliesslichen Ablauf abgezogen wird,

R der Trommelradius,

der Reibungskoëfficient für das Seil auf dem Trommelumfang,

q der Zapfenradius der Trommeln,

[il der Zapfen-Reibungskoëfficient, â der Seildurchmesser,

t    2

-y- = 0,009 c)' die Vergrösserung des Lastarms beim Seilauflauf,

beziehentlich die Verkleinerung des Kraftarmes beim Seilablauf, welche dem Seilsteifigkeitswiderstand entspricht,

Pl die Antriebkraft derjenigen Trommel, auf welche das Seil zuerst aufläuft, und

P₂ die Antriebkraft der zweiten Trommel, von welcher das Seil schliesslich abgezogen wird, beide Kräfte im Trommelumfang wirkend gedacht.

Vernachlässigt man die Einwirkung der Antriebkraft auf die Vermehrung der Zapfenreibung, welche im Vergleich zu den übrigen Widerständen bei derartigen Konstruktionen sehr geringfügig ist, so ist der Zapfendruck für jede Trommel gleich der Summe der Seilspannungen, welche auf die Trommel ein wirken.

Unter dieser Voraussetzung bestehen folgende Bedingungsgleichungen :

PlR = Sl (R ₊ \)-S₂(R - Se(R

und P,R = S₂ (R + A) - Ą {R

k-) + S,(R+Ą-). 4r) + t¹1 f’i + Ą • • • + ą) q

h.) + St(R + -h.)

S- {R--^ ) + !' i (Ą + Ą • ■ ■ +

Durch Addition beider Gleichungen ergiebt sich das totale Moment der Antriebkraft für die Zwillingstrommeln

(J-\ + A)R — (^1 —    + (S{ + S₂ . . . -f SG) (—■—f- ju,içj

+ (Ą + Ą • • • + ^7)(-^—h [*iq)    • • • •    126.

Nach den Gesetzen der Seilreibung auf Rollenumfängen ist, da hier jedesmal der halbe Trommelumfang umspannt wird,

S, = S₂e

-(ATI

= S,e-²^n = Qe~²>un

u. s. f., schliesslich

S₇ = Sxe~G^n = Qe~Gfxn-

Bei n Seilstrecken würde ganz allgemein Sn — Qe setzen sein.

— (n—1)^71

zu

Mit diesen Werthen ergiebt sich:

— S, = Q

+ Ą = ß(i +e~fx71 + e-²^⁷¹    = Q-

-6fA 71

e — lun_

e— G [ATI

-(A 71

+ S, = Q (e~ P ”+ e~ ²f .. + e-⁶'“") = Qe

Durch Einsetzen dieser Werthe in Gleichung 126 folgt:

p, + pa = q    (i+at) (,+,-/■*) !

-6 fl TI

— e tu 71

• Q . . 127.

Ohne schädliche Widerstände würde die totale ideelle Antriebkraft des Zwillings-Trommelpaares = Q sein und demzufolge ist der Wirkungsgrad dieser Friktionstrommeln,

-e-⁶t*n

. . . 128.

-(A TI

Setzt man den Reibungskoefficienten für Hanf auf Eisen fx = 0,3,

so wird

und

e P⁷¹= 0,3g

= 0,0035

ferner

Si + ²f*tQ

128a.

0,9965 + 2,2699 • zR

Für R — 150 mm, q = 30 mm, = 0,08 und ô = 36 mm ergiebt sich

7] = 0,826.

Der Wirkungsgrad ist, wie bei allen Seiltrommeln, wesentlich abhängig von der Seildicke und nimmt mit zunehmender Seilstärke rasch ab. Für ein 20 mm starkes Seil und dementsprechend passend gewählte

Trommeldimensionen R= ioo mm und q = 15, würde die Rechnung- noch einen Wirkungsgrad von circa go °/o ergeben. Im allgemeinen stellt sich heraus, dass der Wirkungsgrad eines solchen Friktionstrommelpaares angenähert nur gleich dem Quadrat des Wirkungsgrades einer gewöhnlichen Seiltrommel für gleiche Seilstärke ist. Die Spannung des ablaufen-— 6yn

den Seiltrums S₇ = Qe nungen für den zu Grunde gelegten Werth von y = 0,3, S₇ = 0,0035 Q■> also für Q = 1000 kg beispielsweise nur =3,5 kg.

ergiebt sich nach den vorstehenden Rech-

d. Wirkungsgrad der Seil-Friktionsrollen.

Der Wirkungsgrad der Seil-Friktionsrollen, die an Stelle von Windentrommeln benutzt werden, wird durch die starke Spannung des ablaufenden Trums* an welches, zur Verhinderung des Seilgleitens auf dem Rollenumfang, ein Gegengewicht angehängt ist, erheblich beeinflusst. Die Anordnung der Aufzugswinden mit Seil-Friktionsrollen wird entsprechend der Skizze Fig. 78 zweckmässig so gewählt, dass der Umfangsdruck des Antriebrades während des Lastaufwindens vertikal aufwärts

//

\.

Fig. 78.

gerichtet ist und daher eine Verminderung des Zapfendrucks hervorruft, welcher von der Last und dem Gegengewicht herrührt.

Es sei P die effektive, P₀ die ideelle Antriebkraft, a der Arm der Kraft P,

Q das Totalgewicht der Last, welches sich aus dem Eigengewicht der Förderschale und dem Gewicht der Nutzlast zusammensetzt,

G die Grösse des Gegengewichts,

R der Radius der Seil-Friktionsrolle,

Z der Zapfendruck, q der Zapfenradius, y der Zapfenreibungskoefficient, ô der Seildurchmesser.

Setzen wir in Übereinstimmung- mit unseren bisherigen Rechnungen die Vergrösserung des Lastarms durch die Seilsteifigkeit an der Auflaufstelle = 0,009 ö² und dementsprechend die Verkleinerung des Kraftarms an der Ablaufstelle eben so gross, so ist :

. 129.

Für Q — 650, G — 500 und P — 125 kg wird Z=Q-\~G — P — 1025.

Ist ferner 7? = 375, <1=36, q = 40 und nehmen wir fi — 0,08 an, so er-giebt sich für diesen Fall

V = °>T7

Die Einfachheit der ganzen Konstruktion wird also mit einem ziemlich erheblichen Effektverlust erkauft, der sich noch steigert, wenn man das Lastseil durch Keilnuthenklemmung im Rollenumfang festhält, da durch eine solche Anordnung unzweifelhaft das Abspreizen des Seiles an der Auflaufstelle erhöht wird, sich also der Lastarm vergrössert, während andererseits an der Ablaufstelle die Auslösung des Seiles aus der Umfangs-nuth durch die Klemmung verzögert wird, und sich dementsprechend der Kraftarm verkleinert.

e. Wirkungsgrad der Kettentrommeln.

Der Wirkungsgrad der Kettentrommeln ist bereits oben durch die allgemeine Formel 123

ï + °di-.

¹ ^ Ji ' R

bestimmt.

Legen wir, wie bei den Seiltrommeln, den ungünstigsten Fall der Zapfenbeanspruchung durch das Torsionsmoment der Lasttrommel zu Grunde, so ist der Zapfenradius

zu setzen.

Nach Gleichung- 28 ist die Ketteneisenstärke

d.= o,₃i 1IQ d. i. 0 = 5^6 •

Nehmen wir ferner wieder als zulässige Tangentialspannung des schmiedeeisernen Zapfens t — 4,8 kg an und setzen den Trommelradius R, wie meist üblich, = 10 d, so folgt der Zapfenradius der Kettentrommel

130.

Q = 2,4 Ô.

Mit den vorstehenden Werthen und für p = 0,08 geht der Ausdruck . für ij über in

y i -f 0,01 -(-0,0192    °>97¹-

Der Wirkungsgrad der gewöhnlichen Kettentrommel für R= 10 d

131

V = °>971

ist unabhängig von der Ketteneisenstärke, wenn man die Trommel - Abmessungen nach konstanten Verhältnissen zur Kettenstärke bestimmt.

f. Wirkungsgrad der Kettendaumenräder.

Die allgemeine Formel für den Wirkungsgrad der Kettentrommeln gilt auch noch für Kettendaumenräder. Auch hier ist nur die Kettenreibung an der Auflaufstelle zu berücksichtigen, da das ablaufende Trum nicht gespannt ist. Der Wirkungsgrad selbst nimmt aber einen anderen Zahlenwerth an, weil die Kettenreibung bei dem kleinen Kettennussdurchmesser grösser wird. Andererseits ergeben sich für die Kettennuss etwas schwächere Zapfen und damit verringerte Zapfenreibung*).

Um das Verhältniss des Zapfenradius zur Kettenstärke zu bestimmen, gehen wir wieder von der Gleichung für den auf Torsionsfestigkeit berechneten Zapfen aus

Für R ist für eine Kettennuss mit 4 Daumen nach Gleichung 117, 3,311 ô, und für eine Kettennuss mit 5 Daumen nach Gleichung 118, 4,07g ô

zu setzen. Benutzen wir im übrigen, wie oben, den Werth ß = ₀₀₉6und t — 4,8, so folgt:

für die Kettennuss mit 4 Daumen

132,

q = i ,66 à

*) Anm. Der Wirkungsgrad der Kettendaumenräder wird unzweifelhaft auch durch die Reibung der Kettenglieder an den Daumen beeinträchtigt. Diese Verluste sind in der Rechnung nicht berücksichtigt, weil die Zuverlässigkeit der theoretischen Rechnung für diesen Fall mehr als zweifelhaft erscheint.

und für die Kettennuss mit 5 Daumen

133.

q = 1,78 â

Mit den vorstehenden Werthen ergiebt sich für die Kettennuss mit 4 Daumen

* ^ 3,3U

0,08.1,66

3,3H

und für die Kettennuss mit 5 Daumen

i4

0,1

0,08.1,78

4,079

4,079

Wir erhalten also schliesslich durch Ausrechnung dieser Werthe den Wirkungsgrad einer Kettennuss mit 4 Daumen

134,

135.

n = °>934

und den Wirkungsgrad einer Kettennuss mit 5 Daumen n - °>944

Berücksichtigt man, dass die bedeutende Verkleinerung des Lastarms bei Anwendung einer Kettennuss anstatt einer gewöhnlichen Kettentrommel, abgesehen von der Verkleinerung der ganzen Maschine, auch meist noch ein sonst erforderliches besonderes Vorgelege und dessen Effekt Verluste erspart, so erscheint der Wirkungsgrad der Kettennuss mit 4 und 5 Daumen noch sehr günstig, und die zunehmende Verbreitung, welche diese Konstruktionselemente in der Praxis seit den letzten Jahren finden, ist durchaus gerechtfertigt und empfehlenswerth.

Der Wirkungsgrad der Daumenräder für die Galle’schen Gelenkketten dürfte mit dem Güteverhältniss der Kettennuss mit 5 Daumen sehr nahe übereinstimmen, da, wie früher nachgewiesen, beide nahezu gleich grosse Durchmesser erhalten, also auch die Ketten gleiche Biegungen erleiden.

4. Differential-Windentrommeln. — Anordnung und

Wirkungsgrad.

Die Anordnung zweier Trommeln mit entgegengesetzter Windewirkung und verschiedener Umfangsgeschwindigkeit bietet in analoger Weise, wie der Differentialflaschenzug ein Mittel, durch die Differenzwirkung der Trommeln eine sehr starke Umsetzung zwischen Antriebkraft und Last zu erzielen, aber so einfach auch die ganze Anordnung an sich ist, so sind mit derselben doch andererseits die bereits bei der Besprechung der Differentialflaschenzüge erörterten Übelstände unverhältnissmässig grosser Effektverluste verbunden. Diese Effekt Verluste wachsen mit dem Um-setzungsverhältniss zwischen Kraft und Last und lassen sich leicht bis zur Selbsthemmung der ganzen Maschine durch die eigenen Bewegungswiderstände steigern. Der Vortheil, welcher hierin durch die Entbehrlichkeit eines besonderen Sperr- und Bremswerkes für möglichst einfach kon-struirte Winden, vorzüglich für hochliegende Anordnung derselben mit Haspelkettenantrieb liegt, ist wie bei allen Konstruktionen mit Selbsthemmung durch schädliche Widerstände ein sehr unvollkommener. Die rationellen Verbesserungen der Bremswerke auch speciell für hochliegende Konstruktionen beschränken die Anwendung der Differential - Windentrommeln in der Praxis auf Konstruktionen von untergeordneter Bedeutung.

Die einfachste und älteste Konstruktion einer Winde mit Differential-Trommeln ist die sogenannte chinesische Winde, Fig. 79, welche im wesent-

I!

A.

s,

(l

Fig. 79.

liehen aus einem einfachen hölzernen Wellbaum besteht, dessen eine Hälfte stärker als die andere ist. Das Lastseil, dessen Enden die beiden Trommelhälften in entgegengesetzten Richtungen umschlingen, trägt die I.ast an einer in die herabhängende Schleife eingehängten losen Rolle und wickelt sich bei der Umdrehung des Wellbaums auf der einen Seite auf, auf der anderen ab. Je nach der Umdrehungsrichtung muss sich hierbei die herabhängende Seilschlinge verkürzen, und demgemäss die Last sich heben, oder umgekehrt, die Seilschlinge verlängert und die Last gesenkt werden. Durch die Einschaltung der losen Rolle beträgt die Lasterhebung, oder die Senkung bei einer Kurbelumdrehung nur die halbe Differenz der beiden verschiedenen Trommelumfänge.

Bei der Berechnung der erforderlichen Antriebkraft kann der Einfluss des Kurbeldrucks auf die Vermehrung der Zapfenreibung vernachlässigt werden, da die Vertikal-Komponenten des Kurbeldrucks während der einen Hälfte der Umdrehung den Zapfendruck, welcher von der Last herrührt, in eben dem Masse vermindern, wie sie denselben während der zweiten halben Umdrehung vermehren, und da ferner der Einfluss der Horizontalkomponenten verschwindend ist.

Bezeichnet P den Kurbeldruck, Q die Last, d den Seildurchmesser, a den Kurbelarm,

S₂ die Seilspannung desjenigen Trums, welches beim Aufwinden der Last aufgewickelt wird,

Si die Spannung im anderen Trum, r₂ den grösseren, rx den kleineren Trommelradius, r den Radius der losen Rolle, den Radius der Trommelzapfen, q den Radius des Rollenzapfens,

die Vergrösserung des Lastarms an der Auflaufstelle, beziehentlich die Verkleinerung des Kraftarms an der Ablaufstelle, welche die Einwirkung des Seilsteifigkeitswiderstandes auf den Trommelantrieb ausdrückt, den Zapfenreibungskoefficienten,

so ist Pa + (rt —    = S₂ (r₂+ A-) + fi (S{ + S₂) qv

Ferner ist + S₂ = Q.

Infolge des Rollenwiderstandes ist S₂ = St x, und entsprechend der Formel 13a

0,018 lT²

xl — i T

Es ist demnach Q = S{ (1 + x{),

⁵i = r-A und

Hiermit ergiebt sich

und

Pa =

Qy-\

i 4-

(^+F)

ft (O

¹ + *\

. . 136.

Für die ideelle Antriebkraft würde die Bedingungsgleichung lauten

Po =

Q Fa — p)

. . 137,

mithin schliesslich der Wirkungsgrad der ganzen Konstruktion

. . 138

¹ T- *1

Für ô — 20, r — 80, rx — 100, r₂ = 130, q = 8, qx = 20 mm und ^ — 0,08

t

ist xx = 1,106 und = 3,6

V ⁼ °>579-

Für Q — 300 kg und a — 400 mm wäre nach Gleichung 137 der ideelle Kurbeldruck

PQ = 11,25 kg.

Infolge der Effektverluste ist der effektive Kurbeldruck

P = ~    ^ l9,5 kg.

Abgesehen von dem sehr geringen Wirkungsgrad hat die Konstruktion noch den erheblichen Übelstand, dass der geringe Lastweg bei einer vollen Kurbelumdrehung ausserordentlich grosse Trommellängen bedingt, um die Last selbst nur um eine massige Höhe heben zu können. Dies hat dazu geführt, die Doppeltrommel zu theilen und zwei Trommeln parallel neben einander zu lagern. Der Antrieb der Trommeln erfolgt dann durch ein Zahnrädervorgelege, dessen Triebrad, zwischen den Trommelzahnrädern angeordnet, mit beiden gleichzeitig im Eingriff steht. Hierdurch wird die ganze Konstruktion zwar in Bezug auf die Ausdehnung in der Richtung der Trommelachsen wesentlich zusammengedrängt und senkrecht dazu nicht störend erweitert, aber auch bei dieser Anordnung ist die Windevorrichtung für grössere Förderhöhen vollständig unbrauchbar und für geringe Lasterhebungshöhen wenig empfehlenswert!]. Die Einfügung des Zahnrädervorgeleges beseitigt den Vorzug der primitiven Einfachheit und setzt naturgemäss den Wirkungsgrad noch mehr herab.

Günstiger gestalten sich die Verhältnisse, wenn man statt der Seile und Seiltrommeln Ketten mit Kettendaumenrädern zur Anwendung bringt, weil sowohl die Widerstände der Kettenreibung geringer sind, als die der Seilsteifigkeit, als auch durch die Anordnung von'Daumenrädern an Stelle der Windentrommeln, die Konstruktion eine kompendiöse Form annimmt, deren räumliche Ausdehnung unabhängig von der Lasterhebungshöhe bleibt.

Fig. 80 giebt die schematische Anordnung einer derartigen Winde, deren vollständige konstruktive Ausführung auf Taf. 9 in Fig. 1 und 2 dargestellt ist. Die Konstruktion ist aus der Maschinenfabrik von Zobel, Neubert & Co. in Schmalkalden hervorgegangen und bildet das Windentriebwerk einer Laufkatze. Die verschiedene Umfangsgeschwindigkeit der gleich grossen Kettendaumenräder wird durch verschieden grosse Zahnräder erzielt, welche auf den Achsen A und B der Daumenräder befestigt sind und durch das Triebrad der Vorlegewelle C gemeinsamen Antrieb empfangen. Als Lastkette ist eine Galle’sche Gelenkkette benutzt und gur Aufnahme der Last in dieselbe eine lose Rolle D eingehängt.

Es sei P die treibende Umfangskraft des Triebrades auf der Vorgelegewelle C,

Rx und R₂ die Theilkreisradien der Zahnräder auf den Kettenwellen B und A,

r der Theilkreisradius der gleich grossen Kettendaumenräder, q der Zapfenradius der Kettenwellen, der Theilkreisradius der losen Rolle, q{ der Zapfenradius der losen Rolle,

[i, der Reibungskoeffizient der Zapfen,

So die Spannung im aufsteigenden belasteten Kettentrum,

S{ die Spannung im niedergehenden belasteten Kettentrum,

^ die Vergrösserung des Lastarmes, beziehentlich die Verkleinerung des Kraftarmes, welche dem Widerstand der Kettenreibung beim Auf- und Ablaufen von den Kettendaumenrädern entspricht,

Q die Last,

d der Zapfendurchmesser der Gelenkkette.

MR

(Sr)

'■

¹

Bach. Maschinenelemente.

²

Vergl. Reuleaux. Konstrukteur III. Auflage S. 628.

si

Si

■■

Fig. 80.

Infolge der Lagerung derVorgelegewelle C zwischen den beiden Kettendaumenrädern unterhalb der horizontalen Mittellinie derselben bewirkt der Umfangsdruck P beim Aufwinden der Last eine Verminderung des Zapfendrucks der Ketten wellen. Vernachlässigt man diesen günstigen Einfluss auf die Verminderung der Zapfenreibung, indem man andererseits

/*<?)]• •

139.

auch die Vergrösserung des Zapfendrucks durch das Eigengewicht der Ketten ausser Acht lässt, so ergiebt sich

sĄr + ^t) si

Ry

S₂ /.t (j

~rT’

wo §₂, nach Gleichung u, = 0,2 â ist.

Infolge der Gesammtwiderstände der losen Rolle ist

S~2 —    x₂,

und nach Gleichung 14 a, x₂ = 1 + C>^ + 2j^i •

•Si + Ą — Q’

Q — S1C¹ + x₂),

Es ist ferner

also auch

%2<2

i + *2 '

Mit diesen Werthen geht die Gleichung für P über in

R\ ¹ + *i

Ri ¹ + *2

1 4_ Q. VQ

" R'i I V-2

Für die ideelle Antriebkraft ergiebt sich

R\

i)

- Ql

R₂ Ri

2 Aj . K2

. . 140,

und schliesslich der Wirkungsgrad

R\ R‘2

(ï + Xo)

X (r+L+f?)

. . 141.

In der zur Untersuchung gezogenen ausgeführten Konstruktion ist K₁ = 127, R₂ = 168, r - 65, rL = 130, o =    = 30 und â — 17,5 mm.

Hierfür wird unter der Annahme, dass der Zapfenreibungskoëfficient /1 = 0,08 ist, zunächst g₂ = 0,2 • 17,5 = 3,5

und x₂ = i +

0,2 . 17,5

130

2 . 0,08 . 30

130

= 1,064,

schliesslich ij = 0,5g.

Bei genauerer Rechnung würde noch der Einfluss des Eigengewichts der Kette auf den Antrieb der Winde zu berücksichtigen sein. Bei der tiefsten Stellung der Last sind die unbelasteten Trümer der frei herabhängenden Kettenschlinge am meisten verkürzt und die belasteten Kettentrümer am weitesten herabgezogen. Bezeichnet man die Differenz der Eigengewichte des freien und des belasteten Trums in dieser Stellung für jedes Daumenrad mit G, so ist infolge des Kettengewichts beim Anheben der Last ausser den bisher berücksichtigten Widerständen im Umfange des Yorgelegerades noch der Druck

Pi =

Gr

Gr

Ri

R*

= Gr .

— R\ RiR%

. . 142

zu überwinden. Bei hochgewundener Last überwiegt gerade umgekehrt das Eigengewicht des freien Kettentrums an jedem Daumenrade das des belasteten, und die Kraft

1\ = Gr

Rj — Rj

R\ • R2

wirkt nunmehr in entgegengesetztem Sinne am Umfange des Vorgelegerades, vermindert also den Rücktrieb der frei schwebenden aufgewundenen Last. Die Zahnreibungs- und Zapfenreibungswiderstände der Vorgelegewelle bedingen weitere Effektverluste und es beschränkt sich der Wirkungsgrad der ganzen Konstruktion schliesslich auf ungefähr 0,50. Das Triebwerk erlangt auf Kosten der eigenen Bewegungswiderstände die Eigenschaft der Selbsthemmung.

Anmerkung: Es ist bereits früher bei der allgemeinen Bestimmung der Kettenreibung darauf hingewiesen, dass infolge der Reibung der Kettenlaschen an einander, welche bei der Galle’schen Kette abgesehen von der Gelenkzapfenreibung auftritt, der Reibungswiderstand dieser Kette wohl kaum kleiner als der einer kalibrirten Gliederkette ausfällt. Das durchgerechnete Beispiel, in welchem für die Galle’sche Kette dieselben Widerstandswerthe angenommen sind, die sich nach den Erfahrungen mit Differentialkettenflaschenzügen für Gliederketten als zutreffend erwiesen haben, liefert hierfür einen thatsächlichen Beweis.

Die im nächsten Abschnitt aufgestellten Rechnungen für das Güteverhältniss der Zahnrädervorgelegewellen ergeben, dass für die hier vorliegende Konstruktion bei dem doppelten Eingriff eines io zahnigen Triebrades einerseits in ein 25 zahniges, andererseits in ein 33 zahniges Rad, und bei einem Yerhältniss des Zapfendurchmessers der Vorgelegewelle zum Theilkreisdurch-messer des Triebrades von ca. 4:10, sowie bei dem Yerhältniss des Theilkreisdurchmessers des Triebrades zum Durchmesser des Haspelrades von 1 :7, das totale Güteverhältniss der Vorgelegewelle

<7i = 0,933 . 0,939 . 0,965 = c>o 0,845

anzunehmen ist.

Hiermit ergiebt sich aber dann das Gesammt-Güteverhältniss der Konstruktion nur gerade = 0,50. Da nun in der Praxis für eine Konstruktion, die die Eigenschaft der Selbsthemmung besitzt, jedenfalls eine grössere Sicherheit für die Selbsthemmung erzielt sein muss, als durch den absoluten Grenzwerth geboten wird, so ist anzunehmen, dass die Gesammtwiderstände der Winde in Wahrheit noch etwas mehr als die durch die vorstehenden Rechnungen ermittelten 50% der Nutzarbeit betragen. Der Bestimmung des Güteverhältnisses der Vorgelegewelle ist der für solche Verhältnisse wohl ausreichend hoch bemessene Werth 0,16 als Zahnreibungskoëfficient zu Grunde gelegt. Die voraussichtlich höheren Widerstände werden also eher in einer etwas stärkeren Kettenreibung, als in erhöhten Effektverlusten des Vorgeleges zu suchen sein.

5. Zahn- und Reibrädervorgelege.

a. Allgemeine Anordnung der Vorgelege.

Die Anordnung von Antriebkurbel, oder von Haspelrad und Lasttrommel auf derselben Welle gestattet nur eine beschränkte Umsetzung zwischen Kraft und Last, da sich einerseits der Kraftarm nicht beliebig vergrössern, andererseits der Lastarm nur bis zu einer gewissen Grenze verkleinern lässt.

Ordnet man eine gesonderte Kurbelwelle an und lässt diese durch Rädereingriff auf die Lasttrommel wirken, so ist der Umfangsdruck zwischen den Rädern in Bezug auf die Kurbelwelle als Nutzwiderstand, in Bezug auf die Trommelwelle als Antriebkraft anzusehen, und man erhält bei dieser Anordnung eine zweimalige Umsetzung zwischen den wirkenden Kräften. Wählt man, wie bei Antrieb durch Menschenkraft stets, das Rädergetriebe so, dass die Bewegung ins Langsamere umgesetzt wird, so muss nach dem Gesetz für das Gleichgewicht der mechanischen Arbeiten eine Steigerung des Antriebdruckes für die Lasttrommel erzielt werden. Man bezeichnet die gesondert ausgeführte Antriebwelle als Vorgelegewelle, die ganze Anordnung mit dem Rädertriebwerk kurz als Vorgelege, und kann zur Steigerung des Umsetzungsverhältnisses zwischen Kraft und Last, je nach Bedürfniss ein, zwei auch drei Vorgelege in Anwendung bringen. Da sich der Nutzeffekt der ganzen Winde durch das Produkt aus den Wirkungsgraden der einzelnen Elementargetriebe bestimmt, sinkt der totale Nutzeffekt verhältnissmässig schnell mit der Vermehrung der Vorgelege, und aus diesem Grunde vermeidet man in der Praxis die Anordnung von mehr als drei Vorgelegen.

Das Umsetzungsverhältniss der einzelnen Vorgelege steigert man nur selten auf 1 : 8, ganz ausnahmsweise auf 1 : 10. Am häufigsten findet man die Verhältnisse 1 : 2 bis 1 : 5. Starke Übersetzungen bedingen sehr verschiedene Abnutzungen für die beiden mit einander in Eingriff stehenden Räder und führen infolge der grösseren Umlaufszahl des kleineren, treibenden Rades, zu entsprechend schnellerem Verschleiss desselben. Ausserdem machen sich bei der gewöhnlich gewählten Evolventen Verzahnung die unregelmässigen Geschwindigkeitsübertragungen störender fühlbar, welche durch die radiale Zahnfussprofilirung der Zähne des kleineren Rades bedingt werden.

Bezeichnet man, der Figur 81 S. 127 entsprechend, die treibende Kraft mit P, die Last mit Q, den Kurbelarm mit a, den Lastarm mit R, die Radien der kleineren Triebräder der einzelnen Vorgelegewellen mit rx, r₂, r₃ u. s. f., und schliesslich die Radien der grösseren Räder mit Rv R2 und P₃, so besteht die Bedingungsgleichung

rl_. Ja.

143.

Pa _ r,

Q~R ~ Pf ’ Pj R₃

Bei Zahnrädern speciell verhalten sich die Theilkreisradien wie die Zähnezahlen und man kann die vorstehende Gleichung daher auch schreiben

Pa

. 144.

__Pl. J*___h-

Q R Z\ Z₂ Zu

wofern man mit zx, z₂, zs die Zähnezahlen der kleineren Triebräder der Vorgelege, und mit Z{, Z>, Zz die Zähnezahlen der zugehörigen grösseren Räder bezeichnet.

t*-'

nr

•Bi"

iQ

Fig. 81.

Diese Gleichungen zeigen, dass man ein gegebenes Umsetzungsver-hältniss zwischen Kraft- und Lastmoment durch Einschaltung von Vorgelegen in eine beliebige Anzahl kleinerer Zwischenumsetzungen auflösen kann, falls man die Räderpaare der anzuordnenden Vorgelege so wählt, dass das Produkt aus den Umsetzungsverhältnissen der einzelnen mit einander in Eingriff stehenden Räder gleich dem gegebenen totalen Um-setzungsverhältniss zwischen Kraft- und Lastmoment ist.

Hat man beispielsweise

Kraftmoment

Lastmoment

32,4

so kann man das direkte Umsetzungsverhältniss auflösen in zwei Zwischenumsetzungen

32    6 ‘ SA '

Die kleineren Triebräder der verschiedenen Vorgelege kann man gleich gross oder verschieden wählen. Nehmen wir für das vorliegende Beispiel die kleinen Räder gleich gross mit je 10 Zähnen an, so würden die zugehörigen Räder 60 und 54 Zähne erhalten. Wählt man die kleineren Triebräder verschieden gross, und nimmt für das Umsetzungsverhältniss i : 6 als Grundzahl 12 Zähne an, so würde das zugehörige Rad 72 Zähne erhalten müssen, während das andere Vorgelege bei einem Triebrade mit 10 Zähnen auch wie im ersten Falle als zugehöriges Rad ein 54 zahniges erfordern würde.

Doppelte und mehrfache Vorgelege werden bei Winden stets mit Zahnrädern ausgeführt, Reibräder erscheinen überhaupt nur für einfache Vorgelege unter bestimmten, später näher zu erörternden Verhältnissen anwendbar und empfehlenswerth.

b. Doppelvorgelege mit Ausrückung.

In den meisten Fällen wechseln die Lastgrössen, welche mit derselben Winde zu heben sind, sehr beträchtlich, und es ist alsdann erwünscht,

die Rädergetriebe so anzuordnen, dass man für kleinere Lasten auch entsprechend kleinere Umsetzungsgetriebe benutzen kann.

Erfordert die Maximallast die Anordnung eines doppelten Vorgeleges, während die am häufigsten zu hebenden kleineren Lasten sich mit einem einfachen Vorgelege bewältigen lassen, so sind die beiden verschiedenen Fälle in der Konstruktion dadurch zu berücksichtigen, dass man das zweite der beiden Vorgelege ausschaltbar einrichtet, so dass die Trommelwelle nur beim Heben grösserer Lasten unter Mitbenutzung des Zwischenvorgeleges von der Kurbelwelle aus indirekt angetrieben wird, während man zum Aufwinden kleinerer Lasten das Triebrad der Kurbelwelle direkt in das Trommelrad einrückt. Fig. 82 und 83 zeigen eine derartige Anordnung.

BÜ-

11/

ai

-4

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Lg]--p:

Mn.

I»- — •- -

¹___

k'\

[F-------

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Fig. 82 'll. 83. i : 10

ver-

Die Kurbelwelle ist in ihren Lagern in der Achsenrichtung schiebbar und ihr Triebrad A kann demnach entweder direkt, wie in der Zeichnung, mit dem Trommelrad in Eingriff stehen, oder durch seitliche Verschiebung in das Rad C der zweiten Vorgelegewelle eingerückt werden. Im ersten Falle arbeitet die Winde mit einfachem Vorgelege und die zweite Vorgelegewelle läuft zwar, infolge des gleichzeitigen Eingriffs ihres Triebrades B in das Trommelrad, mit um, ist aber von der Kraftüber-

tragung ausgeschlossen. Im zweiten Falle arbeitet die Winde mit doppeltem Vorgelege, indem zunächst das Triebrad A seinen Umfangsdruck auf das Rad C der zweiten Vorgelegewelle abgiebt, und die Bewegung dieser Welle sich durch das Triebrad B auf die Trommelwelle fortpflanzt. Beträgt das Gewicht der durchschnittlich zu hebenden kleineren Lasten

der Maximallast, so ist das Umsetzungsverhältniss für das Räderpaar

AC-

- zu wählen, um bei Ausschaltung des zweiten Vorgeleges zum

Aufwinden der kleineren Lasten den Kurbeldruck bis zur zulässigen Grenze auszunutzen. Diese Anordnung bedingt für alle Räder gleiche Theilung.

Je nachdem man das zweite Vorgelege ein- oder ausschaltet, ist beim Aufwinden der Last die Kurbelwelle in entgegengesetzten Richtungen anzutreiben, da sich bei Einrückung des einfachen Vorgeleges die Trommelwelle umgekehrt wie die Kurbelwelle umdreht, bei Benutzung beider Vorgelege dagegen der Drehsinn der Kurbelwelle durch den doppelten Rädereingriff zweimal umgekehrt wird und daraus für Kurbel- und Trommelwelle gleicher Drehsinn resultirt. Die zweite Vorgelegewelle läuft stets entgegengesetzt wie die Trommel welle um und ändert daher ihren Drehsinn nur beim Lastaufwinden und Lastsenken, gleichgültig ob sie an der Kraftübertragung theilnimmt oder leer geht.

Die Mittelpunkte der Trommelwelle und der beiden Vorgelegewellen liegen in den Eckpunkten eines Dreiecks, dessen Seiten die Summen der Theilkreisradien, d. h. die gemeinschaftlichen Centralen der mit einander in Eingriff tretenden Räder bilden, und sind dieselben durch diese Bedingung leicht in sonst passender Lage bestimmbar.

Um die Verschiebung der Kurbelwelle zu gestatten, muss dieselbe auf den Verschiebungsstrecken, welche gleichzeitig die Drehzapfen der Welle bilden, selbstverständlich gleichmässig stark, und sauber abgedreht sein. Die Fixirung in den verschiedenen Positionen erfolgt durch eine Überfallklaue K, welche im vorliegenden Falle auf einer Spannstange des Windengerüsts drehbar befestigt ist und vor oder zwischen die Bunde E und F der Kurbelwelle eingreift. In der gezeichneten Stellung sichert die Klaue den direkten Eingriff des Kurbelwellentriebs A mit dem Trommelrad dadurch, dass dieselbe hinter den linken Wellenbund E eingelegt ist und andererseits das Triebrad A rechts gegen das Lagerauge des Windengestells anläuft. Ist die Welle dagegen ganz nach links verschoben, um die Räder A und C mit einander arbeiten zu lassen, so erfolgt die Sicherung dieser Position dadurch, dass sich einerseits die Nabe der rechten Kurbel aussen gegen das Lagerauge legt und die Klaue ein Zurückweichen nach rechts verhindert, indem sie rechts vor dem Wellenbund F zum Eingriff gelangt. Fasst die Klaue zwischen die beiden Wellenbunde E und F, so befindet sich die Kurbelwelle vollständig ausser Eingriff mit dem übrigen Triebwerk und nimmt beim Senken der Last an dem Rücklauf desselben keinen Antheil. Diese specielle Anordnung, wie überhaupt jede derartige Verschiebbarkeit der Kurbelwelle zum Ein-und Ausschalten verschiedener Vorgelege, setzt voraus, dass das Sperr-und Bremswerk für die Winde auf der zweiten Vorgelegewelle oder

Ernst, Hebezeuge.

eventuell auch auf der Lastwelle selbst angeordnet ist, um die angehobene

Last bei etwa nachträglichem Auswechseln der Vorgelege frei schwebend zu halten, oder bei ausgeschalteter stillstehender Kurbelwelle gebremst zu senken. In der Figur ist das Sperr- und Bremswerk durch die Scheiben M und L angedeutet. Die Uberfallklaue ist in Fig. 84 nochmals gesondert in der Seitenansicht gezeichnet.

Fig 84.

c. Doppelvorgelege mit Wechselrädern.

Erfordern die durchschnittlich zu hebenden kleineren Lasten, ebenso wie die Maximallast die Anordnung eines doppelten Vorgeleges, so lassen

sich trotzdem verschiedene Umsetzungsver-hältnisse für die vorzugsweise verschiedenen Lastgrössen durch Anordnung von Wechselräderpaaren auf den Vorgelegewellen erreichen. Diesen Fall veranschaulicht Fig. 85 in schematischer Darstellung. Auch hier ist die Kurbelwelle in ihrer Achsenrichtung verschiebbar und die zweite Vorgelegewelle wird demnach entweder, wie in der gezeichneten Position, durch den Eingriff der Räder A und B angetrieben, oder durch den Eingriff der Räder C und D in Umdrehung versetzt, wenn man die Kurbelwelle nach links verschiebt.

Für den Konstruktionsentwurf sind zunächst die Umsetzungsverhältnisse des doppelten Vorgeleges für die Maximallast zu bestimmen, d. h. die Räderpaare A B und EF; alsdann erfolgt die Berechnung des Wechselräderpaares CD mit Rücksicht auf diezuhebenden mittleren Durchschnittslasten.

~r~

3-

E3~

Co

Li

Fig. 85.

Bezeichnet

(pi das Umsetzungsverhältniss des Räderpaares AB,

¹ das Verhältniss der mittleren Last zur Maximallast,

n

so ist die Bedingung zu erfüllen

11

11

CD,

(h = n(P 1

Bezeichnet

den Theilkreisradius des Rades C,

11

11

D,

den Abstand der beiden Vorgelegewellen,

so ist durch die feste Disposition über die Räder A und B die Entfernung s der beiden Vorgelegewellen, d. h. die Summe der Theilkreis-radien der Wechselräder, bereits bestimmt, und es ergeben sich folgende Gleichungen:

y —: ff‘2 —    Und X + y — S,

mithin, da alsdann auch

s = y{j + ')

sein muss,

I -f tUf.i

146.

_ Stiff 1 I 4- nifi

147.

Es sei beispielsweise

.y r= 505 mm, (fi = i : 7, n = 2,

so folgt aus Gleichung 146

505

= 392,8 = 00 393 mm

und aus Gleichung 147

LT»

<N j t'-

112,2 = oj ii2 mm.

Bei dieser Anordnung kann jedes Räderpaar der speciellen Maximalbeanspruchung entsprechend mit gesonderter Theilung ausgeführt werden, da jedes Triebrad nur in ein bestimmtes Gegenrad eingreift. Der Drehsinn der einzelnen Wellen bleibt für eine bestimmte Lastbewegungsrichtung ein und derselbe, gleichgültig welches von beiden Wechselrädergetrieben eingeschaltet wird, und ist nur für das Lastaufwinden und Lastsenken entgegengesetzt.

Bezüglich der Feststellung der verschiebbaren Kurbelwelle durch eine Uberfallklaue ist die oben für ausrückbare Doppelvorgelege angegebene Anordnung zu treffen und, wie ebenfalls bereits hervorgehoben, ist auch hier zu beachten, dass Sperr- und Bremswerke unter keinen Umständen auf der Kurbelwelle selbst, sondern nur auf einer festgelagerten Welle placirt werden können.

Ein anderes Mittel, verschieden grosse Lasten mit verschiedenen Räderumsetzungen derselben Winde zu heben, besteht darin, dass man jede einzelne Welle in ein Vierkant zum Aufsetzen der Handkurbeln endigen lässt, so dass man beispielsweise bei einer Winde mit zwei Vorgelegen, je nach Bedürfniss, direkt die Trommelwelle, oder die Zwischenvorgelegewelle antreibt und nur für die Maximallasten die erste Vorgelegewelle als Kurbelwelle benutzt. Sind alle Wellen festgelagert, so laufen auch die jeweilig von der Kraftübertragung ausgeschlossenen leer mit und es empfiehlt sich daher, um unnützen Verschleiss und Kraft verbrauch zu vermeiden, die einzelnen Vorgelegewellen auch hier in analoger Weise verschiebbar anzuordnen, wie dies bei ausschaltbaren Vorgelegen mit veränderlicher Kurbelwelle geschieht. Sperr- und Bremswerk sind für diesen Fall selbstverständlich auf einer nicht ausschaltbaren Welle, also eventuell auf der Trommelwelle selbst zu placiren, so dass die Lasttrommel nicht etwa durch Unvorsichtigkeit der Einwirkung dieser Hemmapparate entzogen werden kann.

um,

un-

Der einzige Übelstand dieser an sich sehr einfachen Anordnung zur Ausschaltung und Benutzung verschiedener Vorgelege zum Heben verschieden grosser Lasten, die man bei englischen Winden häufiger als bei deutschen findet, besteht in dem Auswechseln der lose aufgesetzten Kurbeln. Um ein unvorsichtiges Aufsetzen der Handkurbeln und ein Abgleiten derselben von dem Wellenvierkant während des Lastaufwindens möglichst zu verhüten, empfiehlt es sich, den verjüngten Vierkantzapfen der Wellenenden länger als sonst, d. h. länger als die Kurbelnabe auszuführen. Die Arbeiter werden hierdurch veranlasst, die Kurbeln weit genug auf die Wellenköpfe aufzuschieben, da sich ein zu knappes Aufsetzen sofort durch Wackeln bemerkbar macht. Im übrigen bleibt jede Gefahr, welche ein Abgleiten der Kurbeln hervorrufen könnte, ausgeschlossen, sobald der Brems-Sperrapparat aus einer Sperrradbremse besteht, deren Wirkungsweise später zu erörtern ist.

d. Berechnung der Vorgelegewellen.

Die Vorgelegewellen sind wie die Trommel- und Kurbelwellen auf Torsionsbeanspruchung durch das statische Moment, welches sie zu übertragen haben, zu berechnen. Bezeichnet man dieses Moment mit M, die zulässige Tangentialspannung des Materials mit t und den Wellendurchmesser mit d, so ergiebt sich für t = 4,8 kg pro qmm bei Schmiedeeisen

M = Ąf- 4,8

148.

d — 1,02 V M

e. Bestimmung der Zahnrädertheilungen.

Die Zahnräder der Windentriebwerke werden im allgemeinen mit Evolventenprofilirung ausgeführt. Starke Kraftumsetzungen erfordern möglichst kleine Triebräder. Bei Antrieb durch Menschenkraft beschränkt man aus diesem Grunde die Zähnezahl der kleinsten Triebräder auf 10, oder selbst auf 9 Zähne. Nur für Winden werke von untergeordneter Be-

deutung, wie bei Hülfswinden zur Transportbewegung von Laufkatzen etc. geht man ausnahmsweise bis auf 6 Zähne zurück. Zahnstangenwinden werden mit drei- und vierzähnigen Trieblingen ausgeführt. Je kleiner man die Zähnezahl der Evolventenräder wählt, um so grösser wird die Strecke der radialen Fussprofilirung, durch welche eine unregelmässige Geschwindigkeits-Übertragung von dem treibenden Rade auf das getriebene bedingt wird.

Bei schnelllaufenden Triebwerken, die durch Elementarkraft bewegt werden, erscheinen demnach Triebräder mit weniger als 12 Zähnen nicht statthaft, da regelmässig wechselnde Geschwindigkeitsänderungen bei rasch rotirenden Räderwerken naturgemäss Stosswirkungen bedingen.

Bei Zähnezahlen unter 6 ist Evolventenverzahnung gar nicht mehr anwendbar, und die 3- und 4 zahnigen Trieblinge, welche für Zahnstangenwinden in der Praxis benutzt werden, um transportable Winden mit möglichst kompendiöser Konstruktion zu erhalten, sind mit gemischter Zahnprofilirung oder mit der sogenannten doppelten Punktverzahnung auszuführen*).

'6.

*-s>

Die Zahnräder werden meist aus Gusseisen hergestellt. Nur bei geringer Zähnezahl, von 8 abwärts, findet Schmiedeeisen, oder in neuerer Zeit statt dessen vorzugsweise Stahlguss Verwendung, um die Zahnstärken, und damit die Theilung und Theilrissdurchmesser für solche Räder nach Möglichkeit zu beschränken.

Fig. 86.

Bezeichnet, Fig. 86, t die Zahntheilung, b die Zahnbreite, h die Zahnhöhe,

.y die Zahndicke im Theilkreis,

P den zu übertragenden Umfangsdruck im Theil-kreise,

k die zulässige Materialspannung pro qmm, so wird, unter der Voraussetzung, dass der Zahnfussansatz nicht schwächer ist, als die Dicke j des Zahnes im Theilkreise, sobald der Zahndruck im Zahnscheitel angreift, also die ungünstigste Beanspruchung eintritt,

Ik =

b/*

. 149.

Für Windenräder ist gewöhnlich

^ b — 2 t und h — 0,71.

Für diese Werthe ergiebt sich

‘ = ³’°⁵ Ir

*) Vergleiche Reuleaux, Konstrukteur, Zahnräder.

In der Praxis findet man, um die Grösse der Theilung und damit die ganzen Dimensionen der Räder zu beschränken, meist ziemlich hohe Materialspannungen, und erscheint für Winden mit Handbetrieb oder mit massig schnellem Elementarkraftbetrieb k — 4,25 kg pro qmm für Gusseisen zulässig.¹) Für schmiedeeiserne Räder verwendet man Material bester Qualität und ist mit Rücksicht hierauf, und der hohen Beanspruchung gusseiserner Räder entsprechend, k — 9 kg pro qmm durchaus statthaft. In der Praxis findet man bei schmiedeeisernen Zahnstangenwinden die Spannung sogar nicht selten über 10 kg gesteigert. Für Gussstahlräder dürfte mit Rücksicht auf die Sprödigkeit des Materials, und demgemäss grössere Bruchgefahr bei auftretenden Stössen, die Beschränkung der Spannungen auf die für Schmiedeeisen Prima-Qualität angegebenen Werthe angezeigt erscheinen.

Unter diesen Voraussetzungen ist bei Handbetrieb und für massig schnellen Elementarkraftbetrieb

151,

t — 1,5 V jP für gusseiserne Windenräder und t = V P für Windenräder aus Schmiedeeisen oder Stahlguss 152.

Die verhältnissmässig geringe Unterschneidung, welche die Zahnprofile der Räder mit niedriger Zähnezahl und Evolventenverzahnung durch die radiale Fussprofilirung erleiden, ist dadurch zu berücksichtigen, dass man die Theilung der Unterschneidung entsprechend bei solchen Rädern um einige Millimeter grösser wählt, als sie durch die vorstehenden Formeln bestimmt wird.

Die Unterschneidungen dreizähniger und vierzähniger Trieblinge fallen dagegen so bedeutend aus, dass die Fussansätze sich etwa nur halb so stark wie die Zahndicken im Theilkreis ergeben. Man hat demnach für solche Räder die Theilung zunächst etwa doppelt so gross anzunehmen, wie sie obige Formeln angeben, und mit dieser Theilung die Verzahnung sodann versuchsweise zu konstruiren. Die Festigkeit des Zahnes ist schliesslich durch Gleichung 149 zu kontrolliren, indem man für s daselbst die sich aus der Konstruktion ergebende Fussansatzstärke einsetzt. b wird bei diesen kleinen Trieblingen häufig nur gleich der Theilung gewählt. Je nach dem Ergebniss der Kontrollrechnung ist t abzuändern.

Für schnelllaufende Windentriebwerke kommen zur Zeit nur gusseiserne Zahnräder in Betracht. Giebt man diesen zur Verminderung der Abnutzung eine etwas grössere Zahnbreite, etwa b — 2,51, und beschränkt mit Rücksicht auf die nicht ganz zu vermeidenden Stösse bei schnellerem Gange die Materialspannung auf 2,5 kg pro qmm, so ergiebt sich unter Beibehaltung der übrigen Werthe aus Gleichung 149

t — 1,79 Vp , Antrieb durch Elementarkraft vorausgesetzt, 153.

Ist für den Konstruktionsentwurf des Räderwerks, wie häufig, zunächst nicht direkt der Umfangsdruck, sondern nur das statische Moment des zu konstruirenden Rades und die für dasselbe zu wählende Zähnezahl bekannt, so bedürfen die vorstehenden Formeln einer Umformung, um die Theilung direkt durch das Kraftmoment und die Zähnezahl zu bestimmen.

Bezeichnet

R den Theilkreisradius, zf die Zähnezahl des Rades,

M das durch die Radwelle zu übertragende statische Moment, P wie früher den Umfangsdruck im Theilkreis,

PR

so ist P —

ferner R = und mithin P —

2 n

2nM

Zt *

Durch Einsetzung dieses Werthes in die früher entwickelten Gleichungen 151, 152 und 153 ergiebt sich

bei Handbetrieb und massig schnellem Elementarkraftbetrieb für gusseiserne Räder mit k = 4,25 kg pro qmm,

t = 2,42

. . 154,

bei Handbetrieb für Räder aus Schmiedeeisen oder Gussstahl mit k — 9 kg pro qmm,

t= 1,84 j-f

155,

und schliesslich für schnelllaufende gusseiserne Räder mit Antrieb durch Elementarkraft

3_

t = 2,86 ]i f

156.

f. Bestimmung des Güteverhältnisses der Zahnrädervorgelege. Zahnreibung. Bezeichnet

PQ die ideelle Umfangskraft zweier mit einander in Eingriff stehender Zahnräder,

Z die Zähnezahl des grösseren Rades, z die Zähnezahl des kleineren Rades, jM/j den Reibungskoeffizienten der Zähne, so bestimmt sich der Widerstand der Zahnreibung im Theilkreisumfange für Stirnräder, wie für konische Räder, annähernd, für die Praxis ausreichend genau durch den Werth

G + P)

*) Vergl. „Hütte“ des Ingenieurs Taschenbuch, Zahnreibung.

Demnach ist unter Berücksichtigung der Zahnreibung die effektiv zum Antrieb erforderliche Umfangskraft

und der Wirkungsgrad von zwei zusammenarbeitenden Zahnrädern, soweit derselbe nur von den Effektverlusten durch die Zahnreibung abhängig ist,

-SS

11

to

n!

. . 157

Setzt man den Zaknreibungskoefficienten fil = 0,16, so folgt:

.    157 a.

⁸ + 0,5 (1 + -j) ‘

Mit diesem Werth ist die nachstehende Tabelle für verschiedene Werthe von £ und — berechnet.

Tabelle für den Wirkungsgrad der Zahnräder.

(Zahnreibungskoefficient ₍tt₁ =0,16.)

to IN

II

-=i — = o-75 — = o,5 -

= o,333

T =0,25 -- = o,i66 1 = 0,125

1 Zahn-öö stange.

2= 3

10

12

o,75o

0,800

0,833

0,857

0,875

0,889

0,900

0,909

0,923

o,774

0,820

0,851

0,872

0,889

0,901

0,911

0,919

0,932

14

16

20

0,800

0,842

0,870

0,889

0,903

0,914

0,923

0,930

0,941

0,949

0,955

0,963

0,818

0,857

0,882

0,900

⁰,9X3

0,923

o,93i

0,937

0,947

0,954

0,960

0,968

0,828

0,865

0,889

0,906

0,918

0,928

0,935

0,941

0,950

0,957

0,962

0,970

0,837

0,873

0,896

0,843

0,877

0,900

°,9¹¹

0,923

0,932

0,939

0,945

0,954

0,960

0,965

0,972

0,914

0,926

9,934

0,941

0,947

0,955

0,961

0,966

0,973

0,857

0,889

0,909

0,923

0,933

o,94!

0,947

0,952

0,960

°,9⁶5

0,970

0,976

Bei sehr sorgfältig bearbeiteten Rädern und intensiver Schmierung kann der Reibungskoefficient iix sich bis auf 0,1 vermindern, doch wird

man diesen Fall speciell bei Windentriebwerken nur sehr ausnahmsweise finden, da dieselben von den Arbeitern häufig⁻ wenig⁻ sorgfältig gewartet werden, auch besonders im Freien nicht gegen groben Staub zu schützen sind. Setzt man ^ = o,i statt o,i6, so steigt der Wirkungsgrad der Zahnräder für die hauptsächlich in Betracht kommenden Räderpaare mit

io als kleinste Zähnezahl und einem Umsetzungsverhältniss -- mindestens

= 72 um i,5 bis 2 Procent. Bei geringerer Zähnezahl des Triebrades macht sich die Verminderung des Reibungskoefficienten noch bedeutend bemerkbarer und bei den 3- bis 5 zahnigen Trieblingen können die Schwankungen im Güteverhältniss eines Getriebepaares sich sehr wohl auf 4 Procent steigern.

Die Tabelle zeigt, dass der Wirkungsgrad eines Zahnräderpaares • vorzugsweise von der Zähnezahl z des kleineren Triebrades abhängig ist, und sich um so günstiger ergiebt, je grösser die kleinste Zähnezahl im Räderpaar an sich ist, und je kleiner der Quotient J-. Das Zahnstangengetriebe liefert das relativ günstigste Güteverhältniss.

Als mittlerer Werth des Nutzeffekts ist für die am meisten in Betracht kommenden Räderverhältnisse

158,

V = 0,94

anzunehmen, entsprechend z — 10 für die Zähnezahl des Triebrades, bei einem Umsetzungsverhältniss von 1 :4.

Ausser der Zahnreibung kommt für die Vorgelegewellen noch der Effektverlust durch die Zapfenreibung in Betracht. Der Zapfendruck resultirt aus der Umfangskraft im treibenden Rade, oder bei Kurbelantrieb aus dem Kurbeldruck und aus dem Umfangswiderstand des zweiten Rades auf der Vorgelegewelle, welches die eingeleitete Kraft weiter fortpflanzt. Liegen die beiden Räder auseinander, jedes an einer der beiden Lagerstellen der Wellen, so nimmt jedes Lager direkt den benachbarten Umfangsdruck durch den Zapfen auf und die Kraftwirkungen summiren sich in Bezug auf die Zapfenreibung. Bei anderer Anordnung können unter Umständen die Umfangskräfte sich in Bezug auf die Zapfenpressung theilweis aufheben, aber selbst in diesen günstigsten Fällen ist die dadurch bedingte Verminderung der Zapfenreibung so gering, dass man bei der Aufstellung von Durchschnittswerthen lediglich den ersten Fall zu berücksichtigen braucht, und wir werden dementsprechend als Zapfendruck die Summe der Umfangskräfte der Räder auf der Vorgelegewelle in Rechnung setzen.

\r-

Fig. 87.

Bezeichnet, Fig. 87, P die treibende Umfangskraft,

R den zugehörigen Kraftarm,

Q den Widerstand am kleineren Rade, r den zugehörigen Lastarm, q den Zapfen radius,

den Zapfenreibungskoefficienten,

so besteht, unter Berücksichtigung der Zapfenreibung, die Bedingungsgleichung:

P R = Q r + fl (P+ Q) q , also P (R — ^ q) = Q (r + ^ q).

Für die ideelle Antriebkraft ergiebt sich

PoR = Qr.

Demnach der durch die Zapfenreibung bedingte Wirkungsgrad der Vorgel ege welle

P(R— ix q) r — r + tH>    — r + fi Q

159.

i 4- fi V r

Mit diesem Werthe ist unter der Annahme, dass fi = 0,08, die nachstehende Tabelle für verschiedene Quotientenwerthe von-^- berechnet, indem

für das Umsetzungsverhältniss nach einander die Werthe u. s. f. zu Grunde gelegt sind.

Tabelle für den Wirkungsgrad der Zahnräder-Vorgelegewellen mit Rücksicht auf die Zapfenreibung.

r p

-Pjï-r

Grundwerth: V —

V« = °>5

³/< = o,75

Vs = o,333

V* = 0,25

V₆ — o,¹66

V₈ = 0,125

-7 = 0,7

0,6

o,5

°,4

o,3

0,2

0,1

0,938

0,953

0,968

0,984

0,933

0,946

o,959

0,972

0,986

0,931

0,942

0,953

0,964

0,976

0,988

0,929

0,939

o,949

0,959

0,969

0,979

0,989

0,934

0,943

0,952

0,961

0,970

0,980

0,990

0,938

0,946

0,955

0,963

0,972

0,981

0,990

0,940

0,948

0,957

0,965

0,974

0,982

0,991

Der mittlere Werth des Güteverhältnisses bestimmt sich, wenn man die am häufigsten vorkommenden Verhältnisse in Betracht zieht, entsprechend — 0,3 und -R — V₈ bis V₆ zu

160.

V = °>97

Der totale Wirkungsgrad eines Zahnrädervorgeleges ermittelt sich durch das Produkt aus den Wirkungsgraden, in denen Zahn- und Zapfenreibung einzeln berücksichtigt sind, und es ergiebt sich demnach hierfür

(i -hf)

r

¹ P~R ' r

. . 161.

Zur Berechnung des Werthes genügen die vorstehenden Tabellen, welche die Einzelwerthe der beiden Faktoren dieses Produktes enthalten.

Als Mittelwerth des totalen Wirkungsgrades einer Zahnräder-Vorgelegewelle ist für die am häufigsten vorkommenden Verhältnisse, den Formeln 158 und 160 entsprechend,

n = 0,94.0,97 = ^>0,91

162.

g. Reibräder.

a. Konstruktion der cylindrischen und konischen Reibräder mit Keilnuthenumfängen.

Da Reibräder mit glatten cylindrischen Umfängen eine unzureichende Kraftübertragung liefern, kommen in der Praxis nur die hauptsächlich von Minotto und Robertson ausgebildeten Keilfriktionsräder in Betracht, deren Umfangsreibung durch Eingriff keilförmiger Ringnuthen und entsprechender Vorsprünge wesentlich höher ist. Fig. 88 stellt die Eingriffsprofile eines derartigen Reibräderpaares für parallele Achsen dar. Es ist ohne weiteres ersichtlich, dass in den beiden Radumfängen nur in zwei sich berührenden Cylindermänteln, etwa in der Mitte der Eingriffsstrecken gleiche Umfangsgeschwindigkeit herrschen kann, und dass in allen übrigen Berührungspunkten ungleiche Geschwindigkeiten auftreten, da in jedem Rade die Peripheriegeschwindigkeiten mit dem Radius wachsen.

Die noth wendige Folge der ungleichen Geschwindigkeiten in den sich berührenden Keilflächen ist ein nachtheiliger Reibungswiderstand, der einen Theil der Antriebkraft vernichtet. Die auftretenden Geschwindigkeitsdifferenzen werden um so grösser, je länger die Eingriffsstrecke ist. Aus diesem Grunde beschränkt man die Tiefe der Keilnuthen auf 12 bis 15 mm, und ordnet andererseits, um den Flächendruck in zulässigen Grenzen zu halten, mehrere Umfangsnuthen neben

"TT

__Él./-—•

Fig. 88.

I:5.

einander an. Meist findet man in der Praxis 5 Nuthen angewendet, es ist aber nach dem Vorstehenden klar, dass man diese Zahl nicht als feste Regel ansehen kann, dass vielmehr für die Nuthenzahl allein der jedesmalige Anpressungsdruck massgebend ist, und dass unter allen Umständen, bei sonst gleichen Verhältnissen, eine Vermehrung der Nuthen den Ver-schleiss der Radumfänge vermindert. Sind auch die Reibräder keineswegs berufen, die Zahnräder im allgemeinen zu verdrängen, so erscheinen doch andererseits die Vorurtheile zu weit gehend, welche den Keilfriktionsrädern eine ganz untergeordnete Bedeutung beimessen und als Gründe gegen ihre Anwendung übermässig raschen Verschleiss und geringen Wirkungsgrad anführen.

Die vorstehenden Bemerkungen zeigen, wie sich die Abnutzung beschränken lässt, und die nachfolgenden Rechnungen werden nachweisen, dass auch der Wirkungsgrad ein befriedigender ist, wenn man richtige Konstruktionsverhältnisse wählt. Für Winden speciell empfiehlt sich die Anwendung von Keilfriktionsrädern bei Antrieb durch Elementarkraft, unter der Voraussetzung, dass für die Kraftumsetzung nicht mehr als ein Vorgelege nothwendig ist. Die Friktionsräder bieten für solche Fälle Zahnrädern gegenüber den Vortheil eines absolut stossfreien Ganges und die Möglichkeit, den Antrieb der Winde in einfachster Weise ein- und auszurücken, denn die ganze Anordnung verlangt eine verstellbare nachgiebige Anpressung der Räder, und der Antrieb wird ausgeschaltet, sobald man diese Anpressung auf hebt. Für mehrfache Vorgelege eignen sich die Friktionsräder, abgesehen von den Rücksichten auf die Wahl ausreichend grosser Dimensionen, um deswillen nicht, weil sich für mehrere Wellen die erforderliche Anpressung jeder einzelnen nur schwer reguliren lässt, und weil die Achsenanpressungen ausserdem insgesammt der Maximalinanspruchnahme des ganzen Getriebes angepasst werden müssten. Ffieraus würden sich für wechselnde Belastung der Winde beim Aufwinden der kleineren Lasten unverhältnissmässig grosse Widerstände im Triebwerk ergeben. Ist nur eine einzige Vorgelegewelle vorhanden, so lässt sich bei wechselnder Belastung der Winde die Anpressung der Radwellen leicht der jedesmaligen Last entsprechend durch einen Handhebel reguliren, durch den gleichzeitig das Triebwerk ein- und ausgerückt wird. Die Keilfriktionsräder sind ferner sehr beachtenswerth als Zwischengetriebe für intermittirende Nebenbewegungen, so beispielsweise für die Vermittelung der Dreh- und Transportbewegungen bei Dampfkrahnen. Sie vereinigen durch ihre leichte Ein- und Ausrückbarkeit die Vortheile einer sonst nothwendigen Friktionskuppelung mit den Eigenschaften eines Räderwerks für die erforderlichen Kraftumsetzungen.

Führt man die Keilnuthenflächen in der Richtung der Keilwinkel-schenkel geradlinig bis auf den Grund der Nuth aus, so vergrössert sich bei eintretendem Verschleiss die Länge der Eingriffsstrecke allmählich mehr und mehr und es steigern sich dadurch mit zunehmender Abnutzung der Räder die Effektverluste. Diesem Ubelstande kann man Vorbeugen, indem man die Nuthenprofile der in der Fig. 88 S. 139 dargestellten Form entsprechend ausführt, d. h. die Vertiefungen der Nuthen, welche für das allmählich weiterschreitende Ineinandersinken der Räder angeordnet

werden müssen, nicht keilförmig- fortsetzt, sondern senkrecht zur Radachse

ausspart.

Die einzelnen Keilkämme können verhältnissmässig- sehr schwach gewählt werden, da mit Ausnahme der beiden aussen überstehenden jeder Kamm von zwei Seiten gleichmässig gedrückt wird, also für die mittleren Kämme gar keine Bruchgefahr vorliegt.

Für die in erster Linie in Betracht kommenden Friktionsräder mit

parallelen Achsen ist die Grösse des Keilnuthenwinkeis za an sich ganz beliebig. Je kleiner man denselben wählt, um so geringer fällt der Anpressungsdruck der Räder im Verhältniss zum übertragbaren Umfangsdruck aus, und man wählt daher mit Vortheil kleine Winkel. Andererseits darf man aber hiermit in der Praxis nicht zu weit gehen, da bei zu kleinen Keil winkeln, infolge schlechter Wartung der Räder die Gefahr eintreten kann, dass die Räder sich schliesslich gegenseitig festklemmen, vor allem ist aber mit der Verminderung des Keil winkeis auch der Übelstand verbunden, dass die Profile schon bei geringer Abnutzung unverhältnissmässig tief in einander sinken. Aus diesen Gründen dürfte für den halben Keilnuthenwinkel a = io° als kleinster zulässiger Werth anzusehen sein.

In der Praxis findet man meist a — 15⁰.

Konische Keilfriktionsräder haben bisher, soweit dem Verfasser bekannt, für Windentriebwerke noch gar keine Anwendung gefunden und dürfte sich bei den Haupt-Triebwerken auch selten eine empfehlens-werthe Gelegenheit zur Anordnung solcher Räder finden. Dagegen scheint der Fall nicht ausgeschlossen, dass derartige Winkelräder zur Vermittelung von intermittirenden Nebenbewegungen mit Vortheil statt konischer Zahnräder oder konischer Reibräder mit glatten Umfängen eingeschaltet werden, da gerade konische Zahnräder besonders leicht stossen und ungleichmässig laufen und konische Reibräder mit glatten Umfängen sehr viel Kraft absorbiren. Ein specielles Gebiet für die Verwendung dürften die Laufkrahne mit Seilbetrieb eröffnen.

Die Anordnung der Keilprofile im Kranz der konischen Friktions-

Fig. 89.

I : 2

räder ist aus Fig. 8g ersichtlich²). Für die Konstruktion ist die erste Grundbedingung, dass die Mitten aller Eingriffsstrecken in einer gemeinschaftlichen Geraden liegen, welche durch den Schnittpunkt der Radachsen geht. Um ferner bei möglichst kleinen Keilwinkeln die Anpressung der Räder ohne Seitenverschiebung zu gestatten, müssen die Keilprofile so gestellt werden, dass die eine gleichgelegene Hälfte der Kammflächen Cylinderflächen bildet, parallel zur Anpressungsrichtung, d. h. senkrecht zur Achse des angepressten Rades und konachsial mit der Achse des anderen Rades. Die andere Hälfte der Kammflächen bildet Kegelzonen, derartig, dass die in der Achsenebene liegenden Cylinder- und Kegelseiten der Kammflächen unter gleichen Winkeln gegen die gemeinschaftliche Mittellinie der Eingriffsstrecken geneigt sind,

AR

■%-

Fig. 90.

Bezeichnet, Fig. 90, a wie bisher den halben Keilwinkel der Nuthen-profile,

ß den Winkel der gemeinschaftlichen Mittellinie der Eingriffsstrecken mit der Achse des einzupressenden Rades,

r und R korrespondirende Radien der Kegelräder,

so ist

also

163,

ferner

also auch

tgcc- -R

164.

Diese Gleichung zeigt, dass bei konischen Keilfriktionsrädern der Keilnuthenwinkel nicht beliebig gewählt werden kann, sondern vom Um-setzungsverhältniss der Räder abhängig ist, oder dass umgekehrt die Wahl eines bestimmten Keilnuthenwinkels die Bestimmung des Umsetzungsver-hältnisses der Räder an die Erfüllung der vorstehenden Bedingungsgleichung knüpft.

Für einen Keilnuthenwinkel 2 a = 30° ergiebt sich

--- = tg 15⁰ = 0,25g, etwas grösser als 1 : 4.

und für einen Keilnuthenwinkel 2 a = 20⁰

folgt = tg io° = 0,174, d. h. nahezu =1:6.

Zur Bestimmung des übertragbaren Umfangsdrucks bezeichnen wir,

Ar

.......rn®¹..........-

\\!

Fig. 91.

Figur Qi, mit D den Anpressungsdruck zweier Keilräder mit parallelen Achsemin der Richtung der gemeinschaftlichen Centralen. ,, N die normale Pressung der Keilflächen auf jeder Seite,

,, 2 a den Keilnuthenwinkel,

„ P den übertragbaren Umfangsdruck,

„ jU/ den Reibungskoefficienten der Keilflächen,

dann ist

P < 2 fji N

165.

Zur Bestimmung von N ist zu beachten, dass sich der Reibungswiderstand fiN, welcher einerseits als Nutzwiderstand auftritt, andererseits auch dem Eindringen der Keilprofile in einander entgegensetzt, und dass demnach die Bedingungsgleichung besteht:

D = 2 (Nsin a 4* Neos a),

mithin

2{sinn -f- fscosa) ’

und demnach der übertragbare Umfangsdruck bei Friktionsrädern mit parallelen Achsen

f*D

sinn -p fxcosn

166.

Massige Schmierung vorausgesetzt, dürfte im vorliegenden Fall fi passend = o, i anzunehmen sein. Dann ergiebt sich

für a = 15⁰ P < o,28Z>

und für a = io° P < 0,36D

167

168

Die Anordnung der Keilnuthenprofile konischer Friktionsräder ent-

m-

V an

H' $

Fig. 92.

spricht im Grundprincip dem gewöhnlichen rechtwinkeligen Keil, Fig. 92. Bezeichnet

D den Anpressungsdruck zweier konischer Keil-Friktionsräder, Nx und N₂ die normalen Pressungen der beiden verschiedenen Seitenflächen einer Nuth,

2« den Keilnuthenwinkel, fi den Reibungskoefficienten,

P den übertragbaren mittleren Umfangsdruck, so ist für diesen Fall

169.

Nach den allgemeinen Gleichgewichtsbedingungen ergiebt sich ferner D — fiN₂ -f- Nx sin 2 a + fi cos 2 a,

andererseits

N.j = Nicosia — fj,N₁ sin2«, d. h. N₂ = Nx(cos2a — fisin2a),

mithin auch

D — Nx [2 fi cos 2 cc + (1 — fnP)sinza].

Hieraus folgt

Nx =

2 fi cos 2 ct —J- (1 — /u²)sin2a

und

D (cos 2 cc — fi sima) 2ficos2a -f- (1 — fi²) sin 2 a

Mit diesen Werthen geht Gleichung 169 für den übertragbaren Umfangsdruck konischer Keilfriktionsräder über in

P < [iD

I -j- cos 2 a — /u sin 2 cc 2 ja cos 2 u -j- (i — u⁹)sin 2 a

. . 170.

für fi = 0,1 und 2a = 30°

folgt

P < 0,27/1 .

171.

und für

za — 20°, P < 0,36/1

172.

Der Vergleich dieser Werthe mit den Resultaten der Formeln 167 und 168 zeigt, dass für die in der Praxis in Betracht kommenden Keil-nuthenwinkelwerthe der übertragbare Umfangsdruck für Friktionsräder mit parallelen und mit rechtwinkelig gekreuzten Achsen nahezu, oder ganz gleich ausfällt, falls die Räder gleiche Tveilnuthen winkel haben und auch der Anpressungsdruck gleich gross ist.

Güteverhältniss der Keil - Friktionsräder mit parallelen

Achsen.*)

Die in einander greifenden Keilprofile oben erörtert, in der Mitte der gemeinsamen Berührungsstrecke gleiche Umfangsgeschwindigkeit, während alle übrigen Berührungspunkte der Keilflächen relative Bewegungen gegen einander ausführen. Sind MxO und M.,0, Fig. 93, die Radien derjenigen Umfangskreise, welche sich mit gleicher Umfangsgeschwindigkeit auf einander abrollen ohne zu gleiten, so ist der Berührungspunkt 0 dieser Kreise der momentane Drehmittelpunkt der Relativ-Bewegungen der Keilflächen gegen einander. Die schädliche Reibung, welche hierbei in den Radumfängen auftritt, wollen wir mit Rücksicht auf die Art der Relativ-

haben nur, wie bereits

¹

v. Reiche gestattet sogar k = 5 kg pro qmm.

²

Siehe v. Reiche, Maschinenfabrikation.

Mè>:-

Fig- 93-

Bewegungen als Cirkularreibung bezeichnen. Zuverlässige Beobachtungen über den speciellen Charakter der Keilflächen-Deformationen, welche infolge dieser Cirkularreibung eintreten, liegen nicht vor, da aber die Cirkularreibung im wesentlichen einer Stützzapfenreibung entspricht, so wird man nicht fehlgreifen, wenn man die Vorgänge nach den Erfahrungen beurtheilt, welche für die Stützzapfenreibung ermittelt sind.

dehnen.

Sind AB und FE, Fig. 91, S. 143 die Berührungslinien des Eingriffs zweier neuer Keilräder, so wird in allen Punkten dieser Linien eine gleichförmige Berührung vorhanden sein. Bei der Länge des Eingriffs wird sich der Pressdruck in tangentialer Richtung nur auf eine ganz geringe Breite symmetrisch zu beiden Seiten der mathematischen Berührung'slinien aus-Die Angriffspunkte aller Flächenkräfte liegen in den mathe

IO

Ernst, Hebezeuge.

rnatischen Berührungslinien, und wir haben daher nur die Kraftvertheilung auf die verschiedenen Punkte dieser Linien in’s Auge zu fassen.

Die Abnutzung ist proportional dem Druck und dem Wege der durch den Druck erzeugten Reibung, d. h. proportional dem Druck in den einzelnen Punkten und den Drehradien derselben. Ist nun 0, wie oben angenommen, der momentane Drehpunkt der Cirkularreibung, so muss bei gleichmässiger Druckvertheilung zunächst in den von 0 entferntesten Punkten A und B die Abnutzung des Materials eintreten. In dem Masse, wie hierdurch die Intensität der Berührung in den äusseren Punkten abnimmt, schwächt sich auch der Pressdruck in diesen Punkten ab. Der Materialverschleiss zieht sich infolge dessen mehr und mehr nach dem Mittelpunkt der Drehung hin, schreitet dann wieder nach aussen vor und das angedeutete Spiel wiederholt sich immer von neuem. Durch dieses kontinuirliche Verschieben der Abnutzung ist ein vollkommen gleich-massiges Abschleifen der Flächen, wie es bei eing'elaufenen Stützzapfen beobachtet wird, sehr wohl denkbar.

Die mathematische Bedingung für die gleichmässige Abnutzung

lautet :

falls wir mit p den variablen Druck für die Längeneinheit der Berührungsstrecke im Abstande x vom Drehmittelpunkte 0 bezeichnen und C einen konstanten Werth bedeutet.

Setzen wir ferner den Totaldruck zwischen zwei Keilflächen, wie früher, —- N und bezeichnen den Abstand der äussersten Punkte A und B des Eingriffs vom Mittelpunkt 0 der Cirkularreibung mit a, so folgt:

N=

2 Jp dx oder da p — ~~

N= 2 C

— 2 CIna.

Das Moment der Cirkularreibung eines Berührungselementes x ist:

ni — y p x d x = fi Cd x.

In jeder Berührungsfläche tritt gleichzeitig zu beiden Seiten des Mittelpunktes ein derartiges Reibungsmoment auf, und für die beiden Berührungsseiten AB und AAsind demnach gleichzeitig 4 solcher Reibungsmomente in Betracht zu ziehen.

Hieraus folgt das totale Moment der Cirkularreibung

4 ft C J dx = 4 ft, Ca

Wir erhalten ferner:

M 4 /r Ca

N    2 C ln a

und demnach schliesslich

M —

ln a

Da nach Gleichung 165 2 fi N = P ist,

folgt auch

Pa ln a

173.

Die Komponente dieses Momentes, welche das Widerstandsmoment der Cirkularreibung in der Rotationsebene des Keilfriktionsrades bildet, ist bei dem halben Keilnuthenwinkel a

M, =

Pa cos a Ina

174.

Bezeichnet man den Radius des Keiltriebrades mit r und reducirt das Widerstandsmoment Mx der Cirkularreibung auf diesen Radius, so ergiebt sich schliesslich als Widerstand im Umfange des Keiltriebs

W, =

Pa cos a r hi a

175.

Während also die ideelle Antriebkraft im Umfange des Keiltriebrades = P sein würde, ist die effektive unter Berücksichtigung der schäd-

und demnach das Güteverhältniss

liehen Keilflächenreibung — P -f-

Pa cos a r Ina

der Keilräder in Bezug auf den Effektverlust durch diese Reibung

*h =

a cos a

176.

r Ina

Bei den ausgeführten Konstruktionen findet man die Länge der Eingriffsstrecke za ungefähr = 10 mm. Legt man dementsprechend für a den Werth 5 zu Grunde, so ergiebt sich für a = 15⁰

n\ =

i 4-¹ r

und für a — io°

Diese Werthe unterscheiden sich so wenig, dass man für beide Fälle den Werth

ll

- fi

.    .    176a.

annehmen kann, und hiermit ergiebt sich für verschiedene Werthe des Keiltriebradius nachfolgende Tabelle.

Tabelle für den Wirkungsgrad der Keil-Friktionsräder.

50

60

70

80

90

100

120

150

200

»? 1 =

0,943

0,952

o,959

0,964

0,968

0,971

0,976

0,980

0,985-

Diese Werthe gelten infolge der nahen Übereinstimmung der Keilflächenpressungen bei cylindrischen und konischen Reibrädern und im Hinblick auf die sonst analogen Verhältnisse auch noch mit genügender Genauigkeit für konische Keil-Friktionsräder.

ß. Wirkungsgrad der Vorgel ege well e mit Friktionsrädern.

Der Wirkungsgrad der Vorgelegewelle mit Friktionsrädern wird durch die Zapfenreibung der Radwelle bedingt. Meist werden Antriebscheibe und Keiltrieb unmittelbar zu beiden Seiten einer der beiden Lagerstellen der Welle placirt. Unter dieser Voraussetzung kann man annehmen, dass die drei Achsendrucke, welche vom Riemenzug, vom Umfangsdruck im Keiltriebrade und von der zur Erzeugung der Umfangsreibung erforderlichen Achsenanpressung herrühren, sich in der Mittelebene des Lagers zu einer Resultante vereinigen, und stelle dementsprechend Z, Fig. 94, den Achsendruck durch den Riemenzug, P den Achsendruck, welcher von dem zu übertragenden Umfangsdruck herrührt, und D die direkte Achsenanpressung dar.

<l>

Fig. 94.

Man wird zweckmässig die Anordnung stets so treffen, dass der Riemenzug die Lagerpressung durch die direkte Achsenanpressung eher vermindert, als vermehrt. Da aber andererseits nicht darauf zu rechnen ist, dass die Achsenanpressung nur bis zur theoretisch erforderlichen

Grenze gesteigert wird, so wird man die thatsächlichen Verhältnisse am besten berücksichtigen, wenn man die günstige Einwirkung, welche sich durch den Riemenzug für den totalen Zapfendruck ergiebt, unberücksichtigt lässt, um so mehr, als ja der Riemenzug von den drei Kräften, welche in Betracht kommen, die kleinste ist. Unter diesen Voraussetzungen haben wir zur Bestimmung der Zapfenreibung die Achsenanpressung D und den von der Umfangskraft P des Keiltriebrades herrührenden gleichgrossen Zapfendruck P in Rechnung su setzen.

Beide Kräfte wirken senkrecht zu einander und ergeben demnach eine Resultante

177.

Wir fanden oben für fi = o,i und a = 15⁰ in Gleichung 167

P < 0,28D.

Setzen wir dementsprechend hier P = 0,25/?, da P = 0,28D an der Grenze des Ubertragens der Bewegung und des Gleitens liegt, so er-giebt sich

und ferner

D = 4P

K = P y~vj = 4,12 P.

Für einen Zapfenreibungskoefficienten = 0,08 folgt

die Zapfenreibung [j,l K — 0,08.4,12P ^ —

Schliesslich resultirt hieraus, falls man mit q den Zapfenradius und mit r, wie bisher, den Keiltriebradius bezeichnet, ein Umfangswiderstand

W,= ₃

. JL

Das Güteverhältniss der Vorgelegewelle, soweit dasselbe durch die Zapfenreibung bedingt wird, ist demnach unter der Voraussetzung eines Keilnuthenwinkels des zugehörigen Friktionsrades 2 a — 30° durch die Gleichung bestimmt

n% =

178.

3r

Wählt man für den Nuthenwinkel 2 a den kleinsten Werth 2a— 20⁰, so ist nach Gleichung 168

P< 0,36 D.

Setzen wir auch hier wiederum für P nur P — 0,33 D, d. i. D — 3 P in Rechnung, da der Grenzwerth P = 0,36 D die Sicherheit der Bewegungs-

Übertragung in Frage stellt, und führen diesen Werth in Gleichung 177 ein, so folgt der Zapfendruck

K=P\ 10 = 3,16 P,

ferner die Zapfenreibung

u,x K =. 0,08.3,i6/⁾='X) 0,25 P =

und demnach der auf den Umfang des Keiltriebs reducirte Widerstand der Zapfenreibung

äT

Für diesen Fall würde sich also das Güteverhältniss der Vorgelege-welle mit Keilrädern, soweit es von der Zapfenreibung- abhängig ist, bei dem Keilnuthenwinkel 2 a = 20⁰ bestimmen durch

179.

Der Wirkungsgrad der Vorgelegewellen mit Keilrädertriebwerk wächst mit der Verkleinerung des Keilnuthenwinkeis und mit der Vergrösserung des Radhalbmessers.

Nachstehend sind für verschiedene Werthe des Quotienten die zugehörigen Werthe von rj., und zusammengestellt.

Tabelle für den Wirkungsgrad der Vorgelegewellen mit Keilrädertriebwerk.

<?

V3

74

7.

V.

7,

7h

m für «=I5°

t]₃ für a = 10°

0,900

°)9²3

o,9²3

0,941

0,937

0,952

0,947

0,960

0,954

0,965

0,960

0,970

Das totale Güteverhältniss eines Keilrädervorgeleges bestimmt sich, unter Berücksichtigung der Effektverluste durch die Cirkularreibung in den Umfängen und durch die Zapfenreibung, für Keilräder mit einem Nuthenwünkel 2 a = 30⁰ durch

V =    ■ V2 =

a cos u r ln a

. . 180.

und für Keilräder mit einem Nuthenwinkel 2 cc = 20⁰ durch

¹ “h

a cos a

rin a

. . 181.

Die Bestimmung dieses Ausdrucks ist in jedem einzelnen Fall leicht mit Hülfe der vorstehenden Tabellen möglich.

Q_ _

n - °>943 • 0,923 = 0,870

Für a = 15° ergiebt sich mit r — 50 und

und für or = io° mit denselben Werthen für r und ^ rj = 0,943.0,941 = 0,887.

rj — 0,980.0,947 — 0,928

Für a = 15⁰ und r — 150 sowie ~

rj = 0,980.0,960 = 0,941.

und schliesslich für a = io°, r — 150 und

Der mittlere Werth des Güteverhältnisses einer Zahnrädervorgelege-welle ist nach Gleichung 162 = 0,91. Die vorstehenden Werthe lassen erkennen, dass man diesen Werth auch mit Keilrädervorgelegen erreichen kann, wenn man nur die Keiltriebräder gross genug wählt.

Zwischen Keilrädern und Zahnrädern besteht die Analogie, dass sich bei beiden das Güteverhältniss mit der Vergrösserung der Räder erhöht, aber die Keiltriebräder müssen an sich wesentlich grösser gewählt werden, als die Zahntriebräder, um einen gleich günstigen Wirkungsgrad zu erzielen. Das Durchschnitts-Güteverhältniss der Zahnräder-Vorgelege von 0,91 wird bereits bei Anwendung eines iozähnigen Triebrades erreicht, dem bei einer mittleren Theilung von 30 mm ein Theilkreisradius von ca. 48 mm entspricht. Für ein Keiltriebrad würde man denselben Wirkungsgrad erst etwa bei doppelter Grösse mit einem Halbmesser von go bis 100 mm erzielen. In der Praxis wendet man daher mit Recht nicht gern Keiltriebräder mit weniger als 60 bis 80 mm Halbmesser an.

Diese Verhältnisse zeigen, dass sich Keilräder nicht für kompendiöse Konstruktionen eignen und auch aus diesem Grunde nur innerhalb der Grenzen vortheilhafte Verwendung finden, welche wir in den einleitenden Bemerkungen zu dem Abschnitt über diese Gattung von Triebwerken erörtert haben.

6. Sperr- und Bremswerke.

a. Zahnsperrwerke.

Die Sperrwerke dienen zur Verhinderung des Rücklaufs der Windentriebwerke und werden angeordnet, um die aufgewundene Last frei schwebend zu halten.

Das gewöhnlich bei Winden angewendete Sperrwerk ist ein Zahn-gesperre und besteht aus einem verzahnten Rade, dem Sperrrade und einer drehbaren Sperrklinke, auch Sperrkegel genannt, welche die Sperrung durch Eingriff in den verzahnten Radumfang bewirkt. Das Sperrrad kann aussen, innen, auch seitlich verzahnt sein. In den beiden ersten Fällen liegt die Sperrklinke in der Ebene des Sperrrades, im letzten Fall senkrecht dazu, in allen drei Fällen muss aber der Drehzapfen der Sperrklinke ausserhalb des Rades gewählt werden. Das Gesperre wird einseitig wir-

kend angeordnet, und giebt man zu diesem Zweck den Radzähnen ein dreieckiges Profil mit ebener Eingriffsfläche und flach gekrümmtem Rücken, so dass bei eingelegter Sperrklinke nur der Rücklauf des Sperrrades gehindert wird, die umgekehrte Umlaufsrichtung des Triebwerks aber ungehindert bleibt, indem hierbei die Rückenflächen der Zähne nach Art der Hebedaumen die Sperrklinke selbstthätig zurückdrängen. Der Eingriff des Sperrkegels wird entweder durch das Eigengewicht desselben oder durch konstanten Federdruck gesichert.

Damit die Sperrklinke leicht an der Eingriffsfläche der Zähne hinabgleitet, muss letztere mit der Umfangstangente an der Zahnspitze einen

Winkel bilden > — + dem Reibungswinkel.

Dieser Bedingung genügen nachfolgende Konstruktionen¹).

•A"—1

i,

0,'fV

Fig. 95-

Sperrräder mit äusserer Verzahnung. Ist B, Fig. 95, der Mittelpunkt eines aussen zu verzahnenden Sperrrades, A der Mittelpunkt des Drehzapfens der Sperrklinke, so kon-struire man zunächst mit dem Radius r den Umfangskreis des Sperrrades, schlage über AB als Durchmesser einen zweiten Kreis und wähle je nach der Richtung der Drehung, welche ^}~ ~~ verhindert werden soll, einen der beiden Schnittpunkte dieses Kreises mit dem Radumfange als Eingriffspunkt der Sperrklinke, d. h. als Zahnspitze. Es sei dies der Punkt C. Um die Abweichung der Zahnflanke von der radialen Richtung einzutragen, schlage man um den Radmittelpunkt einen Kreis mit dem Radius 0,4 r und ziehe von C, wie von allen übrigen Zahnspitzen, die durch gleich-massige Theilung des Sperrradumfanges zu bestimmen sind, Tangenten an diesen Hülfskreis. Es bestimmen alsdann diese Tangenten die Richtungen der Zahnebenen derartig, dass die trigonometrische Tangente des Winkels derselben mit den Radien = 0,4, also der Winkel selbst grösser als der Reibungswinkel ist.

Die Krümmung des Zahnrückens ist so zu wählen, dass der Sperrkegel ungehindert bis auf den Grund der Zahnlücke eingreift, wozu man im übrigen auch die Sperrklinke selbst nöthigenfalls etwas krümmen kann. Bisweilen findet man die Sperrklinke auch als Sperrhaken ausgeführt, in der Weise, wie die Punktirung andeutet.

Sperrräder mit innerer Verzahnung. Ist B, Fig. 96, der Mittelpunkt eines innen zu verzahnenden Sperrrades, A der Mittelpunkt des Drehzapfens der Sperrklinke, welcher bei dieser Anordnung in die Radhöhlung hineinreichen muss, so bestimme man den Eingriffspunkt der Sperrklinke durch ein Loth in A auf AB, welches in den inneren Verzahnungskreis,

den Theilkreis des Sperrrades, im Punkte C einschneidet. Trägt man dann in C an A C einen Winkel von 6o° an, so bildet die Verlängerung des freien Schenkels dieses. Winkels nach rückwärts eine geeignete Neigungsrich-

1/

ĄX$7T'

/r'

-er—r

Fig. 96.

tung für die Zahntlanken. Fällt man von B aus auf diese Richtung ein Loth BD, so ist BD der Radius desjenigen Kreises, welchen die Eingriffsebenen aller übrigen Sperrzähne tangiren müssen, um gleiche Winkel mit den Radien zu bilden.

Sperrräder mit seitlicher Verzahnung. Diese Anordnung, Fig. 97, findet sich nur bei Winden mit vertikaler Trommelachse, wo dieselbe durch die horizontale Lage des Sperrrades bedingt wird, falls der Eingriff des Sperrkegels durch sein Eigengewicht gesichert werden soll. Es empfiehlt sich hier die Sperrklinke etwa unter 30° gegen die Ebene des Sperrrades geneigt zu placiren.

's?

[\TM'

Fig. 98.

Fig. 97-

Die Sperrzähne werden wegen ihrer geringen Höhe nur auf Schub beansprucht.

Bezeichnet, Fig. 98, die Theilung des Sperrrades, b die Breite desselben,

t die zulässige Materialbeanspruchung auf Schub, P den Umfangsdruck,

so ist

P - sbt.

Wählt man b — Ą- und setzt, mit Rücksicht auf die Stosswirkung der Sperrung, t — i kg pro qmm, so ergiebt sich

s = r,4 y~p

182.

Ist P nicht direkt bekannt, sondern, wie meist, zunächst nur das statische Moment der Sperrradwelle bestimmt, so ist, wenn man

mit M das Moment und

mit r den Radius des Sperrrades bezeichnet,

P-IL

Ferner ist für die Zähnezahl z des Sperrrades

2 rn

,    zs

— ss, also r —

2 71

und

in M

zs

Mit diesem Werth für P geht die Gleichung 182 über in

d. i.

* = 2,32

183,

wobei zu berücksichtigen, dass die Zahnbreite b = -- vorausgesetzt ist.

In der Praxis findet man s häufig grösser gewählt, als durch die vorstehend entwickelten Rücksichten auf die Festigkeit bedingt wird.

Man giebt den Sperrrädern meist 8 bis 12 Zähne, selten weniger, und nur ausnahmsweise erhöht man die Zähnezahl bis auf 20 und mehr.

Für eine speciellere Bestimmung der Zähnezahl ist zu berücksichtigen, dass von der Zähnezahl und der Räder-Umsetzung zwischen Sperrrad und Trommelwelle die Fallhöhe abhängig ist, welche die aufgewundene Last frei zurückstürzen kann, bis die Sperrung des Triebwerks erfolgt.

b. Klemmgesperre.

Die Klemmgesperre wirken durch Reibungswiderstand und haben vor Zahngesperren den Vorzug eines geräuschlosen Ganges. Die Anordnung Fig. 99, S. 155, besteht aus dem Sperrrade, hier eine einfache cylindrische Scheibe 5 mit glattem Umfang, und einem Sperrdaumen K, dessen Drehmittelpunkt M excentrisch zu seinem cylindrischen Umfang angeordnet ist.

Der Klemmdaumen legt sich durch sein Eigengewicht, oder durch konstanten Feder druck, gegen den Umfang des Sperrrades, und infolge der zwischen den Umfängen auftretenden Reibung sucht die rotirende Sperrscheibe den excentrischen Daumen mit in ihrer Umlaufsrichtung herumzunehmen. Bei bestimmten Konstruktions-Verhältnissen folgt der Daumen der Bewegung thatsächlich, aber alsdann tritt auch sofort infolge der excentrischen Form desselben ein Klemmdruck zwischen den Umfängen auf, welcher sich soweit steigert, dass das Sperrrad selbst fast momentan festgestellt wird. Beim Antrieb der Sperrradwelle in entgegengesetztem Sinne dreht sich der Daumen von selbst mit zurück und die Klemmsperrung wird aufgehoben.

]k

Fig. 99.

Bezeichnet D den Druck zwischen den Umfängen des Sperrrades und des Klemmdaumens, welcher in der Richtung der gemeinschaftlichen Berührungsnormalen wirkt, fi den Reibungskoefficienten,

MB das Loth vom Drehpunkt M des Daumens auf die Druckrichtung von D,

E den gemeinschaftlichen Berührungspunkt zwischen Daumen und Sperrrad,

so erfolgt bei der durch den Pfeil angedeuteten Drehrichtung des Rades die Klemmsperrung

sobald

fx,D. EB > D. MB,

184

d. h. sobald

Um eine möglichst grosse Sicherheit für die Konstruktion zu erhalten, wird man in der Rechnung für fi nur einen kleinen Werth zu Grunde legen dürfen.

Für fi = 0,1 bis 0,15 folgt y = 5⁰ bis höchstens 8°.

Dieser kleine Winkelwerth ist eine unbequeme Beschränkung für die ganze Konstruktion und schliesst die Gefahr in sich, dass bei eintretender Abnutzung der Umfänge und der Zapfen sich der Daumen bis zum Scheitel des Sperrrades durchdrückt. Der Klemmdruck kann sich, da der ganze Apparat nach Art einer Kniehebelpresse wirkt, bei dieser Position soweit steigern, dass die Klemmung auch die umgekehrte Umlaufsrichtung des Sperrrades nicht wieder frei giebt. Dieser Übelstand lässt sich einfach beseitigen, wenn man Sperrrad und Daumen nach Art der Keilfriktionsräder mit Keilnutheneingriff ausstattet, wobei dann die Anordnung einer einfachen Keilnuth ausreicht.

Bezeichnet a den halben Keilnuthenwinkel, so ist nach Gleichung ióó die tangentiale Umfangsreibung infolge eines radialen Druckes D

_ _ sin a -\~ fA. cos n

und es ergiebt sich jetzt für das Auftreten der Klemmwirkung die Bedingung

tg Y <

sin a -j- f,i cos a

185.

Für a = 15° und fj, = o,i bis 0,15 geht diese Bedingung über in tg Y < °’²^ » bis tg y < 0,375. Dementsprechend würde eine Steigerung des Winkels^ auf 15⁰ unbedenklich zulässig sein, und derselbe bei ganz trocken gehaltenen Klemmgesperren auch wohl bis 20⁰ angenommen werden dürfen, ohne ein Versagen des Apparates befürchten zu brauchen.

Die ganze Anordnung lässt sich analog wie die Zahnsperrwerke für äusseren, inneren und seitlichen Eingriff konstruiren, aber bisher hat die Konstruktion derartiger Klemmgesperre, welche für verschiedene Zwecke, so beispielsweise als Schalt- und Sperrwerk bei Sägegattern, mannigfach ausgeführt wird, als Hemmung für die Triebwerke der Winden nur wenig Aufnahme gefunden. Man begnügt sich hier mit den billigeren Zahn-gesperren und nimmt das Klappern beim Umlauf derselben mit in den Kauf, oder trifft besondere Vorkehrungen, durch die der Sperrkegel während des Lastaufwindens selbstthätig aus dem Sperrrade ausgehoben wird, sich dagegen sofort beim Rücklauf einlegt.

Die allen älteren Winden-Konstruktionen eigenthümliche und noch jetzt weit überwiegend verbreitete Einschaltung eines einfachen Sperrwerks mit fest im Gestell gelagerter Klinke hat sich als sehr wenig empfehlens-werth erwiesen, aber erst in neuerer Zeit hat man sich ernstlich bemüht, hierfür Verbesserungen einzuführen. Die alte Anordnung setzt voraus, dass der Arbeiter ordnungsmässig vor dem Lastaufwinden stets den Sperrkegel einlegt, um denselben erst zum Lastsenken auszulösen, indess zwingt die Konstruktionsausführung den Arbeiter nur zur Auslösung der Klinke, um die Last senken zu können, während gerade das Einlegen der Klinke, welches den Schutz gegen unerwünschtes Zurücksinken der Last bieten soll, ganz von der Willkür abhängig bleibt und erfahrungsmässig nicht selten verabsäumt wird. Übersieht nun der Arbeiter diese Fahrlässigkeit und lässt bei aufgewundener Last die Kurbel los, so stürzt die Last nahezu frei fallend zurück.

Infolge der festen Lagerung des Sperrkegels in oder am Gerüst erfolgt die Hemmung des Triebwerks auch bei ganz ordnungsmässiger Bedienung der Winde fast nie ohne Stoss, und wenn durch zufällige Erschütterungen, oder durch fahrlässige Unvorsichtigkeit der Sperrkegel während des vollen Rücklaufs in das Triebwerk einfällt, dann lassen sich Zerstörungswirkungen, Zahn- oder Kettenbrüche mit Sicherheit erwarten. Zur Beseitigung dieser Übelstände muss eine rationelle Konstruktion dafür Sorge tragen, dass sich der Sperrkegel stets im Eingriff befindet, unabhängig von den verschiedenen Manipulationen beim Aufwinden und

Senken der Last, und dass ferner die Hemmung-, welche das Sperrwerk hervorruft, nicht plötzlich durch einen absolut starren Widerstand erzielt wird. Die Besprechung derartiger Konstruktionen, welche sich durch Kuppelung von starren Sperrwerken mit nachgiebigen Bremswerken erreichen lassen, gehört in den nächsten Abschnitt, in das Kapitel über Sperrradbremsen.

c. Bremsen.

a. Allgemeines über Bremsen.

Die Bremswerke reguliren die Geschwindigkeit der Lastsenkung durch theilweise oder vollständige Vernichtung des Antriebs der Last, welche die motorische Kraft für den Rücklauf der Trommel und des mit derselben in festem Eingriff stehenden Räderwerks bildet. Alle Bremsen für Winden mit Räderwerk beruhen auf dem gemeinschaftlichen Kon-struktionsprincip, den Rücklauf des Triebwerks durch Einwirkung von Reibungswiderständen zu massigen, oder ganz aufzuheben.

Die Ein- und Ausschaltung des Bremswiderstandes, sowie die Regulirung desselben kann abhängig gemacht werden

a.    von der Handhabung einer Spannvorrichtung,

b.    von der Einwirkung selbstthätiger Kräfte.

Dementsprechend kann man die Bremsen selbst unterscheiden in

1.    Handbremsen,

2.    Selbstthätige Bremsen.

Die Regulirung der Handbremsen erfolgt bei Winden fast ausnahmslos durch Hebel, selten durch Schrauben. Man pflegt daher die verschiedenen einfachen Handbremsen meist nur kurz mit Rücksicht auf den Charakter des Reibzeuges zu unterscheiden, und spricht demgemäss von

Klotzbremsen oder Backenbremsen,

Kegelbremsen und Bandbremsen.

Zu diesen einfachen Bremsen gesellen sich verschiedene Variationen gekuppelter Sperr- und Bremswerke, die wir kurz als „Sperrradbremsen“ bezeichnen wollen, und schliesslich die mannigfachen Verschmelzungen der Antriebkurbel mit einem Sperr- und Bremswerk zu einem einzigen Maschinenorgan, welches die drei verschiedenen Operationen des Antriebs, der Bremsung und der Sperrung einzig und allein von der Stellung und Bewegung der Kurbel abhängig macht.

Man pflegt diese Konstruktionen in der Praxis meist als Sicherheitskurbeln zu bezeichnen, weil mit der ganzen Konstruktion als Grundprincip die Zwangsausschaltung der Kurbel aus dem Rücklauf des Triebwerks verbunden ist und somit derartige Anordnungen die Gefahren beseitigen, welche bei gewöhnlichen frei umlaufenden Kurbeln auftreten.

Selbstthätige Bremsen sind, falls man nicht etwa die Hemmungen der Triebwerke durch die eigenen Bewegungswiderstände, welche bisweilen an Stelle selbstständiger Bremswerke ausgenutzt werden, mit in diese Kategorie rechnen will, erst in den letzten Jahren in die Praxis eingeführt und daher auch erst durch wenige Konstruktionsformen vertreten. Für dieses besondere Gebiet verdient von den bis jetzt aufgetauchten Konstruktionsprincipien die grösste Beachtung die Regulirung der Bremswirkung durch Centrifugalkräfte, welche durch den Rücklauf des Windentriebwerks in Thätigkeit gesetzt werden. In zweiter Linie kommt die Ausnutzung des Lastzuges oder Lastdruckes zur Einrückung einer Druckbremse bei beginnendem Rücklauf in Betracht.

Man kann daher dementsprechend diese beiden verschiedenen Konstruktionsformen selbstthätiger Bremsen bezeichnen

als Centrifugalbremsen, und als Lastdruckbremsen.

ß. Backenbremsen.

Die einfachen Backenbremsen bestehen, der Skizze Fig. ioo entsprechend, aus einer cylindrischen Bremsscheibe, die man aus Gusseisen

W'

K-c-*

MW

- j ~m7I

■ä

log. 100.

auszuführen pflegt, und einem hölzernen oder eisernen Klotz, welcher durch einen Hebel gegen den Umfang der Bremsscheibe angepresst wird.

Bezeichnet K den Druck am Bremshebelgriff, a die ganze Hebellänge, b den Hebelarm des Backendrucks,

D den Backendruck,

11, den Reibungskoefficienten,

c den Hebelarm des tangentialen Reibungswiderstandes,

so besteht, falls man von der Zapfenreibung absieht, die Bedingungsgleichung

Ka — Db + fi,De = D( b + fix').

Das + Zeichen gilt für die Umlaufsrichtung im Sinne des Pfeiles i, das — Zeichen für die Umlaufsrichtung im Sinne des Pfeiles 2.

Bezeichnet P die auf den Umfang der Bremsscheibe reducirte motorische Kraft des Lastantriebs, welche vernichtet werden soll,

so muss uD= P sein, also

Demnach Ka — (b + ^ e)

K=P b

'S

1+

00

CO

Die Gleichung- zeigt, dass K um so kleiner ausfällt, je kleiner P ist, und es empfiehlt sich daher die Anordnung grosser und schnell umlaufender Bremsscheiben. Aus diesem Grunde placirt man die Bremsscheiben selten direkt auf der Trommelwelle, sondern meist auf einer schneller laufenden Vorgelegewelle.

Die Gleichung zeigt ferner, dass die Grösse des Werthes von K abhängt von dem Verhältniss der Hebel b und c.

Bei rechts umlaufender Bremsscheibe ergiebt sich K=o, sobald

= ///, und für h < fi, wird K sogar negativ, d. h. die Bremse wirkt selbst-

thätig, und zwar in diesem Falle um so kräftiger, je grösser die zu vernichtende motorische Umfangskraft der Bremsscheibe ist.

187

Dasselbe Hebelverhältniss b

bedingt auch bei links umlaufender Bremsscheibe die selbstthätige Bremsung, sobald man den Drehpunkt A des Hebels etwa nach Ax auf die entgegengesetzte Seite der Tangente legt, welche sich im Mittelpunkt der Backenberührung an die Bremsscheibe konstruiren lässt. Alsdann unterstützt das Moment fiDc bei rechtsläufiger Umdrehung der Scheibe die Hebeldrehung im Sinne der Kraft K, und es gilt demnach für eine derartige Anordnung in den vorstehenden Gleichungen das — Zeichen für die rechtsläufige, das -j- Zeichen dagegen für die linksläufige Bewegung der Bremsscheibe.

Man bezeichnet die Bremsen, bei welchen die Einwirkung des eigenen Bremswiderstandes auf die Drehung des Spannhebels die Bremswirkung unterstützt als Differentialbremsen.

Die Erfahrungen der Praxis zeigen, dass es empfehlenswerth ist, die an sich sehr vortheilhafte Wirkung der Differentialbremsen nur dahin auszunutzen, dass man die Grösse des Spanndruckes K möglichst beschränkt, ohne jedoch den o-Werth zu überschreiten.

Man sollte also - stets etwas grösser als y, wählen, wobei der Rei-bungskoefficient y für Holz auf Eisen = 0,5 und für Eisen auf Eisen etwa = 0,18 anzunehmen ist.

Sobald man ~ < y wählt und K den obigen Rechnungen entsprechend negative Werthe annimmt, wirkt die Differentialbremse als Klemmgesperre. Es bedarf in solchen Fällen einer äusseren Kraft, um den Hebel überhaupt zu lüften und den Rücklauf der Bremsscheibe frei zu geben. Das Bestreben der Bremse sich bei solchen Konstruktionsverhältnissen stets selbstthätig festzuziehen, und zwar um so intensiver, je stärker die Winde belastet ist, erschwert die Gleichmässigkeit der Lastsenkung.

Es erfolgen leicht ruckweise Hemmungen, die den Arbeiter andererseits dazu verleiten, die Bremse im nächsten Moment zu weit zu lüften, und so entstehen Unregelmässigkeiten im Lastniedergang, die zwischen Sturzbewegungen und vollständigen Sperrungen schwanken.

Soll die Umfangsreibung der Bremsscheibe ohne Einfluss auf die Bremshebelbewegung bleiben, so hat man den Drehpunkt des Hebels einfach in die Richtung der Tangente zu legen, welche die Bremsscheibe im Mittelpunkt des Bremsklotzes berührt, da alsdann c — o wird. Dies ist für rechts- und linksläufig zu bremsende Wellen beachtenswerth.

Um ein schädliches Schleifen der Bremsbacke beim Lastaufwinden zu vermeiden, ist die Anordnung so zu treffen, dass sich der Bremsklotz nicht durch sein Eigengewicht an presst. Liegt der Bremshebel oberhalb der Scheibe, so ist zu diesem Zweck ein Gegengewicht anzuwenden. Der schädliche einseitige Achsendruck der Bremsscheibe lässt sich vermeiden, sobald man statt einer Backe deren zwei, diametral gegenüber anordnet und dieselben gleichmässig anpresst. Die Anspannung kann durch eine Schraubenspindel oder durch ein gemeinsames Hebelvorgelege bewirkt werden.

Bisweilen findet man zur Erhöhung der Bremswirkung statt der einfachen cylindrischen Bremsscheiben solche mit keilförmiger Umfangspro-filirung nach Art der Keiltriebräder angewendet, mit deren Profilirung dann naturgemäss die Anpressungsfläche des Bremsklotzes korrespondiren muss. Für diesen Fall ist in den obigen Gleichungen statt y der Werth

sin « -fi y cos a

einzusetzen, falls wir mit a den halben Keilnuthenwinkel bezeichnen.

Während gewöhnlich der Bremsklotz an die Bremsscheibe angepresst wird, findet sich bei einzelnen Aufzugswinden auch die umgekehrte Anordnung, dass man die Bremsscheibe auf einen Bremsklotz niedersenkt und den Anpressungsdruck durch das Eigengewicht der Bremsscheibe, eventuell unter Mitwirkung des Lastzuges hervorruft. In allen diesen Fällen pflegt man zur Vergrösserung des ReibungsWiderstandes den Umfang der Bremsscheibe keilförmig zu profiliren.

Die älteren derartigen Konstruktionen, welche sich vielfach in Getreidemühlen finden, sind mit hölzernen Bremsscheiben ausgestattet, deren Aussenflächen keilförmig abgeschrägt werden. Bei neueren Anordnungen werden eiserne Bremsräder mit mehrfachen Keilnuthen angewendet. Bei all diesen Ausführungen sitzt die Bremsscheibe direkt auf der Trommelwelle und bildet gleichzeitig die Antriebscheibe. Die hölzernen Scheiben sind zu dem Zweck gleichzeitig als Riemscheiben konstruirt, die eisernen als Keilräder. Der Antrieb der Trommel welle wird, wie wir später bei der speciellen Besprechung dieser Aufzugswinden sehen werden, dadurch bewirkt, dass die Trommelwelle angehoben und hierdurch der Riemen, welcher auf dem mittleren cylindrischen Umfang der Bremsscheibe liegt, gespannt wird, respektive bei eisernen Keilrädern, das Bremsrad zum Eingriff mit einem korrespondirenden Keiltriebrade gelangt, während umgekehrt beim Senken der Trommelwelle der Antrieb aufgehoben wird und die Trommelräder in einen Bremsklotz einsinken.

Bei der in Fig. ioi dargestellten Anordnung ergiebt sich, wenn man

\<r-

*i

a-----

4-

------X-

Fig. ioi.

I : 3°.

mit G das Eigengewicht der Bremsscheibe,

„ Q den Lastzug an der Trommel welle,

„ a und b die Entfernungen des Lastangriffspunktes und der Bremsscheibenmitte von dem linken Endzapfen der Trommel welle bezeichnet,

unter der Voraussetzung, dass das Lager dieses Zapfens den Stützdrehpunkt der Welle beim Anheben bildet, der Anpressungsdruck der Bremsscheibe

188.

D = ß-f + G

Bezeichnet man ferner mit

a den halben Keilnuthenwinkel und mit fji, den Reibungskoefficienten,

so ergiebt sich nach der für Keilräder aufgestellten Formel i66 der Reibungswiderstand im Umfange der Bremsscheibe

/liD

f*(Q~T + G) .

sina -f- /ucosa

sin a    u cos u

Bezeichnet ferner

R, den Radius der Bremsscheibe und Rx den Radius der Lasttrommel,

so besteht für den Grenzfall der vollständigen Lastbremsung die Bedingungsgleichung :

d. i.

PR, = QRX R —    ¹

—    p

und demnach schliesslich

R, =

Q Rx (sin a -j- fl cos ce)

189.

Wirkt der Lastzug auf die Trommelwelle nicht, wie hier angenommen, vertikal nach unten, so wird die Horizontalkomponente desselben durch die Lagerführungen der Trommelwelle aufgenommen und es vereinigt sich mit G nur die in der Bremsscheibenebene wirkende Vertikal-Komponente des Lastzuges, der bisweilen durch Anordnung von Leitrollen nach oben gerichtet ist und dann eine negative Vertikal-Komponente ergiebt.

y. Kegelbremsen.

Die einfache Kegelbremse, Fig. 102, entspricht im wesentlichen ganz den Kegelkuppelungen und unterscheidet sich von diesen nur dadurch, dass der auf der Weile lose verschiebbare Vollkegel durch seine Verbindung mit dem Flandhebel, welcher die Ein-und Ausrückung vermittelt, an jeder Rotations-Bewegung gehindert ist. Rückt man den Vollkegel in den auf der Welle fest aufgekeilten Hohlkegel ein, so bildet jener den ruhenden Bremsklotz für diesen und der Reibungswiderstand zwischen den Kegelflächen liefert demnach den Bremswiderstand für die rotirende Welle. Bezeichnet D die Anpressung der Kegel in der Achsenrichtung,

P den motorischen Umfangsdruck in der mittleren Kegelfläche, welche durch den Bremswiderstand vernichtet werden soll, a den Winkel zwischen Kegelseite und Kegelachse, fj, den Reibungskoefficienten,

i i K

isp-*—>

K den Druck am Griff des Einrückhebels,

Fig. 102.

a den Hebelarm dieser Kraft in Bezug auf den Drehpunkt A, b den Hebelarm des Druckes D in der Achsenrichtung,

so muss zunächst unter Berücksichtigung der Reibungswiderstände, welche sich dem Einrücken der Friktionskegel entgegensetzen, entsprechend der Gleichung 166

fiD

sin a 4~ ii

cos a

sein,

Ka

und da

COS (X

t*

190.

Die Wirkung einer Kegelbremse entspricht vollständig der einer Backenbremse mit Keilprofilirung; die für die einfachen Backenbremsen aufgestellte Gleichung 186

geht in die vorstehende Form über, sobald c — o wird und infolge der Anwendung von Keilprofilen, statt \i,

(L

cos u

zu setzen ist.

In beiden Fällen ergiebt sich für p, = 0,18 und « = io°

T) b

~'.95 P-~-

Für eine ganz gewöhnliche Backenbremse mit hölzernen Bremsbacken ermittelt sich für den Fall, dass c — o, und unter der Annahme, dass der Reibungskoefficient für Holz auf Eisen fi = 0,5 gesetzt werden darf, nach Gleichung 186

Die drei verschiedenen Anordnungen erfordern also unter sonst gleichen Verhältnissen gleich starke Hebelanpressungen, da aber die Kegelbremse am schwierigsten und die einfache Holzbackenbremse am leichtesten auszuführen ist, so verdient diese unter den dreien den Vorzug. Kegelbremsen werden daher mit Recht in der Praxis als selbstständige Bremsen nur äusserst selten angewendet.

Im übrigen ist in Bezug auf diese Bremsen zu bemerken, dass man aus den bei der Besprechung der Keilräder angeführten Gründen den Kegelwinkel a zur Erhöhung der Wirkung möglichst klein zu wählen hat, also nicht grösser als etwa 15⁰, aber auch nicht kleiner als io°, da anderenfalls die Gefahr des Festklemmens und der Ubelstand zu tiefen Eingreifens bei eintretender Abnutzung zu befürchten ist.

Die nachtheilige Wirkung einer einseitigen Achsenpressung, welche bei der besprochenen Anordnung der einfachen Kegelbremse auftritt, lässt sich analog⁻ wie bei den Backenbremsen durch symmetrische Anordnung von Doppelkegelpaaren beseitigen, aber bei derartigen Ausführungen tritt der Nachtheil der Kegelbremsen im Vergleich zu den Backenbremsen in erhöhtem Masse hervor.

Schliesslich ist noch

Beachtenswerther dürfte die Verwendung der Kegelbremsen speciell für die Konstruktion von Sicherheitskurbeln sein. Wir werden später hierfür eine Ausführung von Weidtmann zu berücksichtigen haben, welche sich gleichzeitig durch eine sinnreiche Beseitigung der einseitigen Achsenpressung bei einfachem Kegelpaar auszeichnet, darauf hinzuweisen, dass für die Wirkung der Kegelbremse die Umlaufsrichtung der Bremswelle gleichgültig ist.

ö. Bandbremsen.

Die Bandbremsen bestehen aus einem eisernen oder stählernen Band, das durch ein Hebelwerk fest um den Umfang der Bremsscheibe gespannt wird. Man führt das Band so weit wie nur irgend möglich um den Umfang, weil einerseits dadurch die Bremswirkung gesteigert wird, andererseits auch die Bremsscheibenwelle nur nach der Seite des nicht umspannten Bogens einseitige Druckwirkungen empfängt, und daher um so mehr entlastet wird, je vollständiger die Umspannung des Bremsbandes ist. Für kleinere und mittlere Windengrössen wählt man den Bremsscheibendurchmesser zwischen 200 und 300 mm. Die Bandbremsen gestatten bei sehr intensiver Wirkung eine ausserordentlich bequeme konstruktive Ausführung und haben infolge dessen die ausgedehnteste Verbreitung gefunden.

Einfache Bandbremse.

Die einfachste Anordnung einer derartigen Bremse zeigt Fig. 103. Die Umlaufsrichtung der Bremsscheibe während des Lastniederganges

ist durch die Pfeilrichtung angedeutet und daraus ersichtlich, dass das auflaufende Bremsbandtrum nach dem festen Drehpunkt A des Spannhebels geführt, das ablaufende Trum dagegen im Punkte B am Hebel selbst befestigt ist.

Um ein nachtheiliges Schleifen des Bremsbandes auf der Scheibe während des Lastaufwindens zu vermeiden, muss die Anordnung in analoger Weise, wie bei den Backenbremsen so getroffen werden, dass das Eigengewicht des Hebels die Bremse nicht anspannen kann. Der Hebel ist mit Rücksicht hierauf eventuell nach rückwärts zu langem und durch ein Gegengewicht abzubalanciren.

,/

fl

\\

N;

j---

nN7/t,

yA

4&1

T2

Fig. 103. i : 25

ver-

Bezeichnet P die auf den Umfang der Bremsscheibe reducirte motorische Kraft des Lastantriebs, welche durch die Bremse vernichtet werden soll,

K die Druckkraft am Hebelgriff, a den Hebelarm der Kraft K,

T₂ die Spannung im auf laufenden Trum,

Ty die Spannung im ablaufenden Trum, by den Hebelarm der Spannung Tx in Bezug auf den Drehpunkt A,

cc den vom Bremsband umspannten Bogen, fi, den Reibungskoefficienten, e die Basis der natürlichen Logarithmen,

so ist zunächst nach den Gesetzen der Gurtreibung auf Rollenumfängen

T₂ = Tx e ^

Ferner P — T₂ — Tv also auch P = Tt (

(x a

)■

a L?*

Da andererseits K — Tx

, so folgt schliesslich:

191.

U Cl

er — i

Bezeichnet cf das Verhältniss des vom Bremsband umspannten Bogens zum ganzen Umfang,

so ist a — 2 n (f

Für verschiedene Werthe von cp ergiebt sich alsdann unter der Annahme, dass der Reibungskoefficient [i = 0,18 angenommen werden kann, nachstehende kleine Tabelle.

/li a

Tabelle für den Spannungskoefficienten e

cp -

efxa =

0,4

o,5

o,6

o,7

o,8

0,9

i,57    1,76    i,97

2,21

2,47    2,77

In den meisten Fällen findet sich cp = o,j. Für diesen Fall folgt

2,21 — 1

a a

er — i

= 0,826

demnach

K — 0,826 P — •

a

Die einfache Bandbremse wirkt also unter sonst gleichen Verhältnissen, wie ein Vergleich mit den früheren Resultaten für Backen- und Kegelbremsen zeigt, etwa 2,5 mal so kräftig wie diese.

Der Festigkeitsberechnung des Bremsbandes ist stets die grösste Spannung, d. h. die im auflaufenden Trum, zu Grunde zu legen.

Bezeichnet â die Dicke des Bremsbandes,

b die Breite desselben nach Abzug etwaiger Nietlöcher oder Ausschnitte,

k die zulässige Zug-Materialspannung pro qmm, so muss die Bedingung erfüllt werden

b ök — T₂,

und da

Pe^a

e^u

192.

/ua_

Je nach Ermessen kann man über b oder 6 frei verfügen und dann den zugehörigen Werth ô oder b aus der vorstehenden Gleichung ermitteln, doch bleibt hierbei zu beachten, dass mit Rücksicht auf die erforderliche vollkommene Biegsamkeit der Bremsbänder die Stärke derselben bei höchstens 80 mm Breite nicht wohl über 3 mm gesteigert werden darf. Ergiebt die Festigkeitsberechnung- stärkere Dimensionen,

<7 n

il

Fig. 104

¹:5-

J-

Fig. 105.

i : 5-

so hat man durch Vergrösserung der Bremsscheibe den Werth von P, und dadurch die Beanspruchung des Bremsbandes herabzumindern.

Die Befestigung- der Bremsbandenden am Hebel geschieht unter Einschaltung von Scharnierbolzen , die ihrerseits im Hebel befestigt werden. Entweder nietet man das Bremsbandende direkt um den Bolzen zusammen, oder man schiebt über den Bolzen zunächst eine Scharnierhülse und befestigt das Bremsband an dieser durch Nietung, wobei es sich empfiehlt, durch Überlegen einer kleinen Platte die Festigkeit der Nietverbindung durch Klemmwirkung zu unterstützen. Fig. 104 und 105, S. 166 stellen derartige Befestigungen dar.

Läuft die Bremsscheibe in entgegengesetzter Richtung um, so vertauschen sich die Spannungen Tx und mit einander, und es würde demgemäss zur Bremsung eine Kraft erforderlich sein:

Kx = P

«    et*«— !

193.

Ist beispielsweise der auf den Umfang der Bremsscheibe reducirte Lastzug P — 300 kg, a — goo mm, by = 00 mm, und der vom Bremsband umspannte Umfangsbogen 0,7 des ganzen Umfanges, so ergiebt sich zunächst für das Bremsband selbst, wenn man hierfür ein 2 mm starkes Stahlband wählt und als zulässige Zugspannung k — 10 kg pro qmm annimmt, nach Gleichung 192

300

2,21

2.10

2,21 —

— = (v 28 mm.

Entsprechend der in der Eig. 89 angenommenen Umlaufsrichtung würde der Hebeldruck sich nach Gleichung 191 bestimmen durch

300 . 60

2,21 — i

900

Für die entgegengesetzte Umlaufsrichtung ist dagegen

300 . 60

2,21

900

2,21 — i

= ~ 37 kg.

Die bedeutende Differenz, welche sich für den erforderlichen Hebeldruck ergiebt, je nachdem die Bremsscheibe beim Lastsenken im einen oder im entgegengesetzten Sinne umläuft, bedingt die Konstruktionsregel, dass bei einarmigen Hebelbremsen für eine bestimmte Umlaufsrichtung beim Lastsenken die Anordnung stets so zu treffen ist, dass das ablaufende Trum durch den Hebel gespannt wird, nicht das auflaufende,

Differentialbremse von Napier.

Ein Mittel, den Anpressungsdruck des Bremshebels ganz beliebig zu verkleinern, bietet die Differentialbremse von Napier. Das Grund-

princip der Differential-Bandbremse beruht auf der Anwendung eines doppelarmigen Spannhebels, welchem die beiden Bremsbandenden derartig befestigt werden, dass die Spannung im auflaufenden Trum die Wirkung des Hebeldrucks unterstützt.

\:%\T

Fig. 106.

T₂ mit dem Buchstaben b₂ ein, so ist zunächst

ferner

an

Wählen wir unter Bezugnahme auf Fig. 106 die analogen Bezeichnungen wie oben und führen nur noch den tlebelarm der Spannung

Ka - Txbx — T₂b₂ = T₁(b₁ — b₂efxu),

P = T₂ — Tx = Tx {ePa — i)

und mithin nach Einsetzung des sich aus dieser Gleichung für Tx ergebenden Werthes

K=-

P 6l — b,efxrc

/“-i

194.

Der Werth von K wird o, oder negativ, wenn bx < b₂e^ia.

Die Bremsung erfolgt, sobald das Bremsband anliegt, selbstthätig und die Bremse wirkt als Klemmgesperre,

falls

h < e<uc<

195.

Aus den bereits bei den Differential-Backenbremsen angeführten Gründen empfiehlt es sich nicht, die Konstruktionsverhältnisse, dieser Bedingung entsprechend, so zu wählen, dass sich die Wirkung der Bremse bis zur absoluten Sperrung steigert. Derartig intensive Wirkungen haben unbedingt unsichere Bremsregulirungen und ruckweise Hemmungen zur Folge. Wir empfehlen also auch hier die Wirkung der Differentialbremse nur dahin auszunutzen, dass man den Werth von K möglichst herabmindert, ohne ihn jedoch auf o oder unter o sinken zu lassen.

Setzt man den meist zutreffenden Verhältnissen entsprechend voraus, dass das Bremsband 0,7 des ganzen Scheibenumfangs umspannt, so dürfte

196

^1 = 2,5 b₂ bis bx = sb₂

brauchbare Werthe liefern.

Konstruiren wir unter den oben für die einfache Hebel-Bandbremse gestellten Bedingungen eine Differentialbremse, und setzen b₂ = y = 20, so folgt

K= 300 . 60-20.2,21 ₌ fc

9OO 2,21 — I    &

Die Festigkeitsberechnung des Bremsbandes erfolgt wie bei der einfachen Bandbremse nach Formel

192.

Im übrigen ist auch hier, wie bei allen Bremsen, darauf zu achten, dass, um ein nachtheiliges Schleifen des Bremsbandes auf der Scheibe zu vermeiden, der Hebel so gelagert wird, dass das Eigengewicht desselben die Bremse selbstthätig löst. Liegt der Hebel unterhalb der Scheibe, so wird dieser Bedingung durch die Anordnung nach Fig. 107 genügt. Eine andere Ausführung, welche in der Wirkungsweise mit der vorbesprochenen Napier’schen Bremse durchaus identisch ist, giebt die Skizze Fig. 108.

Kk

-<$>■

-Cp-—--A® a>

'VS

Fig. 108.

V"'

Fig. 107.

Die Spannung des beim Lastniedergang auflaufenden Bandtrums muss stets am kürzesten Hebelarm wirken, da sonst bei der Spannung der Bremse die Anpressungskraft K und die Maximal-Bremsbandspan-nung T₂ entgegengesetzte Drehungen des Hebels anstreben. Unter solchen Verhältnissen geht aber der ganze Vortheil der Differentialbremse verloren und der erforderliche Anpressungsdruck fällt grösser aus, als für die gewöhnliche Bandbremse mit einarmigem Spannhebel.

Auch die Differential - Bandbremsen wirken also den angestellten Rechnungen entsprechend nur für eine bestimmte Umdrehungsrichtung der Bremsscheibe günstig und verlieren ihren Werth für Winden, die, wie dies -bei Aufzügen mit Doppelförderung der Fall ist, rechtsläufig und linksläufig zu bremsen sind.

Bandbremsen für wechselnde Umlaufsrichtung der Bremsscheibe.

Bandbremsen für wechselnde Umlaufsrichtung der Bremsscheibe lassen sich so anordnen, dass der Hebeldruck für beide Umlaufsrichtungen gleich gross ausfällt. Das Grundprincip derartiger Bremsen ist in der Skizze Fig. 109, S. 170, veranschaulicht. Fig. 110 giebt eine Specialisirung der allgemeinen Anordnung.

Unter Beibehaltung unserer bisherigen Bezeichnungen und unter Bezugnahme auf die Figur ergiebt sich zunächst

K a — Tx bx + T₂ b₂.

-e

Ij,

To

■■■'V

Fig. 109.

Fig. 110. 1:12.

Beim Wechsel der Umlaufsrichtung vertauschen sich die Werthe T2 und 7\. Soll demnach dieser Wechsel ohne Einfluss auf die Hebelkraft K bleiben, so muss

197

lh = b%

gewählt werden. Setzen wir die Erfüllung dieser Bedingung voraus und bezeichnen die gleichlangen Hebelarme fernerhin mit b, so folgt

Ka = b (T, + T,) = b T, ( i+*'“)■

Es muss ferner, wie stets, die motorische Kraft im Scheibenumfange

P=Tj, — Tx = Tx    )

sein, und wir erhalten schliesslich

K= —

Pb e^a +1

198.

Diese Gleichung zeigt, dass der Vortheil eines gleich grossen Anpressungsdruckes bei entgegengesetzten Umlaufsrichtungen der Bremsscheibe durch den Nachtheil eines Kraftaufwandes erreicht wird, der grösser ist, als die Spannkraft, welche nach Gleichung 193 die gewöhnliche einarmige Hebel-Bandbremse bei der ungünstigsten Umlaufsrichtung erfordert. Wir erhalten im vorliegenden Fall für die in allen früheren Fällen angenommene Umspannung des Umfanges (p = 0,7

K=^b$P{,

während nach Gleichung 193

Kx— 1,83 P~ ist.

Diese Resultate ergeben unter Berücksichtigung der Werthe, die wir für Backen- und Kegelbremsen gefunden haben, dass für Bremswerke mit wechselnder Umlaufsrichtung die Bandbremsen keine wesentlichen Vortheile gewähren, während dieselben für die gewöhnlichen Fälle der Praxis sich sowohl durch ihre intensive Wirkung, wie durch ihre kompendiöse und einfache Form auszeichnen.

Zu erwähnen ist schliesslich, dass auch Bandbremsen nicht selten zur Erhöhung der Wirkung als sogenannte Gliederbremsen mit Holzfuttern ausgeführt werden.

€. Sperrradbremsen.²)

Bei allen bisher besprochenen Anordnungen wurde vorausgesetzt, dass die Bremse im ruhenden Zustande ungespannt sei, und bei beginnendem Lastniedergang zur Mässigung der Senkgeschwindigkeit angepresst werde. Man kann aber auch den entgegengesetzten Konstruktionsgedanken ausführen, d. h. die Bremse im ruhenden Zustande durch einen konstanten Gewichtsdruck so weit spannen, wie erforderlich ist, um die Maximallast frei schwebend zu halten, und den Rücklauf des Triebwerks erst durch Lüftung der Bremse freigeben und reguliren. Diese zweite Anordnung setzt voraus, dass die während des Aufwindens der Last festgespannte Bremsscheibe den Umlauf des Triebwerks nicht hindert, also aus der Antriebbewegung des Windenwerks ausgeschaltet ist und für die rückläufige Bewegung in das Triebwerk eingeschaltet wird.

Beiden Anforderungen wird in einfachster Weise genügt, falls man die Bremsscheibe auf einer Welle des Triebwerks lose anordnet und die für den Rücklauf des Triebwerks erforderliche Kuppelung mit demselben durch ein einseitig wirkendes Gesperre vermittelt. Hierzu ist erforderlich, dass entweder das Sperrrad fest mit dem Triebwerk verbunden ist, und der Sperrkegel-Drehzapfen in der losen Bremsscheibe sitzt, oder, dass umgekehrt das Sperrrad mit der losen Bremsscheibe vereinigt wird und der Sperrkegelträger kontinuirlich mit dem Triebwerk umläuft. Das Sperrwerk wirkt, so lange die Bremse gespannt ist, wie die sonst üblichen einfachen Sperrwerke der Winden, d. h. hält die aufgewundene Last frei schwebend, es dient aber gleichzeitig bei gelüfteter Bremse als Mitnehmer für die Bremsscheibe und als Kuppelung zwischen dieser und dem Triebwerk.

Ohne Vermehrung der einzelnen Maschinentheile erzielt man durch eine derartige Konstruktion, welche wir mit Rücksicht auf die Kuppelung von Sperr- und Bremswerk kurz als „Sperrradbremse“ bezeichnen wollen, wesentliche Vortheile im Vergleich zu den älteren getrennten Sperr- und Bremswerken.

Bei der getrennten Anordnung muss der Arbeiter, um eine Last zu senken, die Kurbel so lange festhalten und etwas zurückdrücken, bis der Sperrkegel ausgehoben und die Bremse angezogen ist. Ist nur ein Arbeiter vorhanden, so braucht derselbe also gleichzeitig seine beiden Hände zu verschiedenen Operationen und entgleitet ihm die Kurbel zu frühzeitig, so stürzt die Last.

Die Sperrradbremse beschränkt die Thätigkeit des Arbeiters ohne jede Zwischenmanipulation auf das Drehen der Kurbel beim Lastaufwinden und die Bedienung des Bremshebels beim Lastsenken. Die Kurbel kann jederzeit verlassen werden, ohne dass die angehobene Last zurücksinkt.

Bei der getrennten Anordnung mit frei beweglicher Sperrklinke liegt ferner die bereits früher besprochene Gefahr vor, dass durch zufälliges Einfallen oder unbesonnenes Einwerfen der Sperrklinke während des vollen Rücklaufs des Windentriebwerks Räder- und Kettenbrüche erfolgen. Bei der Sperrradbremse kann infolge des kontinuirlichen Eingriffs des Sperrkegels eine plötzliche Unterbrechung des Lastniederganges nur eintreten, wenn der Arbeiter den gelüfteten Bremshebel momentan fallen lässt und dadurch das Sperrwerk festbremst. Aber selbst in diesem Fall werden heftigere Stosswirkungen durch die Konstruktion aufgehoben, da die mit dem Sperrwerk gekuppelte Bremse bei plötzlicher Vernichtung der Energie der sinkenden Last dem entstehendem Überdruck nachgiebt und die Bremsscheibe zurückgedrängt wird, bis der Ausgleich der Stoss-wirkung erfolgt ist.

Um eine sichere Abschwächung des Stosses zu erzielen, darf die Bremse nicht zu kräftig wirkend konstruirt werden und ist für die Berechnung des Hebelspanngewichts nur die ruhende Maximallast als zu vernichtende Antriebkraft zu Grunde zu legen. Das Spanngewicht selbst wird ferner zweckentsprechend verschiebbar angeordnet, so dass man dessen genaue Einstellung für die ausgeführte Bremse durch Versuch bestimmen kann.

Die Anwendung der Differentialbremse gewährt für die in Rede stehende Konstruktion den Vortheil, dass die konstante Gewichtsbelastung des Spannhebels beliebig herabgemindert werden kann, aber unter keinen Umständen darf die Wirkung der Differentialbremse bis zur vollkommenen Selbstthätigkeit gesteigert werden, da sonst die Bremse die Eigenschaften eines absoluten Klemmgesperres annimmt und der Lastniedergang nicht allmählich, sondern plötzlich durch einen starren Widerstand vernichtet wird.

Das für die Sperrradbremsen benutzte Grundprincip einer Lösungsbremse, welche im ruhenden Zustande gespannt ist und für die Lastsenkung gelüftet wird, ist zuerst von Rudler zur Konstruktion einer einfachen Senk-

bremse in der Pariser Tabaks-Manufaktur zur Anwendung gebracht³) und später von Rolland für einen doppelt wirkenden Aufzug der Strassburger Tabaks-Manufaktur verwerthet.⁴) In England sind ähnliche Lösungs-Senkbremsen in grösseren Magazinen vielfach in Gebrauch, in Deutschland dagegen verhältnissmässig wenig verbreitet. Man findet sie in Zucker-Raffinerien, um die Zuckerbrote aus dem obersten Stockwerke in tiefer gelegene hinabzuschaffen. Auch die speciell vorstehend besprochene Benutzung der Lösungsbremsen zur Konstruktion von Sperrradbremsen ist bereits in den 1868 als Manuskript gedruckten Vorträgen von Reuleaux über Maschinenbaukunde angegeben. Trotzdem scheint dieses Konstruktionsprincip erst in den letzten Jahren bei uns in der Praxis eine weitergehende Würdigung zu erfahren, ja es sind sogar im Jahre 1879 noch Patente auf derartige Konstruktionen ertheilt, welche im wesentlichen ganz mit den älteren Reuleaux’schen Angaben und einer auf Grund derselben seit 1878 von E. Becker in Berlin ausgeführten Sperrradbremse übereinstimmen.

Sperrradbremse von E. Becker.

E. Becker bezeichnet seine Sperrradbremse als „Festbremse“. Die Darstellung derselben in Fig. 4, Taf. 2, zeigt, dass Bremsscheibe und Sperrrad unmittelbar nebeneinander auf derselben Welle angeordnet sind, das Sperrrad fest auf der Welle, die Bremsscheibe lose. Der Drehzapfen der Sperrklinke ist seitlich in die Bremsscheibe eingesetzt und die Klinke selbst wird durch eine Feder in kontinuirlichem Eingriff mit dem Sperrrade gehalten. Die Bremse ist eine Differentialbremse mit konstanter Gewichtsbelastung des Spannhebels. Beim Aufwinden der Last dreht sich die Sperrradwelle ungehindert in der Nabe der stillstehenden Bremsscheibe und das Sperrrad geht frei unter dem Sperrkegel durch. Wird der Antrieb der Kurbelwelle unterbrochen, so strebt die aufgewundene Last den ³ Rücktrieb der Maschine an. Bei der rückläufigen Bewegung kuppelt sich nun aber das Sperrrad durch die Sperrklinke mit der festgebremsten Scheibe und die angestrebte Bewegung wird sofort im Entstehen vernichtet. Die Last kann erst sinken, oder niedergewunden werden, wenn der Bremshebel gelüftet wird, sie bleibt gebremst wieder stehen, sobald man den Handhebel in seine Ruhelage zurücksinken lässt.

In Bezug auf die Detailausführung ist zu bemerken, dass die Sperrklinke in sich durch Verlängerung über den Drehpunkt ausbalancirt werden muss, um der Gefahr vorzubeugen, dass bei rascher Rotation der Bremsscheibe nicht etwa durch Einwirkung der Centrifugalkraft der Eingriff mit dem Sperrrade trotz des Federdrucks ausgelöst werden kann. Um ferner den einseitigen Druck der Bremshebelbelastung und der unvollständigen Bremsbandumspannung von der Welle fern zu halten, lagert man die Bremsscheibe zweckmässig durch eine zapfenförmige Nabenverlängerung im Maschinengestell selbst und benutzt alsdann die Nabenbohrung der so centrirten Bremsscheibe wiederum als Lager für die Welle.

Klinkenbremse von Henkel.

Die Klinkenbremse von Henkel, D. R. P. 9761, Fig. ui, giebt ein Beispiel für die bereits oben angedeutete Modifikation der Konstruktion in der Weise, dass Bremsscheibe und Sperrrad zu einem Ganzen vereinigt

ÉÉ

(fi

IE=C)

Fig. ui. i : 10.

sind und der Sperrklinkenträger fest auf der Welle sitzt. Die Bremsscheibe ist zu dem Zweck innen verzahnt und der auf die Welle aufgekeilte Sperrklinkenträger ragt in die Höhlung der Bremsscheibe hinein. Die Klinke ruht in einem Gabelausschnitt ihres gusseisernen Trägers, um einen kleinen Zapfen drehbar und durch eine Feder kontinuirlich in die Sperrzähne der losen Bremsscheibe eingepresst. Die Lösungsbremse ist eine einfache einarmige Bandbremse und erfordert daher eine stärkere Hebelbelastung als die Becker’sche Anordnung mit der Benutzung der Differentialbremse. Die lose Bremsscheibe läuft auf einer zapfenförmigen Verlängerung des Gestellauges, in welchem die Bremswelle gelagert ist.

Der Zweck dieser Anordnung, den einseitigen Druck der Bremsscheibe von der Welle fern zu halten, wird geschickter durch die von Becker angegebene Ausführung erreicht, die Bremsscheibe mit einer zapfenförmigen Verlängerung der Nabe in das Auge des Maschinengestells eingreifen zu lassen und die Welle direkt in der Nabenbohrung zu lagern,

da sich der Tragzapfen an der Bremsscheibennabe leichter als am Maschinengerüst bearbeiten lässt.

Geräuschlose Sicherheitsbremse von F. Wieselte.

Die geräuschlose Sicherheitsbremse von F. Wiesche, D.R.P. No. 10953, Fig. 5, Taf. 2 unterscheidet sich von den vorher besprochenen Konstruktionen im wesentlichen nur durch die Benutzung eines Klemmsperrwerks an Stelle eines Zahngesperres.

Das Sperrrad N mit konischer Umfangsnuth sitzt fest auf der Welle. Die Bremsscheibe umschliesst das Sperrrad als Gehäuse und ist auf den zapfenförmigen Verlängerungen desselben lose centrirt. Die Bolzen, durch welche das Gehäuse der Bremsscheibe verschraubt ist, bilden gleichzeitig die Drehzapfen ⁵ der excentrischen Klemmbacken KK, deren kontinuirlicher Eingriff in die konische Umfangsnuth des Sperrrades durch kleine Spiralfedern gesichert wird. Die Bremse ist, wie bei der Henkel’sehen Klinkenbremse, eine einfache Bandbremse mit stark belastetem einarmigem Hebel. Bei der durch den Pfeil angedeuteten Umlaufsrichtung der Bremswelle bleibt die einseitig wirkende Klemmkuppelung zwischen der Bremsscheibe und dem Sperrrade ausser Thätigkeit, indem die in der festgespannten Bremsscheibe hängenden Klemmbacken durch die Rotation des Sperrrades selbstthätig zurückgedrängt werden. Bei umgekehrter Umlaufsrichtung schliesst sich dagegen die Klemmkuppelung und der Rücklauf des Triebwerks der Winde kann erst eintreten, wenn die Lüftung des Bremshebels die Bremsscheibe frei macht.

Die Annehmlichkeit des geräuschlosen Ganges wird durch eine Erhöhung der Herstellungskosten erkauft, da die Klemmkuppelungstheile eine saubere Bearbeitung bedingen, während für Zahngesperre die rohen Gussformen genügen. Im übrigen dürfte es sich unter Berücksichtigung der früher angegebenen Gründe empfehlen, die Ausführung der Konstruktion dahin abzuändern, dass der einseitige Bremsscheibendruck auf eine direkte Lagerung im Maschinengerüst übertragen wird, die Welle selbst aber vollständig entlastet bleibt. Ganz besonders wird sich ausserdem hier eine Ausbalancirung der Klemmbacken als nothwendig erweisen, um eine Auslösung ihres Eingriffs durch Centrifugalwirkung zu verhindern, die bei den Klemmbacken noch eher als bei Zahnsperrklinken zu befürchten ist.

d. Sicherheitskurbeln⁵).

Das gemeinsame Konstruktionsprincip aller Sicherheitskurbeln ist eine Zwangsauskuppelung der Kurbeln während des Lastniederganges, so dass der Rücklauf des Windentriebwerks bei stillstehender Kurbel erfolgt. Die bezüglichen Konstruktionen bezwecken also eine vollständige Beseitigung der Gefahr der Kurbelschläge, suchen der Mehrzahl nach aber auch gleichzeitig⁻ die Handhabung⁻ der Bremse direkt mit dem Antrieborgan der Winde zu vereinigen , so dass sich durch die Kurbel, oder durch ein Haspelrad, sowohl die Last aufwinden, wie die Bremsung der sinkenden Last bewerkstelligen lässt. Im letzteren Falle ist Kurbel und Bremsapparat zu einem gemeinsamen Maschinenorgan verschmolzen ; aber wenn die Konstruktion auch nur den Stillstand der Kurbel beim Rücklauf des Triebwerks bezweckt, und Kurbel und Bremse getrennt ausgeführt sind, bedingt doch die Ausschaltung der Kurbel immer eine gleichzeitige Einschaltung des Bremsapparates, und die Sicherheitskurbeln stehen daher in so inniger Abhängigkeit von der Anordnung des Bremswerkes, dass eine eingehende Erörterung derselben nur im Anschluss an die Besprechung der Sperr- und Bremswerke vollständiges Verständniss finden kann. Aus diesem Grunde ergab sich, wie bereits früher hervorgehoben, die Noth-wendigkeit, die gewöhnlichen Kurbeln und die Sicherheitskurbeln in der vorliegenden Darstellung getrennt zu behandeln.

Die einfachste und älteste Anordnung, die Kurbel beim Sinken der Last aus dem Triebwerk dadurch auszuschalten, dass man die Kurbelwelle in ihren Lagern verschiebt und den Eingriff der Triebräder aufhebt, bietet nur eine durchaus unzureichende Sicherheit, da es der Willkür des Arbeiters überlassen bleibt, ob er die Ausschaltung der Kurbel bewirken will oder nicht, und da somit der Konstruktion die Eigenschaft der Zwangsauskuppelung fehlt.

Die erste wirkliche Sicherheitskurbel mit Zwangsauskuppelung ist durch die Megy’sche Windenkonstruktion in die Praxis eingeführt. In rascher Folge sind auf Grund dieses neuen bedeutungsvollen Princips zahlreiche ähnliche oder andere Konstruktionsformen für denselben Zweck aufgetaucht. Um eine übersichtliche Zusammenstellung dieser Formen geben zu können, ordnen wir die einzelnen Konstruktionen nach ihrer Gleichartigkeit, ohne besondere Rücksicht auf ihre specielle historische Aufeinanderfolge, und werden nur in der Darstellung selbst versuchen, so weit wie möglich, die Entwickelung der verschiedenen Modifikationen aus den Grundformen nachzuweisen.

a Sicherheitskurbel von Gauhe, Gockel & Co.

Die Gauhe’sche Sicherheitskurbel, D. R. P. 15053. Fig. 112, S. 177 wird zum Lastaufwinden mit dem Triebwerk der Winde durch den Eingriff einer Klinke in eine Mitnehmerscheibe gekuppelt, beim Lastsenken dagegen durch Auslösen dieser Kuppelungsklinke ausgeschaltet und durch konstanten Eingriff eines zweiten Zahngesperres am Rücklauf gehindert. Abgesondert von der Kurbel ist eine gewöhnliche Bandbremse auf der Kurbelwelle angeordnet.

Die Mitnehmerscheibe V, aus Schmiedeeisen oder Stahl, sitzt fest auf dem Vierkant der Kurbelwelle. Die Kurbel K und das gusseiserne Sperrrad Z sind auf die cylindrischen Nabenansätze der Mitnehmerscheibe zu beiden Seiten derselben lose aufgesetzt und durch zwei Stehbolzen Bx und Z?₂ fest mit einander verbunden. Der Stehbolzen Bx ist gleichzeitig der Drehzapfen der Kuppelungsklinke H, welche in der Figur im Eingriff

mit der Mitnehmerscheibe gezeichnet ist. Dreht man die Kurbel im Sinne des Pfeiles, so überträgt sich der Antrieb der Kurbel durch die Mitnehmer-

SS

üf—

"i-

K[

Fig. ii 2. I : 5-scheibe auf die Triebwelle der Winde, während der Rücklauf durch den in das Sperrrad eingreifenden Sperrkegel 5 gehindert wird. Um die Last zu senken, muss man die Kuppelungsklinke H aus der Mitnehmerscheibe V auslösen. Hierzu ist zunächst die Kurbel soweit vorwärts zu drehen, dass der Sperrkegel S etwa auf der Mitte einer Sperrzahntheilung steht, das Sperrrad also momentan nicht abstützt, sodann ist die Kurbelwelle durch Anziehen des Bremshebels festzubremsen, um den Rückdruck der Mitnehmerscheibe auf die Klinke H aufzuheben und schliesslich durch eine geringe Rückwärtsdrehung der Kurbel der Eingriff der Klinke so weit frei zu machen, dass sich dieselbe in die punktirte Lage umlegen lässt. Der Rücklauf des Windentriebwerks und das Senken der Last erfolgt dann unter entsprechender Lüftung der Bremse bei stillstehender Kurbel, da dieselbe ausgekuppelt ist und ein Mitnehmen durch Reibung vermittelst des sofort wieder eingreifenden Sperrkegels 5 gehindert wird.

Um die Last ohne fortgesetztes Anspannen der Bremse frei schwebend zu halten, muss die Kuppelungsklinke H wieder in die Mitnehmerscheibe eingelegt werden.

Die ganze Handhabung des Apparates macht verschiedene Manipulationen nothwendig, die einen mit der Maschine vertrauten Arbeiter voraussetzen; vor allen Dingen erscheint es unbequem, dass die Auslösung der Kuppelungsklinke nicht bei jeder Kurbelstellung vorgenommen werden kann. Da ferner nur die Kurbel selbst beim Rücklauf des Trieb-

12

Ernst, Hebezeuge.

werks ausgeschaltet wird, nicht aber die Kurbelwelle, so ist bei Winden mit Doppelkurbeln eine Kombination der Gauhe’schen Kurbel mit einer gewöhnlichen ausgeschlossen, und es ergiebt sich für diesen Fall der Nachtheil, dass beide Kurbeln als Sicherheitskurbeln ausgeführt werden müssen. Die Manipulationen würden etwas vereinfacht und die Sicherheit der ganzen Maschine erhöht werden, wenn statt der gewöhnlichen Bremse eine Sperrradbremse benutzt wäre, die in ruhendem Zustande den selbst-thätigen Rücklauf des Triebwerks hindert. Der Arbeiter hätte alsdann Kurbel und Bremse stets nur getrennt zu bedienen und das durch die ruhende Sperrradbremse festgestellte Triebwerk kann ohne Gefahr sich selbst überlassen bleiben, um die Kuppelungsklinke zum Lastaufwinden einzulegen, oder umgekehrt wieder auszulösen, wenn die Last gesenkt werden soll. Irrthümer erscheinen alsdann ausgeschlossen, da je nach der speciellen Lage der Kuppelungsklinke entweder nur das Aufwinden der Last, oder nur das Senken derselben möglich ist.

¹

Vergleiche Reuleaux, Vorträge über Mascliinenbaukunde, als Manuskript gedruckt.

²

Siehe die Abhandlung des Verfassers „Neuere Bremsen“ in der Zeitschrift des Vereins deutscher Ingenieure 1882, S. 504.

³

Armengaud, Publication Industrielle VIII S. 16.

⁴

Armengaud, Publication Industrielle XII S. 94.

⁵

Siehe die Abhandlung des Verfassers „Neuere Bremsen“, Zeitschrift des Vereins deutscher Ingenieure. 1882, S. 508 u. 564.

In Bezug auf die Details der Gauhe’schen Konstruktion ist zu bemerken, dass die schwanzartige Verlängerung der Kuppelungsklinke H in der punktirten ausgelösten Lage über den ganzen Einschnitt in der Mitnehmerscheibe fortgreift und dadurch verhindert, dass beim raschen Senken der Last die Klinke etwa durch einen Stoss zurückgeworfen werden kann.

Der Sperrkegel S ist doppelt ausgeführt, in Winkelform mit einer Sperrzahn- und einer Sperrhaken-Endigung. Der Winkelarm sichert den Eingriff durch seinen Gewichtseinfluss und verhindert ein vollständiges Zurückfallen des Sperrkegels, im übrigen gewährt aber diese Doppelanordnung, wie die doppelt symmetrische Form der Sperrzähne auch noch den Vortheil, dass man den ganzen Apparat sowohl für eine rechtsdrehende wie für eine linksdrehende Kurbel anwenden kann. Man hat zu dem Zweck nur die Kuppelungsklinke, die Mitnehmerscheibe und den Doppelsperrkegel im einen Fall gerade umgekehrt, wie im anderen, auf ihre zugehörigen Zapfen aufzusetzen.

ß. Sicherheitskurbel mit Riffel scheiben-Kuppelung von Kölle.

Die Sicherheitskurbel mit Riffelscheiben-Kuppelung von Kölle, D. R. P. Nr. ii 275, Fig. 6, Taf. 2, löst die Aufgabe, den Stillstand der Kurbelwelle während des Lastniedergangs zu erzielen, durch Einschaltung einer Friktionskuppelung zwischen der Windetrommel T und dem Trommelrade R. Der Kurbelwelle K ist durch den konstanten Eingriff einer Sperrklinke in das Sperrrad S nur die zum Lastaufwinden erforderliche Drehbewegung gestattet, die rückläufige Bewegung dagegen jederzeit verhindert. Diese Sperrung der Rücklaufsbewegung erstreckt sich durch den Zahnrädereingriff auch auf die Trommelwelle. Mit Rücksicht auf die erforderliche Lastsenkung ist die Trommel selbst daher auf ihrer Welle lose angeordnet, und nimmt an der Bewegung des Triebwerks nur theil, wenn sie mit dem Trommelrade R gekuppelt wird. Zu diesem Zweck sind die einander zugewandten Flächen der Nabenkränze des Rades und der Trommel mit korrespondirenden keilförmigen Riffeln ausgestattet, deren Anpressung oder Lösung durch das Handrad H vermittelt wird. Die Nabe des Hand-rades greift mit Muttergewinde in die als Schraubenspindel endigende Trommelwelle und pflanzt den Schraubendruck durch die Zapfenhülse Z auf die Trommel fort, so dass bei genügend scharfer Anspannung der Schraube alle auf der Trommelwelle sitzenden Theile durch Friktion gekuppelt werden und mit einander umlaufen, so lange die Kurbelwelle zum Lastaufwinden in Thätigkeit gesetzt wird, dagegen gemeinsam zur Ruhe gelangen, sobald der Antrieb der Kurbelwelle aufhört.

Die Riffelscheibenkuppelung wirkt gleichzeitig als Lösungsbremse. Lüftet man die Kuppelung, so läuft die Trommel unter dem Antrieb der Last rückwärts um, und die verminderte Reibung zwischen den Riffelflächen wirkt nur je nach der Regulirung durch das Handrad als mehr oder minder grosser Bremswiderstand für die Lastsenkung.

Die Kölle’sche Konstruktion bietet im Vergleich zu der Gauhe’schen den Vortheil, dass der Wechsel zwischen Heben und Senken der Last bei jeder Kurbelstellung und ohne jede Zwischenmanipulation vorgenommen werden kann. Als ein Nachtheil der speciellen Ausführung erscheint es, dass die Spannvorrichtung der Kuppelungsbremse beim Zurückdrehen des Handrades nur die Lösung der Kuppelung freigiebt und die thatsächliche Lüftung⁻ von dem selbsttätigen Zurückweichen der Keilflächen abhängig macht.

Bei schlechter Wartung der Friktionsflächen, oder vorangegangener übermässiger Einpressung der Kuppelungshälften liegt die Gefahr vor, dass sich die selbstthätige Auslösung der Keilflächen verzögert, und wenn dieselbe schliesslich erfolgt, die Spannvorrichtung inzwischen so weit zurückgezogen ist, dass nunmehr die Lasttrommel ohne jeden Bremswiderstand abschnurrt.

Die Friktionskuppelung kann bei schwereren Winden eben so g'ut auf einer Vorgelegewelle, wie hier auf der Trommel welle eingeschaltet werden, ja, sie lässt sich sogar, wie wir weiter unten sehen werden, auf der Kurbelwelle direkt mit der Kurbel selbst vereinigen. Bei der Sicherheitskurbel von Weidtmann, auf die wir hier hin weisen, ist auch der oben gerügte Übelstand einer eventuell verzögerten Lüftung der Bremskuppelung auf einfache Weise beseitigt.

Zum Abschluss der Erörterungen über die vorstehend besprochenen Konstruktionen ist noch darauf hinzuweisen, dass die Gauhe’sche Ausführung sich ausschliesslich nur für Winden mit Kurbelantrieb anwenden lässt, für hochgelegene Winden aber mit Haspelradantrieb nicht zu verwerten ist, weil das Ein- und Auslegen der Kuppelungsklinke sich füglich nur direkt mit der Hand bewirken lässt. Auch die Kölle’sche Anordnung erscheint für solche Fälle unbequem, da sie zwei getrennte Ziehräder, eins für den Antrieb der Winde und ein zweites für die Ein- und Ausrückung der Kuppelungsbremse erheischen würde.

y. Sicherheitshaspel von E. Becker.

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Speciell mit Rücksicht auf die besonderen Verhältnisse, welche für hochgelegene Winden mit Haspelradantrieb vorliegen, ist die nachfolgend beschriebene Konstruktion von E. Becker, Fig. 7, 8 und 9, Taf. 2, ausgeführt.

Der Antrieb der Winde wird durch ein Zahngesperre vermittelt.

Für den Lastniedergang ist ein vollständiger Sperr- und Bremsapparat angeordnet, aus einer Sperrradbremse und einem Centrifugal-Bremsregulator bestehend. Die Auslösung des Antriebgesperres und die Steuerung der Sperrradbremse erfolgt durch eine geringe Rückwärtsdrehung des Haspelrades, so dass sich die Thätigkeit des Arbeiters beim Lastaufwinden und Senken auf einen entgegengesetzten Zug an der Haspelkette beschränkt. Die Auswechselung der einzelnen Organe, welche bei Vor- und Rücklauf des Triebwerks in Thätigkeit treten, wird durch den Wechsel der Umlaufsrichtung selbstthätig bewirkt.

Zum leichteren Verständniss der ganzen Anordnung, welche auf den ersten Blick, infolge der gedrängten A^ereinigung verschiedener Organe mit sich gegenseitig ablösender Wirkung verwickelter erscheint, als sie in Wahrheit ist, empfiehlt es sich, die einzelnen Maschinentheile, welche beim Lastaufwinden und beim Lastsenken in Thätigkeit treten, getrennt zu erörtern.

Auf der Antriebwelle A sitzt einerseits das Haspelrad, andererseits der Mitnehmerhebel Ff, beide fest mit der Welle durch Keilschluss verbunden. Der Mitnehmerhebel H — zu seiner eigenen Ausbalancirung symmetrisch nach rückwärts verlängert — trägt auf einem seitlich eingesetzten Zapfen L die Kuppelungsklinke S, deren Eingriff in das Sperrrad C den Antrieb auf das Räderwerk der Winde fortpflanzt. Zu diesem Zweck ist das Sperrrad C seitlich an das Zahntriebrad T angeg'ossen, welches lose auf der ITaspelradwelle sitzt und daher nur durch die Klinkenkuppelung mitgenommen wird, falls sich die Welle und mit ihr der Mitnehmerhebel in dem durch den Pfeil angedeuteten Sinne dreht. Der Eingriff der Klinke wird während der Rotation durch eine Spiralfeder gesichert. Die Kuppelungsklinke S’ ist noch mit einem seitlich vorspringenden Zapfen Z versehen, der, wie wir später sehen werden, die Auslösung der Sperrradbremse für die Lastsenkung vermittelt. Der Auslösungshebel F, welcher hierbei in Thätigkeit tritt, reicht von der Drehachse 0 des Bremsspannhebels mit seiner abwärts gekehrten hakenförmigen Endigung bis in die Umlaufsbahn des Zapfens Z hinab, aber dieser Auslösungshebel ist derartig lose auf der Achse O angeordnet, dass er um einen gewissen Ausschlagwinkel frei pendelnd ausweichen kann, wenn bei dem Umlauf des Mitnehmerhebels H in der Richtung des Pfeils der Zapfen Z mit ihm zu-sammenstösst. Um die pendelnde Ausweichung des Auslösungshebels, der andererseits für seine eigentliche Bestimmung mit der Achse 0 verbunden sein muss, zu ermöglichen, wird der Hebel durch einen Stahlstift M zwar auf der Welle festgehalten, aber in der Hebelnabe, Fig. g, ist in der Schwingungsebene der Pendelbewegung zu beiden Seiten des Stiftes ein sektorenförmiger Schlitzspielraum gelassen. Das Zurückschwingen des Auslösungshebels in seine mittlere Position wird durch den Gewichtseinfluss einer winkelförmigen Verlängerung I unterstützt. Das Aufwinden der Last erfolgt also unter gleichzeitiger wirkungsloser pendelnder Ausweichung des Auslösungshebels F, während das Zahntriebrad T entweder direkt in das Trommelrad eingreift oder zunächst ein Zwischenvorgelege umtreibt.

Um die aufgewundene Last in jeder Position frei schwebend zu halten, ist auf der Haspelradwelle die Scheibe B einer Sperrradbremse lose aufgesetzt, deren zugehöriges Sperrrad D entsprechend dem Antrieb-Sperrrade C mit dem Zahntriebrade zusammengegossen ist. Beim Aufwinden läuft das Sperrrad D frei unter dem Sperrkegel K durch, dessen Drehzapfen in die Bremsscheibe eingesetzt ist. Der Sperreingriff der beiden Klinken 5 und K liegt demnach nach entgegengesetzten Richtungen. Sucht die aufgewundene Last, sich selbst überlassen, das Zahntriebrad zurückzutreiben, so tritt alsbald die Sperrklinke K in Thätigkeit und kuppelt das Getriebe mit der Bremsscheibe B, die durch das gespannte Bremsband festgehalten wird, so dass der Rücklauf der Last durch die Bremskuppelung gehindert ist. Der Bremshebel ist aus zwei Flacheisenschienen NN gebildet, welche auf die Drehachse 0 aufgekeilt sind und gleichzeitig durch das dazwischen genietete Belastungsgewicht G abgesteift werden. Die Bremse ist, wie alle Becker’schen Sperrradbremsen, als Differentialbremse konstruirt, mit begrenzter, durch die Gewichtsbelastung des Hebels nor-mirter Spannung.

Um die Last zu senken, zieht man die Haspelradwelle, der Richtung beim Aufwinden entgegengesetzt, etwas zurück. Hierbei dreht sich die Welle, da das übrige Triebwerk durch die Bremskuppelung der Sperrradbremse festgehalten wird, lose in der Nabe des Zahntriebrades und der Bremsscheibe, während nur der Mitnehmerhebel H an der Bewegung theilnimmt. Es löst sich demnach der Eingriff zwischen der Kuppelungsklinke A und dem zurückbleibenden Sperrrade C. Bei fortgesetzter Rückwärtsdrehung schiebt sich der Zapfen if auf die schräge Zahnfläche des Auslösungshebels F in die Höhe, legt sich in den kreisförmigen Ausschnitt an der Zahnwurzel und drängt dabei den Hebel selbst zurück, der der Bewegung erst lose folgt, dann durch Anschlag des Stahlstiftes M an die Schlitzbegrenzung seiner Nabe die eigene Drehung auf die Bremshebelachse 0 überträgt und dadurch die Lüftung der Sperrradbremse bedingt. Mit diesem Augenblick läuft das mit der Bremsscheibe gekuppelte Zahntriebrad lose auf der stillstehenden Haspelrad welle zurück. Die Lüftung der Bremse lässt sich durch den Zug an der Haspelkette beliebig reguliren und die Lastsenkung wird sofort unterbrochen, sobald man durch Loslassen der Kette die Bremse wieder dem ruhenden, gespannten Zustande überlässt. Ein entgegengesetzter Zug an der Haspelkette führt die Kuppelungsklinke S aus dem Auslösungshebel in den Eingriff mit dem Antriebsperrrade C zurück und bringt damit den ganzen Apparat in die zum Aufwinden der Last erforderliche Position.

Um die Wirkungen einer fahrlässigen, zu starken Lüftung der Sperrradbremse unschädlich zu machen, ist mit der Sperrradbremse ein selbst-thätiger Centrifugal-Bremsregulator kombinirt. Die Bremsklötze dieser Centrifugalbremse, deren specielle Anordnung und Wirkungsweise in dem Abschnitte „Selbstthätige Bremsen“ eingehend behandelt werden wird, sind um Zapfen R drehbar direkt im Inneren der Sperrradbremsscheibe untergebracht und verhindern die Überschreitung einer bestimmten Rücklaufsgeschwindigkeit des Triebwerks dadurch, dass sie bei wachsender Tourenzahl sich gegen den inneren Mantel der fest mit dem Maschinengerüst verschraubten Trommel legen und durch ihre schleifende Gleitbewegung an dem ruhenden Trommelmantel hemmend auf das übrige Triebwerk wirken.

Überblickt man nach diesen Erörterungen die ganze Konstruktion, so ergiebt sich, dass die Umsteuerung des Triebwerks für die Operationen des Lastaufwindens, der Lastsperrung und der gebremsten Lastsenkung, unter ausschliesslicher Benutzung der Antriebkette mit dem Vortheil einer während des Lastniederganges stillstehenden Haspelradwelle, durch die einfache Einschaltung des Mitnehmerhebels H und der Kuppelungsklinke S, in Verbindung mit dem Sperrrade C und mit dem Auslösungshebel F erreicht ist. Alle übrigen Maschinentheile entsprechen einer gewöhnlichen Winde mit vollständiger Brems Werkausrüstung, die für sorgfältige Konstruktionen auch sonst nicht entbehrlich erscheinen dürften.

Die Gesammt-Anordnung lässt sich ohne weiteres auch für Kurbelantrieb benutzen und ist hierfür bereits mehrfach ausgeführt.

Die kompendiöseste Anordnung der Sicherheitskurbeln ergiebt sich, wenn man die Bremse als Friktionskuppelung unmittelbar zwischen Antriebkurbel und Triebwerk einschaltet, so dass Spannung und Lösung der Bremse durch die Kurbel selbst vermittelt wird. Die durch den Antrieb der Kurbel gespannte Bremse pflanzt alsdann die Drehung der Kurbel beim Lastaufwinden auf das übrige Triebwerk fort, während die Lüftung der Bremse, welche durch eine geringe Rückwärtsdrehung der Kurbel vermittelt wird, die Friktionskuppelung zwischen Triebwerk und Kurbel so weit löst, dass die Kurbel ausgeschaltet wird und der Rücklauf des hierdurch dem Antrieb der Last überlassenen Triebwerks bei stillstehender Kurbel sich unter Einwirkung des Reibungswiderstandes der Bremse vollzieht. Die Regulirung des Bremswiderstandes wird durch die Stellung bedingt, in welcher der Arbeiter die Kurbel festhält. Die Anordnungen tragen dafür Sorge, dass, sobald die Sicherheitskurbel sich selbst überlassen bleibt, die Bremskuppelung selbstthätig gespannt wird. Ferner hindert ein Sperrwerk das gekuppelte Triebwerk am Rücklauf, so dass jede aufgewundene Last frei schwebend hängen bleibt.

Das vorstehend erörterte Grundprincip kann man in mannigfach verschiedener Weise ausführen und die Bremskuppelung lässt sich sowohl als Bandbremse, wie als Backen- und Kegelbremse gestalten. Die nachfolgenden Beschreibungen werden hierfür Beispiele liefern.

d. Sicherheitskurbel von Stauffer & Mégy.

Bei der Stauffer-Megy’schen Anordnung, Fig. i, Taf. 3, wird die Friktionskuppelung durch ein Stahlband gebildet, welches durch den Kurbelantrieb gegen den inneren Umfang einer mit dem Zahnräderwerk der Winde fest verbundenen Trommel gepresst wird. Die Friktionstrommel T, mit dem angegossenen Zahntrieb Z, sitzt lose auf einer Doppelwelle, die aus einer langen Kernwelle W und der kürzeren hohlen Kurbelwelle besteht. Das schwächere Ende der Kernwelle bildet den Drehzapfen für die übergeschobene Kurbelwellenhülse. Die Feder F, welche den Antrieb der Kurbel auf die Trommel T überträgt, ist mit ihrem einen Ende im

äusseren Umfange einer Mitnehmerscheibe M befestigt, die gleichfalls im Innern der Friktionstrommel placirt ist und auf einem Vierkant V der Kernwelle festsitzt. Zur Anpressung der Feder gegen den inneren Friktionstrommelumfang ist auf dem in die Trommel hineinragenden Ende der Kurbelwellenhülse ein Daumen D befestigt, der mit einer zahnförmigen Druckhebelverlängerung nach rückwärts in den ebenfalls in der Mitnehmerscheibe gelagerten Gelenkhebel G eingreift.*) Dreht man die Kurbelwelle, und damit den Daumen im Sinne des Pfeiles, so wird das eine Ende der Ringfeder durch den Gelenkhebel G festgehalten, während der Daumen selbst den Knaggenvorsprung der Mitnehmerscheibe erfasst, die Mitnehmerscheibe M vor sich her drängt und dadurch die Feder fest gegen den Trommelumfang zieht, bis schliesslich durch den Reibungswiderstand die Trommel selbst an der Drehbewegung theilnimmt und das Zahnräderwerk der Winde umtreibt. Um die Reibung der Feder zu verstärken ist das Stahlband aussen mit Leder garnirt. Der selbstthätige Rücklauf des Triebwerks bleibt so lange gehindert, wie die Kuppelung zwischen der Trommel und der Mitnehmerscheibe geschlossen bleibt, da die Mitnehmerscheibe fest auf der Kernwelle sitzt und dieser Welle durch ein Zahnsperrrad S' mit konstantem Sperrklinkeneingriff nur die bisher angenommene Drehrichtung im Sinne des Pfeiles gestattet ist. Dreht man die Kurbel der Pfeilrichtung entgegengesetzt, so wird die Anpressung der Kuppelungsfeder vermindert, oder ganz aufgehoben, und die Friktionstrommel kann, dem Antrieb der Last folgend, mehr oder minder gebremst zurückweichen. Es läuft alsdann die Friktionstrommel mit dem Zahntriebrade Z lose auf der stillstehenden Kurbel welle und auf der Nabe der ebenfalls stillstehenden Mitnehmerscheibe um.

Will man den Lastniedergang unterbrechen, so hat man die Kurbel nur wieder in der Richtung des Pfeils in die Antriebstellung zurückzudrehen und die erneute Kuppelung der Trommel T mit der Mitnehmerscheibe und der gesperrten Kernwelle zu bewirken. Das Bestreben der Trommel, unter der Einwirkung des Lastantriebs rückwärts umzulaufen, zieht die einmal zum Anliegen gebrachte Feder nur noch fester gegen den inneren Trommelumfang und bietet eine vollkommene Sicherheit gegen eine zufällige Lösung der Kuppelung. Um ein Stürzen der Last bei vollständiger Lösung des Friktionswiderstandes durch zu weites Zurückziehen der Kurbel während des Lastniederganges zu verhüten, ist mit der Sicherheitskurbel die Stauffer’sche Patent-Centrifugalbremse verbunden, auf die wir in dem Abschnitt über selbstthätige Bremsen eingehender zurückkommen werden. Die durch einen Zwischenboden getrennte zweite Hälfte der Mitnehmerscheibe bildet die Bremstrommel für den Centrifugal-Regulator.

Diese Trommel ist mit einzelnen losen Bleisektoren ausgefüllt, welche die Nabe koncentrisch umschliessen und durch einen an der Trommel T befestigten Mitnehmerstift U in der ruhenden Bremstrommel in Rotation versetzt werden. Die Rotation schleudert bei zunehmender

*) Bei den älteren Anordnungen der Stauffer-Mégy’schen Winde ist die Kupplungsfeder durch eine kleine Spannkette mit dem Daumen verbunden. Vergleiche die Zeitschrift des Vereins deutscher Ingenieure XX S. 434. Die für die Sicherheitskurbel benutzte Bremskuppelung ist in England im Jahre 1870 unter No. 1777 für Mégy, de Echeverria & Bazan patentirt.

Geschwindigkeit die Klötze durch die auftretende Centrifugalkraft gegen den Umfang der Trommel, und es erzeugt sich nunmehr hier ein Reibungswiderstand, dessen hemmende Wirkung umgekehrt durch den Mitnehmerstift wieder auf den Umlauf des Triebwerks zurückwirkt.

Der ganze Apparat hat sich bei vorzüglicher Ausführung der einzelnen Theile in der Praxis als dauerhafter erwiesen, als man angesichts der kom-plicirten Anordnung mit den dem Verschleiss besonders ausgesetzten Lederbandagen erwarten sollte, und verdient ein besonderes Interesse, weil, wie bereits früher hervorgehoben, die Stauffer-Mégy’sche Sicherheitskurbel die erste derartige Konstruktion ist, welche einer wesentlichen Verbesserung der Winden Bahn gebrochen hat.

s. Sicherheitskurbel von Burgdorf & Brandenburg.

Die Sicherheitskurbel von Burgdorf u. Brandenburg, D. R. P. No. 16030, Figi 13, unterscheidet sich von der Stauffer’schen Konstruktion nur durch etwas modificirte Anordnung der Details. Auch hier wird die Kuppelung zwischen Kurbel und Triebwerk durch eine Ringfeder bewirkt, welche sich gegen den inneren Umfang einer Friktionstrommel legt und

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Fig. X13.

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in gespanntem Zustande den Antrieb der Kurbel durch diese Trommel auf das übrige Triebwerk fortpflanzt. Durch Zurückdrängen der Kurbel lässt sich die Feder von der Berührung mit dem Trommelumfang mehr oder minder ablösen und hierdurch wird die Kuppelung zwischen Kurbel und Triebwerk in ein Bremswerk verwandelt, das bei stillstehender Kurbel den Rücklauf des Triebwerks freigiebt und nur regulirend auf die Lastsenkung ein wirkt.

Die Friktionstrommel T mit angegossenem Zahntriebrad Z sitzt ebenso wie das Sperrrad S, welches als Friktionssperrrad mit excentrischer Klemmsperre K ausgeführt ist, lose auf der Kurbelwelle, die Kurbel selbst dagegen und eine Mitnehmerscheibe M sind mit der Welle fest verbunden. Die Enden der offenen Ringfeder sind an den kürzeren Armen eines Hebelpaares Hx H₂ befestigt, deren Drehzapffen Cx und C₂ in die Sperrradscheibe S eingesetzt sind. Dreht man die Kurbel in dem durch den Pfeil angedeuteten Sinne, so legt sich der Knaggenvorsprung Lj der Mitnehmerscheibe, wie in der Figur gezeichnet, gegen das Befestigungsauge des Zapfens Cv Die Sperrradscheibe S' folgt der Drehbewegung der Kurbel, da die Klemmsperre diese Drehbewegung nicht hindert. An der Drehbewegung nimmt ferner die Friktionsfeder F theil, und die starke Spannung dieser Feder, welche dem Umfangs widerstand der Maximallast das Gleichgewicht hält, zwingt auch die Friktionstrommel, und mit ihr schliesslich das ganze Triebwerk der Winde, dem Kurbelantrieb zu folgen. Der Reibungswiderstand zwischen Trommel und Feder sucht die beiden Federhebel nach derselben Seite zu ver

stellen und dadurch die Feder selbst zu verschieben. Um dies zu verhindern, wird die Feder durch eine Schraube 0 festgehalten, welche in einem Vorsprung der Sperrradscheibe placirt ist.

Im ruhenden Zustande bleibt die Friktionskuppelung geschlossen, und da die rückläufige Bewegung des Sperrrades durch die excentrische Klemme gehindert wird, so bleibt jede aufgewundene Last frei schwebend hängen.

Um die Last zu senken, drückt man die Kurbel zurück. Das durch die Klemmsperre festgehaltene Sperrrad vermag nicht diesem Druck auszuweichen, es folgt daher nur die Mitnehmerscheibe M der Bewegung und es treten die Daumen Dx und D₂ der Mitnehmerscheibe in Berührung mit den zangenförmigen Verlängerungen der Federhebel Hx und H₂\ das Zangenmaul öffnet sich und umgekehrt nähern sich dadurch die an den entgegengesetzten Hebelarmen befestigten Enden der Friktionsfeder, so dass die Feder selbst vom Trommelumfang abgezogen wird und sich die Kuppelungsreibung bis zu beliebiger Bremsreibung herabmindern lässt. Sobald der Arbeiter die Kurbel loslässt, zieht sich die Feder in ihre ursprüngliche Lage zurück und die geschlossene Kuppelung stützt wieder das ganze Triebwerk gegen die Klemmsperre K ab.

Die Doppelknaggen Lj und Lj, sowie die symmetrische Form der Hebelzangen, gestatten den Apparat sowohl für rechtsläufige, wie für linksläufige Kurbeln anzuwenden, sobald man nur die excentrische Klemme nach rechts, oder nach links einlegt.

Die Anordnung bietet, wie die Stauffer - Mégy’sche den Vortheil, für Kurbel- und Haspelradantrieb gleich brauchbar zu sein und gewährt, wie diese, eine Sicherheit gegen Überlastungen der Winde, da die Umfangsreibung der Kuppelungsfeder durch ihre Spannung beschränkt ist.

£. Sicherheits kurb el mit Bandbremse von E. Becker.

Die Sicherheitskurbel von E. Becker, D. R. P. No. 5801, Fig. 2, Taf. 3, kuppelt die Kurbel mit dem Triebwerk der Winde durch eine

Differential - Bandbremse, welche durch die Kurbel selbst gespannt und gelöst wird.

Die Bremsscheibe B und das Triebrad T sind zusammengegossen und sitzen lose auf der Kurbelwelle, nehmen am Umlauf derselben also nur theil, wenn durch Spannung der Differentialbremse d;e Kuppelung erfolgt, während umgekehrt bei gelüfteter Bremse sich der Rücklauf des Triebrades unter dem Antrieb der Last auf der stillstehenden Kurbelwelle vollzieht.

Die Bremsbandenden sind an einen ungleicharmigen Hebel H angeschlossen, der durch einen ebenfalls lose drehbar auf der Kurbelwelle angeordneten Arm A vermittelst des Zapfens D getragen wird. Auf diese Weise ist der Bremsbandhebel in einem konstanten Abstand von der Wellenmitte abgestützt und kann doch andererseits ohne Veränderung seiner Spannungslage mit der Bremsscheibe umlaufen, oder auch stehen bleiben. Um die Spannung und Lüftung des Bremsbandhebels durch entgegengesetzten Kurbeldruck zu vermitteln, ist auf der Kurbelwelle ein dritter Hebel M befestigt, welcher durch einen Stift in den Schlitz eines Winkelarms des Bremsbandhebels H eingreift.

Dreht man die Kurbel im Sinne des Pfeils, so spannt sich das Bremsband, indem durch den Stellhebel M der längere Bremsbandhebelarm nach aussen gedrängt wird. Sobald die Reibung zwischen Bremsband und Bremsscheibe dem Umfangs widerstand der Last Wirkung entspricht, nimmt der Hebel M den Bremsträger, die Bremsscheibe und das Triebrad mit herum und die Last wird aufgewunden.

Um das selbstthätige Zurücksinken der Last unmöglich zu machen, ist auf der losen Wellenhülse, welche den Bremsträger A aufnimmt, gleichzeitig noch ein Sperrrad .S' angeordnet, das den Rücklauf dieser Hülse, und damit den des ganzen Triebwerks hindert, so lange die Kuppelung geschlossen bleibt. Die gesperrte Bremskuppelung bleibt im Ruhezustand geschlossen, weil sich die Differentialbremse durch die angestrebte Rücklaufbewegung der Bremsscheibe bei aufgewundener Last selbstthätig festzieht. Um die Last zu senken, muss die Kurbel etwas zurückgedrückt werden. Hierbei bleibt der durch das Sperrrad abgestützte Bremsträger A stehen, und es erfolgt demnach eine relative Annäherung des Stellhebels M gegen den Bremsträger A, welche die Spannungslage des Bremsbandhebels H verändert und die beabsichtigte Lüftung der Bremse zur Folge hat.

Die Anordnung gestattet statt der Kurbel ein Haspelrad zu benutzen.

rj. Sicherheitskurbel von Bechern & Keetmann.

Die Sicherheitskurbel der Duisburger Maschinenbau-Aktien-Gesell-schaft von Bechern und Keetmann, D. R. P. No. 14430, Fig. 114, S. 187, verwertet eine gewöhnliche Bandbremse mit doppelarmigem Spannhebel als Friktionskuppelung zwischen Kurbel und Triebwerk. Auf dem Vierkant der Kurbelwelle sitzt die Bremsscheibe B, die gleichzeitig zur Centrirung des losen Zahnsperrrades Z benutzt ist, so dass nur der aus dem Sperrrade vorspringende Umfang der Bremsscheibe als Reibungsbahn für das

Bremsband dient. Der Drehzapfen D für den Spannhebel des Bremsbandes ,

selbst einerseits am Sperrrade, andererseits am gleichzeitig⁻ die Antriebkurbel der Winde bildet. Dreht man die Kurbel in der Pfeilrichtung, so spannt sich die Bremse, und es kuppeln sich Sperrrad und Bremsscheibe derart, dass sich der Antrieb der Kurbel auf die Kurbelwelle fortpflanzt. Durch die Einwirkung einer Feder F auf den Winkelarm W der Kurbel bleibt die Kuppelungsbremse gespannt,

ist in das lose Sperrrad eingesetzt und das Bremsband

Hebel befestigt, welcher

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Fig. 114.

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auch wenn der Antrieb des Kurbeldrucks auf hört, und ferner wird der Rücklauf des ganzen Getriebes durch den Eingriff der Sperrklinke gehindert. Um die Last zu senken, hat man die Kuppelungsbremse zu lüften; dies geschieht, sobald man die Kurbel zurückdrückt, da das abgestützte Sperrrad dem Rückdruck der Kurbel nicht auszuweichen

vermag.

Die Konstruktion ist ausserordentlich einfach, aber eine gewisse Gefahr für die Sicherheit derselben dürfte in der starken Beanspruchung der Spannfeder liegen, welche bei der ungünstigsten Kurbelstellung sowohl das Eigengewicht der Kurbel ausgleichen, als auch den ganzen Anpressungsdruck der Bremse leisten muss. Diese Beanspruchung würde sich wesentlich vermindern lassen, wenn man die Hebelbremse als Differentialbremse konstruirt.

Sicherheitskurbel von Selig.

Die Selig’sche Sicherheitskurbel, D. R. P. Nr. 6301, ist eine wenig modificirte Verbesserung des Patentes Nr. 2505 von O. Stegmeyer. Fig. 3, Taf. 3, giebt eine innere Ansicht der Konstruktion bei abgehobener Deckelplatte, Fig. 4 einen Querschnitt und Fig. 5 die äussere Ansicht. An Stelle der gewöhnlichen Handkurbel ist auf der Antriebwelle eine Bremsscheibe B festgekeilt, die eigentliche Kurbel selbst aber, analog wie bei der Keet-

mann’schen Anordnung auf einem besonderen Zapfen Z excentrisch zur Welle in einem Gehäuse gelagert, welches die Bremsscheibe lose drehbar umschliesst. Dieses Gehäuse ist auf dem Umfange der Bremsscheibe durch vier Klötze U, D, E und F centrirt, von denen F und C als Bremsbacken dienen. Um eine seitliche Verschiebung des Gehäuses zu verhindern, ist in den Umfang der Bremsscheibe eine schwach-keilförmige Nuth eingedreht, und die Flächen der Klötze, welche sich gegen den Umfang legen, sind dementsprechend ebenfalls keilförmig ausgeführt. Die Klötze D und E sind durch Schrauben im Gehäuse befestigt, die Backe C dagegen kann durch eine Schraube verstellt werden, welche beim Mon--tiren des Apparates so weit anzuziehen ist, dass das Gehäuse durch die drei Klötze D, E und C eine sichere Führung erhält. Der vierte Klotz F, die aktive Bremsbacke, liegt lose in der Umfangsnuth der Bremsscheibe, zwischen dieser und dem Drehzapfen Z der Kurbel, und steht durch einen Zahnvorsprung auf seinem Rücken, Fig. 6, in Eingriff mit einem entsprechenden zahnförmigen Ausschnitt des Kurbeldrehzapfens.

Dreht man die Kurbel zum Aufwinden der Last in dem durch den

Pfeil angedeuteten Sinne, so überträgt sich diese Drehung des Kurbelzapfens zunächst durch den Zahneingriff auf die Bremsbacke F, diese wird zurückgedrängt, und dadurch gegen den Umfang der Bremsscheibe gepresst. Durch den Gegendruck der Backe C steigert sich die Anpressung bis zur vollständigen Kuppelungsklemmung zwischen der Kurbel, dem Gehäuse und der auf der Welle festen Bremsscheibe und die Kurbeldrehung pflanzt sich auf das übrige Triebwerk der Winde fort. Das Sinken der aufgewundenen Last wird durch den gesperrten Rücklauf des Gehäuses gehindert. Die Schraubenbolzen, welche das Gehäuse Zusammenhalten, bilden zu diesem Zweck die Sperrzähne für die Klinke S, deren fester Drehzapfen in das Maschinengerüst eingesetzt ist.

Um die Last zu senken hat man, wie bei allen vorstehend besprochenen Konstruktionen die Kurbel zurückzuziehen. Da der Drehzapfen der Kurbel durch den gesperrten Rücklauf des Gehäuses abgestützt ist, muss das Zurückziehen der Kurbel eine Lösung der Kuppelungsbremse bewirken, und der Rücklauf des Triebwerks vollzieht sich, während Kurbel und

zur

Gehäuse Stillstehen. Die Geschwindigkeit des Rücklaufs lässt sich bis vollständigen Unterbrechung der Lastsenkung bremsen, sobald der Arbeiter die Kurbel aus ihrer Mittelposition wieder in die Antriebrichtung, welche dem Lastaufwinden entspricht, zurückführt.

Um beim Loslassen der Kurbel eine aufgewundene Last jederzeit frei schwebend zu halten, ist der Kurbelarm nach rückwärts verlängert und wird durch eine Feder, welche auf diese Verlängerung wirkt, selbst -thätig aus der Mittelstellung in die Antriebposition gedrängt. Diese Verlängerung gewährt noch den ferneren Vortheil, dass die eigentliche Kurbel dadurch abbalancirt wird, die erforderliche Federspannung also sehr gering ist, und dass schliesslich der Arbeiter beim Bremsen, je nach Bequemlichkeit, zur Regulirung den Kurbelgriff oder das entgegengesetzte Hebel-ende erfassen kann.

ganze

Da die Bremskuppelung geschlossen wird, gleichgültig, ob der Hebel nach rechts, oder nach links aus seiner Mittelposition ausweicht, ist die Anordnung sowohl für rechtsläufige, wie für linksläufige Kurbel-

wellen brauchbar. Man hat hierbei nur die Sperrklinke der Antriebrichtung entsprechend einzulegen und auch die Spannfeder des Hebels so aufzustecken, dass sie die ruhende Kurbel aus der Mittelposition in der Drehrichtung, welche dem Lastaufwinden entspricht, vordrängt, um den selbstthätigen Schluss der Bremskuppelung bei aufgewundener Last zu sichern.

Um für Winden, welche mit Doppelkurbeln ausgestattet sind, bei gelegentlicher Benutzung nur einer Kurbel, zum Aufwinden kleinerer Lasten die selbstthätige, vorzüglich beim Lastsenken störende Klemmkuppelung der zweiten Kurbel auszuschalten, kann man die betreffende Kurbel durch Einsetzen eines kleinen Vorsteckstiftes V in ihrer wirkungslosen Mittelposition festhalten. Diese Vorkehrung hat wenig praktischen Werth, da aus später klar zu legenden Gründen die Selig’sche Kurbel überhaupt nur für Winden mit Einzelkurbeln Berücksichtigung verdient.

Durch die Anordnung der diametral gegenüberliegenden Bremsbacken C und F bleibt die Welle entlastet, und die Flächen der Klötze sind gross genug, um bei aufmerksamer Schmierung sehr geringe Abnutzungen ein-treten zu lassen, die ausserdem jederzeit durch Nachstellen der Bremsbacke C ausgeglichen werden können.

Die Keetmann’sche und die Selig’sche Sicherheitskurbel zeigen in der Gesammtdisposition der ganzen Anordnung grosse Übereinstimmung und auch in der bezüglichen Patentschrift wird die Keetmann’sche Konstruktion nur als Neuerung der älteren Selig’schen Kurbel bezeichnet. In der vorliegenden Darstellung ist die spätere Ausführung, welche sich von ihrer Vorgängerin wesentlich nur durch die Benutzung eines Bremsbandes, an Stelle der Selig’schen Bremsklötze, unterscheidet, vorangestellt, um die Sicherheitskurbeln mit Bandbremskuppelung im Zusammenhang vorzuführen.

Beide Ausführungen eignen sich infolge der excentrischen Lage des Kurbeldrehzapfens nur für Winden mit Kurbelantrieb und schliessen die Benutzung von Haspelrädern aus. Auch die Keetmann’sche Kurbel verdient, wie w⁷ir später sehen werden, nur als Einzelkurbel Beachtung.

i, Sicherheitskurbel mit Klemmbacken von E. Becker.

zum

Hierdurch wird sowohl diese Scheibe,

Die Becker’sche Sicherheitskurbel, D. R. P. No. 7742, welche in Fig. 7, Taf. 3, im Längenschnitt nach der Achsenrichtung, und in Fig. 8 im Querschnitt dargestellt ist, benutzt als Friktionskuppelung zwischen Kurbel und Triebwerk Klemmbacken mit Anpressung gegen den inneren Umfang einer trommelartigen Mitnehmerscheibe, welche bei Lösung der Kuppelung als Bremsscheibe wirkt. Die Kurbelwelle ist in einer Stahlrohrwelle gelagert, auf welcher letzteren am einen Ende die Mitnehmerscheibe M und am anderen Ende das Zahntriebrad Z durch Keilschluss befestigt ist. Die Friktionskuppelung besteht aus einem auf der Kurbelwelle festsitzenden Zahnrade A, aus Stahlguss hergestellt, und zwei schmiedeeisernen Klemmstücken AfA, welche, durch Zahnsektoren mit dem Zahnrade im Eingriff stehend, bei der Drehung der Kurbelwelle Lastaufwinden sich mit ihren Druckflächen gegen den inneren Umfang der Mitnehmerscheibe pressen.

wie das übrige Triebwerk gezwungen, am Umlauf der Kurbel im Sinne des Pfeils theilzunehmen. Die Drehzapfen B der Friktionsklötze sitzen in einer lose auf der Kurbelwelle placirten Sperrradscheibe 5 und sind ausserdem durch eine schmiedeeiserne Gegenscheibe E abgestützt, welche ebenfalls lose auf der Kurbel welle centrirt ist und mit der Sperrradscheibe zusammen einen Rahmen bildet, in den die Friktionsklötze eingehängt sind. Bei der Einkuppelung der Mitnehmerscheibe M wird also auch gleichzeitig die Sperrradscheibe mitgekuppelt, und da deren Rücklauf durch die im Maschinengerüst gelagerte zugehörige Sperrradscheibe gehindert ist, so bleibt eine aufg'ewundene Last jederzeit frei schweben.

Die Gefahr einer selbstständigen Lösung der Friktionskuppelung liegt nach einmal erfolgter Anpressung nicht vor, weil die unter der Antrieb Wirkung der Last stehende Mitnehmerscheibe durch die Reibung zwischen ihrem Umfang und den Druckflächen der Klötze letztere nur immer noch fester anzuziehen sucht. Um die Last zu senken, wird die Kurbel zurückgedreht, und da durch die abgestützte Sperrradscheibe die Drehzapfen der Friktionsklötze hierbei nicht ausweichen können, so erfolgt, wie in allen früher besprochenen Fällen, die beabsichtigte Lösung der Klemmkuppelung. Mitnehmerscheibe, Stahlrohrwelle und das Zahntriebrad Z laufen, dem Antrieb der sinkenden Last folgend, rückwärts auf der stillstehenden Kurbelwelle um, je nach der Stellung, in der die Kurbel festgehalten wird, mehr oder minder durch ein theilweises Anschleifen der Friktionsklötze gebremst. Beim Loslassen der Kurbel erfolgt die selbstthätige Einrückung der Kuppelung durch zwei Federn, welche die Friktionsklötze in die Klemmstellung zurückdrängen und das ganze Triebwerk an der Sperrklinke abstützen. Um den Folgen einer fahrlässig starken Lüftung der Bremskuppelung beim Lastsenken vorzubeugen, ist, wie bei allen Becker’schen Winden, mit der Sicherheitskurbel eine selbstthätige Centrifugalbremse verbunden, deren Triebscheibe mit dem Zahnrad Z zusammengegossen ist, während die zugehörige Bremstrommel mit dem Maschinengerüst verschraubt wird. Bezüglich der specielleren Besprechung dieses Bremsregulators verweisen wir hier, wie bereits schon früher einmal, auf den letzten Abschnitt des Kapitels über Bremsen, welcher die selbstthätigen Bremsen behandelt.

In Bezug auf die beiden in einander gelagerten Wellen ist zu bemerken, dass die innere, die Kurbelwelle, ganz lose in die Stahlrohrwelle eingeschoben sein kann, und Klemmungen daher nicht zu befürchten sind. Beim Lastaufwinden laufen beide Wellen ohne relative Bewegung mit einander um, und es werden daher die schädlichen Widerstände des Triebwerks durch diese Anordnung nicht vermehrt. Beim Lastsenken läuft die Stahlrohrwelle auf der stillstehenden Kurbelwelle, aber der Anpressungsdruck zwischen beiden Wellen ist = o, oder so gering, dass sich dieselben sehr gut in Schmierung erhalten. Die lose Beweglichkeit der Kurbelwelle bleibt auf die sichere Lagerung der Getriebe ohne Einfluss, da die eigentliche Triebwelle, die Stahlrohrwelle, wie bei jeder anderen Ausführung sorgfältig im Maschinengerüst gelagert ist.

Die Konstruktion ist ebenso, wie die früher besprochene, dem gleichen Zwecke dienende Anordnung des Sicherheitshaspels von Becker für Winden mit Kurbel- und Haspelradantrieb gleich brauchbar. Dem Vor-

theil der kompendiöseren Anordnung dieser zweiten Ausführung steht der Nachtheil gegenüber, dass die verhältnissmässig kleinen Druckflächen der Friktionsklötze einer schnelleren Abnutzung unterworfen sind, als das Bremsband der Sperrradbremse der früher erörterten Konstruktion, aber diese Abnutzung bleibt ohne sonstige nachtheilige Wirkungen und der ganze Apparat hat sich in der Praxis so gut bewährt, dass er unzweifelhaft zu den besten Sicherheitskurbeln gehört.

x. Sicherheitskurbel von Weidtmann.

Die Sicherheitskurbel von Weidtmann, D. R. P. No. 13639, Fig. 1, Taf. 4, benutzt als Kuppelungsbremse zwischen Kurbel und Triebwerk eine Kegelbremse. Die Konstruktion stützt sich in dieser Beziehung auf denselben Grundgedanken, welchen wir bereits bei der Besprechung der Kölle’schen Anordnung mit Riffelscheibenkuppelung erörtert haben, verlegt aber die Kegel-Friktionskuppelung auf die Kurbel welle und verwerthet das allen zuletzt besprochenen Sicherheitskurbeln gemeinsame Princip, die Bremsregulirung direkt von der Handhabung der Antriebkurbel abhängig zu machen. Auf der Kurbelwelle sitzt zwischen zwei Bunden lose der mit dem Zahntriebrad Z aus einem Stück gegossene Hohlkegel der Bremskuppelung. Der korrespondirende Vollkegel ist auf der Welle verschiebbar, aber mit derselben durch Feder und Nuth verbunden. Die Anpressung erfolgt durch Schraubendruck, und zwar ist zu diesem Zweck das Ende der Welle mit flachgängigem Schraubengewinde versehen, in welches die Nabe der Antriebkurbel mit zugehörigem Muttergewinde eingreift. Dreht man die Kurbel, um die Last aufzuwinden, so schraubt sich die Kurbel zunächst auf der Welle nach links und presst den Vollkegel in den Hohlkegel, bis der Anpressungsdruck genügt, um den Umfangswiderstand der Last durch den Reibungswiderstand der Kegelflächen zu überwinden und das Zahnrädertriebwerk durch den Schluss der Kegelkuppelung mit in Umlauf zu versetzen. Der Rücklauf des Triebwerks und das Sinken der aufgewundenen Last wird durch das Sperrrad S gehindert, welches am Vollkegel angegossen ist. Die Last sinkt mehr oder minder gebremst, sobald man durch rückläufige Umdrehung der Kurbel den Vollkegel aus seiner Kuppelungsstellung zurückzieht, wobei ein Mitlaufen der Kurbelwelle durch den Eingriff des Zahngesperres gehindert wird, und daher nur der Hohlkegel mit dem Zahntriebrade auf der stillstehenden Kurbelwelle zurückweicht, während die Kegelflächen bremsend auf einander schleifen.

Der einseitige Einpressungsdruck der Kuppelung wird in der Welle durch den* Reaktionsdruck der Schraubenpressung vernichtet, so dass die Welle keines Stützlagers bedarf.

Beim Lösen der Kuppelung folgt die bewegliche Kuppelungshälfte der zurückweichenden Kurbel unverzögert, da die Wellenhülse dieser Kuppelungshälfte durch eine aus zwei Theilen bestehende zusammengeschraubte ringförmige Klammer K mit der Kurbelnabe verbunden ist. Um den Eingriff der geschlossenen Kuppelung zu sichern, sind im Körper des Vollkegels drei Spiralfedern eingesetzt, deren Spannung durch Schraubenbolzen B regulirt werden kann. Das feste Widerlager dieser Spiralfedern bildet der Winkelring W. Eine derartige Sicherung dürfte bei genügend kleinem Kegelwinkel und geringer Steigung der Druckschraube vollkommen entbehrlich sein und Weidtmann selbst giebt eine zweite Anordnung seiner Sicherheitskurbel, Fig. 115, ohne diese Federspannung an,

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Fig. u 5-welche sich im übrigen von der ersten nur dadurch unterscheidet, dass die einfachen Kegel durch Riffelscheiben ersetzt sind. In dieser Form ist die Konstruktion so zusammengedrängt, dass der ganze Apparat leicht auf dem freitragenden Ende der Kurbelwelle ausserhalb des Windengerüstes angeordnet werden kann.

Die Konstruktion gestattet, wie ohne weiteres ersichtlich, gleich mehreren der früher besprochenen, statt der Kurbel ein Haspelrad anzuwenden.

Die Weidtmann’sche Sicherheitskurbel erscheint solide und zuverlässig konstruirt und zeichnet sich dadurch aus, dass die Gefahr einer Störung ihrer Wirksamkeit durch Feder- oder Bremsbandbruch vollständig ausgeschlossen ist. Die Anpressung durch Schraubendruck ermöglicht eine sehr ruhige Lösung der Bremskuppelung zum Lastsenken und vermindert die Unregelmässigkeiten in der Regulirung des Bremswiderstandes, da sich kleine Schwankungen in der Grösse des Kurbeldrucks während der Bremsperiode durch die Schraubenumsetzung weniger fühlbar machen als bei direkter Hebeleinwirkung.

Bei allen vorliegenden Konstruktionen hängt die Sperrung der auf-gewundenen Last von dem Eingriff des Sperrkegels ab, der den Rücklauf der Sicherheitskurbeln hindert. Mit Bezug hierauf erscheint es geboten, unbefugte Auslösungen dieser Sperrkegel dadurch zu hindern, dass man das Ausheben der Klinken durch einen Anschlagstift unmöglich macht.

Für alle Winden mit Doppelkurbeln ist nur für eine der beiden Kurbeln eine Sicherheitskurbel mit Friktionskuppelung anwendbar, denn ordnet man zwei solcher Sicherheitskurbeln an, so schafft man damit auch zwei getrennte Bremswerke für die Winde, die beide für die Last-

Senkung gelüftet werden müssen, da sie die Eigenschaften der Lösungsbremsen besitzen und in ruhendem Zustande gespannt sind. Solche Doppelbremsen sind aber nicht allein überflüssig, sondern wirken sogar störend, weil eine einheitliche Regulirung derselben durch zwei verschiedene Arbeiter kaum zu erzielen ist.

Kombinationen einer Sicherheitskurbel mit einer gewöhnlichen Kurbel gewähren nur für beide Kurbeln gleichzeitig den Vortheil des Stillstandes bei der Lastsenkung, wenn die Antriebwelle selbst während des Lastniederganges ausschaltbar ist und stillsteht, und nicht etwa, wie bei den in einem besonderen Gehäuse centrisch oder excentrisch zur Welle gelagerten Sicherheitskurbeln, nur dieses Gehäuse aus dem Umlauf des Triebwerks ausgeschaltet wird.

Aus diesem Grunde ist speciell die Selig’sche Kurbel und die Sicherheitskurbel der Duisburger Maschinenbau-Aktiengesellschaft, ebenso wie die von Gauhe, nur für Winden mit Einzelkurbeln zu verwerthen, während die übrigen besprochenen Konstruktionen Kombinationen der Sicherheitskurbel mit einer gewöhnlichen Kurbel am anderen Ende der Welle zulassen, ohne den Vortheil der Sicherheitskurbel zu opfern. Die Selig’sche und die Duisburger Anordnungen unterliegen gleichzeitig, wie bereits früher hervorgehoben, der weiteren Beschränkung, dass sie die Anwendung eines Haspelrades an Stelle der Handkurbel ausschliessen, und auch die Gauhe-sche Anordnung ist hierfür nicht geeignet.

e. Selbstthätige Bremsen.

Als selbstthätige Bremsen bezeichnen wir nur solche Konstruktionen, welche sich als selbstständige Bremswerke charakterisiren und lediglich mit Beginn der Lastsenkung, ohne Einwirkung äusserer Regulirung, in Wirksamkeit treten.

Wir schliessen von den nachfolgenden Untersuchungen alle diejenigen Triebwerke aus, welche durch die eigenen Bewegungswiderstände auf Kosten ihres Wirkungsgrades mit der Eigenschaft der Selbsthemmung behaftet sind.

Unter dieser Beschränkung haben wir hier, wie bereits in den allgemeinen einleitenden Bemerkungen über Bremswerke hervorgehoben, zwei verschiedene Konstruktionsprincipien zu erörtern:

die selbstthätige Bremsung durch Centrifugalkraft und die selbstthätige Bremsung durch den Lastdruck.

a. Centrifugalb remsen.

Die selbstthätig wirkenden Bremsen scheinen zuerst in Amerika durch Otis in New-York eingeführt zu sein. Die sämmtlichen Personen-Aufzüge dieser Fabrik sind mit Sicherheitstrommeln ausgerüstet, deren Bremswerk selbstthätig durch die Einwirkung des bekannten Watt’sehen Centrifugalregulators in Wirksamkeit gesetzt wird.¹)

Centrifugalbremse von Otis.

Die Otis’sche Original-Konstruktion wird durch eine aus der Berlin-Anhaltischen Maschinenfabrik hervorgegangene Nachbildung in Fig. 116 veranschaulicht.²)

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Fig. 116.

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Der Antrieb des Watt’schen Centrifugalregulators, dessen Stellzeug, wie aus der Figur ersichtlich, direkt auf den Bremshebel H ein wirkt, erfolgt durch Stirnräderübersetzung von dem auf der Trommelwelle sitzenden Rade R aus. Die hierdurch in Rotation versetzte Vorgelegewelle W überträgt den Antrieb mit gesteigerter Geschwindigkeit auf die Regulatorspindel.

Überschreitet die Tourenzahl der Seiltrommel die normale Grösse, so veranlasst der Ausschlag der Regulatorkugeln das Sinken des Winkelhebels A, auf dessen horizontalen Arm der Bremshebel durch den Zapfenbolzen C abgestützt ist. Durch die Gewichtsbelastung G des Bremshebels wird das Bremsband der ebenfalls auf der Trommelwelle selbst angeordneten Bremsscheibe B angezogen und so die Geschwindigkeit der Trommel gemässigt. Bei Überschreitungen der höchsten zulässigen Senkgeschwindigkeit steigert sich der Regulatorausschlag so weit, dass das

Bremshebelgewicht zur vollen Wirkung gelangt. In diesem Falle erhöht sich die Bremswirkung bis zur vollständigen Vernichtung der Trommelbewegung.

Die Otis’sche Sicherheitstrommel für Aufzüge liegt stets im höchsten Punkte des Fahrschachtes, während der Motor unter dem Erdgeschoss aufgestellt zu sein pflegt. Die ganze Anordnung ist im übrigen so getroffen, dass der Fahrstuhl an zwei getrennten Seilen A hängt, deren jedes an sich allein bei normalem Betriebe ausreichende Sicherheit bietet, während ein in umgekehrter Richtung auf die Sicherheitstrommel aufge-wundenes Seil nach der Dampfwinde, oder nach einem hydraulischen Motor läuft. Der Motor tritt nur beim Lastaufwinden in Wirksamkeit. Beim Lastsenken treibt das Fahrstuhlgewicht die Sicherheitstrommel rückwärts um und windet das Maschinenseil zurück, während sich die Fahrstuhlseile abhaspeln.

Die Bremse sichert die Anlage sowohl gegen unstatthafte Überschreitungen der Fahrstuhlgeschwindigkeiten , wie auch ganz besonders gegen gefahrvolle Wirkungen etwaiger Seilbrüche. Die gleichzeitige Zerstörung beider P'ahrstuhlseile erscheint ausgeschlossen. Reisst eins dieser beiden Seile, so trägt noch das zweite den Stuhl, und es handelt sich alsdann nur darum, den Betrieb sofort einzustellen und den Schaden wieder auszubessern, um die frühere doppelte Sicherheit zu gewinnen. Reisst das Maschinenseil, so wird die Gefahr eines freien Abschnurrens der Sicherheitstrommel durch die sofortige energische Steigerung der Centrifugalregulatorwirkung beseitigt, und die Trommel wird vorübergehend ganz fest gebremst, bis schliesslich der Fahrstuhl mit gleichförmiger, massiger Geschwindigkeit niedersinkt.

Centrifugalbremse von Stauffer.

Fig. 117.

Stauffer gebührt das Verdienst, den Centrifugalbremsapparat wesentlich vereinfacht zu haben. Die Stauffer’sche Centrifugalbremse, D. R. P. Nr. 2798, Fig. 117, besteht aus einer gusseisernen Trommel mit losen Bleisektoren B. Diese Bleisektoren sind im Innern der Trommel um die cylindrische Nabe derselben placirt und werden durch eine aussen mit Leder garnirte Stahlfeder zusammengehalten. Von aussen greift der Mitnehmerstift S, welcher in eins der ro-tirenden Maschinenteile eingesetzt ist, in die aus der Zeichnung ersichtliche Lücke zwischen den Sektoren und treibt dieselben während des Rücklaufs der Winde in der ruhenden Trommel im Kreise herum. Mit zunehmender Umdrehungszahl wächst die Centrifugal-kraft der Klötze, und indem hierdurch zunächst die Spannung der Ringfeder überwunden wird, erfolgt fernerhin eine kontinuirlich zunehmende Anpressung der Feder gegen den Umfang der ruhenden Trommel. Mit diesem Augenblick beginnt die Bremsung der Winde durch die Centri-fugalwirkung der Klötze. Es ist augenscheinlich, dass die sich steigernde

13 *

Wirkung schliesslich den Gleichgewichtszustand der Maschine herbeiführen muss, durch dessen Eintritt eine gleichförmige Lastsenkung bedingt wird. Beim Lastaufwinden bleiben die Bremsklötze ausser Wirksamkeit, weil einmal die massige Geschwindigkeit während dieser Periode nicht hinreicht, um die Centrifugalkraft bis zur Überwindung der Federspannung zu steigern, und weil ausserdem die Anordnung getroffen ist, dass die Bremstrommel sich während des Lastaufwindens mit dem Triebwerk kuppelt, demnach keine relative Bewegung zwischen den Bleisektoren und der Trommel stattfindet, die zur Erzeugung des Bremswiderstandes noth-wendig ist. Zu diesem Zweck ist die Centrifugalbremse der Stauffer-Mégy’schen Winde in der Mitnehmerscheibe der Sicherheitskurbel dieser Windenkonstruktion untergebracht.³)

Die Bremswirkung hängt von dem Gewicht der Centrifugalklötze, von der Spannung der Ringfeder und von der Umlaufsgeschwindigkeit ab, und wird so normirt, dass die Lastsenkgeschwindigkeit 20 bis 30 m pro Minute nicht übersteigt.

Die Stauffer’sehen Regulirtrommeln werden bisweilen auch durch radiale Zwischenwände in einzelne Zellen abgetheilt, um dieselbe Trommelgrösse je nach Belieben für verschieden starke Bremswirkung benutzen zu können, indem man dann in jede Zelle, oder nur in einzelne, Bremsklötze einlegt.

Die Einfachheit des Stauffer’schen Apparates wird durch einige Nachtheile erkauft.

Die losen Bleisektoren schleifen bei der Rotation zum Theil am Trommelboden, gleichzeitig erweitern sich aber auch beim Auseinanderdrängen der Ringfeder ihre gegenseitigen Abstände und hierdurch, wie durch die ungleichmässigen Hemmungen am Trommelboden, entstehen Schläge und Stösse, welche die freie Wirkung der Centrifugalpressung beeinträchtigen. Ausserdem wechselt die Intensität der Anpressung der einzelnen Klötze ununterbrochen, je nach ihrer Lage bei der Rotation durch die freie Einwirkung des Eigengewichts. Diese Verhältnisse wirken nachtheilig auf die Dauerhaftigkeit der Konstruktion, ebenso wie durch die Lederbandage der Stahlfeder zwar eine wesentliche Erhöhung des Bremswiderstandes erzielt wird, aber naturgemäss auf Kosten des Ver-schleisses der Bandage.

Centrifugalbremse von E. Becker.

Die Becker’sche Centrifugalbremse⁴), D. R. P. No. 7205, unter dem Namen „Geschwindigkeitsbremse“ bekannt, beseitigt die Mängel derStauffer-schen Anordnung durch wesentliche Verbesserungen in der Detailausführung des Grundprincips. Durch feste Drehzapfen wird hier eine leichte und gleichförmige Beweglichkeit der Centrifugalklötze gesichert und gleichzeitig der Vortheil einer starken Hebelübersetzung für die Centrifugalpressung erzielt, während die Klötze durch Verbindung unter einander ausbalancirt sind. Fig. 2, Taf. 4, giebt die innere Ansicht der Becker-schen Geschwindigkeitsbremse, Fig. 3, einen Durchschnitt derselben in der Richtung der Welle.

Die Drehzapfen Z der Bremsklötze sind seitlich in eine gusseiserne Scheibe A eingesetzt, welche auf die Bremswelle aufgekeilt ist und also an der Rotation des Triebwerkes theilnimmt. Die Bremsklötze K selbst sind sichelförmig ausgeführt, so dass ihre Masse möglichst weit von der Welle und den Drehzapfen placirt ist. Nahe am Drehzapfen ist jeder Klotz mit einer cylindrisch bearbeiteten Druckfläche ausgestattet, die sich beim Ausschwingen der Klötze gegen den inneren Umfang der kon-centrisch zur Welle unbeweglich gelagerten Bremstrommel B legen, welche mit der Scheibe A ein geschlossenes Gehäuse für den ganzen Bremsapparat bildet. Das Verhältniss des Abstandes der Mittellinie dieser Druckfläche zum Abstand des Klotzschwerpunktes S von der Drehzapfenmitte bedingt das Umsetzungsverhältniss der Centrifugalkraft durch Hebelwirkung. Um ein freies Umherschlagen der Bremsklötze unter der Einwirkung des Eigengewichts bei langsamen Rotationen zu verhindern, sind die Bremsklötze durch kurze Hängeschienen gemeinschaftlich an eine Rothgussbüchse R gekuppelt, welche lose drehbar auf der Scheibennabe sitzt. Diese Art der Aufhängung bewirkt, wie ohne weiteres ersichtlich, eine Abbalancirung der drei Klötze durch einander. In die Büchse selbst ist eine flache Spiralfeder eingelegt, deren eines Ende in dem inneren Umfang der Büchse, deren anderes in der Scheibennabe festgeklemmt ist, derart, dass die Spannung der Feder die Klötze vom Umfang der Bremstrommel abzieht und ebenso, wie die Stauffer’sche Ringfeder, eine zu frühzeitige Anpressung der Centrifugalklötze beim Aufwinden der Last, oder bei ganz massiger Rücklauf-Rotation hindert. Die Möglichkeit einer Regulirung der Federspannung ist hier in einfachster Weise dadurch geboten, dass man die Feder durch Drehen der Büchse nach Art einer Uhrfeder aufzieht, und die Hängeschienen der Bremsklötze erst ankuppelt, nachdem man die erwünschte Spannung erzielt hat. Die Stärke der Federspannung lässt sich ferner direkt durch Gewichtsbelastung, welche man mit einer Schnur an den Umfang der Büchse hängt, bestimmen. Ein weiterer Vortheil der ganzen Anordnung liegt darin, dass sich die Federspannung beim Ausschwingen der Klötze nur wenig verändert, da die Klötze selbst nach einer sehr geringen Drehung zum Anliegen kommen.

Der Bremsdruck wächst bei nur massiger Zunahme der Umdrehungsgeschwindigkeit der Welle ausserordentlich rasch, da die Centrifugalkraft selbst mit dem Quadrat der Geschwindigkeit zunimmt und die Zunahme der Centrifugalkraft noch durch die Hebelumsetzung im Verhältniss 1 : 8 bis 1:12 verstärkt wird. Dabei lässt sich die Abnutzung der Gleitflächen leicht in unschädlichen Grenzen halten, wenn man die Druckflächen der Bremsklötze in der Richtung der Trommeltiefe gross genug wählt und hierdurch dafür Sorge trägt, dass der Flächendruck pro Quadratmillimeter 0,3 bis 0,5 kg nicht übersteigt. Die Gleitflächen lassen sich ausserdem leicht in guter Schmierung erhalten, da sich das Schmieröl durch die Centrifugalkraft selbstthätig am inneren Trommelumfang verbreitet.

Die Centrifugalbremse ist stets auf einer schnell laufenden Welle anzuordnen. Nimmt die Kurbelwelle am Rücklauf des Windentriebwerks theil, so erscheint diese Welle im allgemeinen am geeignetsten. Es ist dann möglich, die Tourenzahl der Kurbeln beim Rücklauf auf jedes beliebige Minimum zu beschränken und in Grenzen zu halten, welche die schweren Gefahren der Kurbeldeformationen oder Kurbelbrüche durch Centrifugalkraft vollständig ausschliessen. Becker beschränkt in solchen Fällen die Tourenzahl der Kurbeln durch seine Geschwindigkeitsbremse auf ioo bis höchstens 150 pro Minute.

Winden ohne Flandkurbeln, oder mit Zwangsauskuppelung der Kurbelwelle beim Lastniedergang, gestatten, die Centrifugalbremse lediglich mit Rücksicht auf die zulässige Maximalgeschwindigkeit der Lastsenkung zu konstruiren, und es ergeben sich dann meist weit grössere Tourenzahlen für die Bremse, als bei der Anordnung auf der Handkurbelwelle zulässig sind. Damit steigert sich die Wirkung bei sonst gleichen Dimensionen, so dass man immer hinreichend kleine Abmessungen erhält.

Für die Rechnung braucht man, da alle drei Bremsklötze vollständig gleichmässig wirken, nur einen Bremsklotz in Betracht zu ziehen; derselbe muss den dritten Theil der erforderlichen Gesammtbremsarbeit verrichten.

Es sei:

D der totale Druck eines Bremsklotzes gegen den Trommelumfang bei der Maximaltourenzahl der Bremswelle, fj, der Reibungskoefficient der Gleitflächen,

a der Hebelarm des Anpressungsdrucks D in Bezug auf den Drehpunkt Z,

b der Hebelarm der Klotzreibung \iD in Bezug auf den Drehpunkt Z,

c der Hebelarm der Centrifugalkraft, welche im Schwerpunkt S' des Bremsklotzes angreift, bezogen auf den Drehpunkt Z,

F der Entlastungszug der Federspannung für einen Bremsklotz, f der Hebelarm dieses Federzuges in Bezug auf den Drehpunkt Z,

G das Gewicht eines Bremsklotzes,

r der Abstand des Bremsklotzschwerpunktes von der Wellenmitte,

n die Maximaltourenzahl der Bremse pro Minute, g die Erdacceleration = 9,81 m.

Die Centrifugalkraft des Bremsklotzes bestimmt sich alsdann durch den Werth

G 4 r² 7i² w2 r.6o . 6o

4 r n* n¹

60.60

Für die Drehmomente des Anpressungsdruckes der Klotzreibung, der Centrifugalkraft und des Feder widerstand es besteht für den Drehpunkt Z, falls sich die Bremse in dem durch den Pfeil angedeuteten Sinne umdreht, die Gleichgewichtsbedingung

G 4 r Ti² n² c 6o . 6o

Da -f- ixDb + Ff — —

Bezeichnet man den auf den Bremstrommelumfang reducirten motorischen Antrieb der Last mit 3 P, so muss für den gleichförmigen Lastniedergang für jeden der drei Bremsklötze

¹

A. Riedler, Personen- und Lastenaufzüge S. 19. Taf. 1 u. 2.. Ernst, Hebezeuge.

²

E. Blum. Die hydraulischen Aufzüge im.Eisenbahnhötel zu Berlin. Sonderabdruck aus den Verhandlungen des Vereins zur Beförderung des Gewerbefleisses 1880 Heft 1. Berlin 1880, A. Seydel.

³

Vergleiche die Stauffer-Mégy’sche Sicherheitskurbel, S. 182.

⁴

Siehe die Abhandlung des Verfassers „Neuere Bremsen.“ Zeitschrift des Vereins deutscher Ingenieure 1882, S. 187.

/i, D = P

sein, und es ergiebt sich nach Einsetzung dieses Werthes in die obige Momentengleichung

4 r 77² «² c 60.60

P(± + 6)+F/=JL.

mithin

60.60^

4 r 7i² «²

. . 199

Setzen wir nun voraus, dass die Geschwindigkeitsbremse auf der Kurbelwelle eines Krahns angeordnet werden soll, um deren Rücklaufgeschwindigkeit beim Lastsenken durch den Bremsregulator auf 120 Umgänge pro Minute zu beschränken, so kann man zur Bestimmung des Umfangsdruckes P an der Bremsscheibe von dem Kurbeldruck ausgehen, welcher zum Aufwinden der Maximallast nothwendig ist.

Die Kurbelwelle sei mit Doppelkurbeln von 0,4 m Armlänge ausgestattet und der Kurbeldruck betrage im ganzen für die grösste Nutzlast 50 kg. Ist ferner das Güteverhältniss des Windentriebwerks unter Berücksichtigung der Effektverluste durch Zapfen- , Zahn- und Kettenreibung 75 pCt., so würde der ideelle Kurbeldruck P₀ beim Lastaufwinden

^0 = 50 • 0,75

zu setzen sein, und da die Effektverluste bei Vor- und Rücklauf des Triebwerks gleich gross anzunehmen sind, ergiebt sich der Kurbeldruck Px, welcher dem Lastniedergang das Gleichgewicht hält,

P\- 50.0,75.0,75 = 00 28 kg.

Nehmen wir den Bremstrommeldurchmesser gleich dem Kurbelradius = 0,4 m, so ergiebt sich der erforderliche Bremswiderstand am Trommelumfang für jeden Bremsklotz

P = ~~ Pl — c^> 18,7 kg.

Bei der vorausgesetzten Bremstrommelgrösse lässt sich nun der Abstand r des Bremsklotzschwerpunktes von der Wellenmitte ohne Schwierigkeit, eventuell durch theilweise Bleifüllung des gusseisernen Klotzes auf 0,15 m bringen. Ferner gestatten die Abmessungen für die Hebel Verhältnisse folgende Werthe:

T3

N[

In Bezug⁻ auf die Stärke der Federspannung- ist zu berücksichtigten, dass an sich ein Bremsregulator, der für einen bestimmten Maximal-umfang-swiderstand konstruirt ist, kleinere Lasten selbstverständlich bereits bei geringerer Tourenzahl bremsen muss.

Die Verschiedenheit zwischen der Rotationsgeschwindigkeit beim Bremsen der kleinsten und grössten Lasten bei unveränderter Räderumsetzung fällt nun aber um so geringer aus, je stärker die Entlastungsfeder der Bremsklötze wirkt, da hiervon die Tourenzahl abhängt, bei der die Bremsklötze überhaupt erst die Federspannung überwinden und sich an die Bremstrommel anpressen. Becker wählt für Winden mit sehr wechselnder Belastung 15 bis 20 kg totale Federspannung. Nehmen wir für das vorliegende Beispiel 15 kg an, so würde der Entlastungszug für jeden Bremsklotz F = 5 kg zu setzen sein, und wir erhalten nach Einführung aller vorstehenden Werthe in Gleichung 199 für einen Reibungs-koefficienten y, = 0,1,

G= 13,75 kg.

Dieses Gewicht ist für die einzelnen Bremsklötze bei den angenommenen Trommeldimensionen leicht zu erzielen, ohne eine grosse Tiefe für die Trommel zu beanspruchen.

Lässt man die Bremswelle umgekehrt umlaufen, entgegengesetzt der durch den Pfeil in der Figur angedeuteten Richtung, so unterstützt die Bremsreibung die Anpressung der Bremsklötze, sobald dieselben mit dem Trommelumfang in Berührung kommen, d. h. das Drehmoment [iDb wirkt alsdann in demselben Sinne, wie das Moment der Centrifugalkraft.

Dementsprechend würde in Gleichung 199 der Quotient ~ durch--b- zu

ersetzen sein, und es ergiebt sich eine Gewichtsverminderung der Bremsklötze, welche für das durchgerechnete Beispiel, bei sonst gleicher Wirkung, ungefähr 2 kg pro Klotz betragen würde.

Es empfiehlt sich indess, auf diesen Vortheil zu verzichten. Bei der in der Figur angenommenen Drehrichtung verzögert der Reibungswiderstand der Bremsklötze am Trommelumfang die feste Anpressung der Klötze durch die Centrifugalkraft, sobald die Bremsklötze mit dem Trommelumfang in Berührung treten, da die Drehmomente dieser beiden Kräfte entgegengesetzt wirken; aber der Anpressungsdruck der Centrifugalkraft steigert sich trotzdem kontinuirlich und die Bremsung erfolgt vollständig sanft. Läuft die Bremswelle umgekehrt, so erhält die kontinuirlich wachsende Centrifugalkraft im Moment der Berührung zwischen den Klötzen und der Bremstrommel eine plötzliche Unterstützung durch die Klotzreibung, und es tritt infolge dessen ein ruckweises Anziehen der Bremsklötze ein, welches durch den elastischen Rückprall zu schwachen Vibrationen führt, die sich bei sorgfältiger Beobachtung selbst dem Auge bemerkbar machen. Wird nun auch hierdurch nicht die Sicherheit der Bremsung gefährdet, so verdient doch dieser Punkt jedenfalls Beachtung, und es empfiehlt sich, die Umlaufsrichtung der Bremse so zu wählen, dass diese die sanfte Bremswirkung störenden Vibrationen vermieden werden.

Winden für sehr wechselnde Lastgrössen werden im allgemeinen mit Wechsel Vorgelege ausgestattet, und man findet dann meist die Anordnung, dass der Austausch der Vorgelege für Lasten stattfindet, die kleiner als die halbe Maximallast sind. Um also den Einfluss der Centri-fugalbremse auf die Beschränkung der Tourenzahl beim Senken kleinerer Lasten zu beurtheilen, wird es genügen, wenn man die Rechnung für die halbe Maximallast durchführt.

Für diesen Fall ist aus der obigen Gleichung 199 der Werth von n zu entwickeln, indem man für den zu leistenden Bremswiderstand P,

kg einsetzt, alle übrigen Werthe aber, welche sich auf die Konstruktionsverhältnisse der Bremse beziehen, unverändert lässt.

Wir erhalten zunächst ganz allgemein:

K = fR(^ + 7 ) + Fi]

60.60 g

ąrn² G

. . 200,

und nach Einsetzung der bezüglichen Werthe:

« = fy[9.35(

8.0,1

9,81

0,15- 13.75 ’

d. i.

n —    94.

Die Rechnung zeigt, dass sich die Tourenzahl für kleinere Lasten zwar nicht unwesentlich vermindert, aber immerhin bleibt die durchschnittliche absolute Maximal-Senkgeschwindigkeit noch hinreichend gross.

Wird selbst mit derselben Räderumsetzung eine Last gesenkt, deren Gewicht nur den vierten Theil der Maximallast beträgt, so geht die Tourenzahl der Brems welle auf 78 zurück, indess, wie bereits oben angedeutet, wird dieser Fall in der Praxis selten Vorkommen, da man so kleine Lasten mit ausgewechseltem Vorgelege aufzuwinden pflegt.

Die sichere Wirkung, welche sich nach den theoretischen Erörterungen bei der Einfachheit der ganzen Konstruktion erwarten lässt, wird durch die praktischen Erfahrungen vollständig bestätigt, die jetzt vorliegen, nachdem die Becker’sche Geschwindigkeitsbremse seit ihrer Einführung vor drei Jahren eine stetig zunehmende Verbreitung gefunden hat.

Ein ganz neues Feld der Anwendung hat Becker den Centrifugal -Bremsregulatoren als Sicherheits-Fallbremse für Fahrstühle eröffnet, um Unglücksfällen bei der Zerstörung der Aufhängung solcher Fahrstühle vorzubeugen. Zu diesem Zweck wird, Fig. 118, S. 202, der Bremsregulator in den Fahrstuhl selbst eingebaut, die Welle desselben nach aussen verlängert und durch ein Zahntriebrad mit einer Zahnstange in Eingriff gesetzt, welche an einer der Führungsschienen des Fahrstuhls festgeschraubt ist und sich auf die ganze Förderhöhe erstreckt. Beim Auf- wie Niedersteigen des Fahrstuhls kämmt sich demnach das Triebrad in der Zahnstange aus, und bei zerstörter Aufhängung wird die Fallgeschwindigkeit abhängig gemacht von der Tourenzahl der Bremswelle im Fahrstuhl, welche durch die Regulatorkonstruktion beliebig normirt werden kann.

Die Zuverlässigkeit einer derartigen Fallbremse ist wesentlich grösser als die jeder sonst üblichen Fangvorrichtung, welche erst bei eintretender Gefahr in Thätigkeit tritt und dann erfahrungsmässig fast ausnahmslos den Dienst versagt, weil alle beweglichen Theile nach oft jahrelanger

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Fig. u 8.

Ruhe durch Rost und eingefallenen Schmutz unbeweglich geworden sind. Die Fallbremse bietet ausserdem den Vortheil, dass sie den gefährdeten Stuhl bis zum Fussboden herabsinken lässt, während Fangvorrichtungen, wenn sie wirklich wirken, den Stuhl in beliebiger, oft nicht leicht zu erreichender Höhe festhalten.

Der Konstruktion einer derartigen Sicherheitsfallbremse ist die Maximalfallgeschwindigkeit zu Grunde zu legen, welche man bei abgerissener Aufhängung dem vollbeladenen Stuhl gestatten will. Nimmt man hierfür i m bis 1,25 m pro Sekunde an, so würde das der Endgeschwindigkeit eines frei fallenden Körpers entsprechen, welcher aus 50, oder 80 mm Höhe herabfällt, Verhältnisse, welche selbst für Menschen , die sich etwa auf dem Fahrstuhl befinden, jede Gefahr einer Beschädigung ausschliessen. Die Spannung der Entlastungsfeder braucht hier nur so stark gewählt zu werden, dass sie bei der Normalfördergeschwindigkeit von ca. 300 mm pro Sekunde ein Bremsschleifen der Cen-

trifugalklötze verhindert. Hierdurch sowohl, wie durch die grosse Tourenzahl, welche die Bremswelle bei genügend kleinem Triebrade während der Maximalfallgeschwindigkeit erhält, ergeben sich abermals sehr geringe Abmessungen für die Centrifugalbremse, selbst bei starken Belastungen des Fahrstuhls.

ß. Lastdruck - Bremsen.

Klemmbremse von Weston.

Die Weston’sche patentirte Bremse, Fig. 4 bis 7, Taf. 4, wird von Tangye Brothers & Holman ausgeführt. Die Zeichnungen sind nach einer Originalkonstruktion hergestellt, welche als Laufkatzenwinde mit Haspelradantrieb in der Maschinenfabrik von Dehne in Halberstadt benutzt wird. Die Bremse ist eine Seitendruckbremse mit Ringflächenfriktion und selbst-thätiger Anpressung durch den Lastzug. Beim Lastaufwinden läuft das Bremswerk mit der Windentrommel um, beim Rücklauf dagegen wird das Bremswerk gesperrt und die aufgewundene Last bleibt frei schwebend hängen, bis der Antrieb der Trommel in der Rücklaufsrichtung die Senkung der Last unter Überwindung des Bremswiderstandes ermöglicht. Auf der Trommelwelle ist die Trommel T und das Haspelrad H lose angeordnet und beide zwischen zwei Bremsscheiben B und 5 placirt, welche auf der Welle fest aufsitzen. Die Bremsscheibe S' ist auf der äusseren Seite gleichzeitig als innen verzahntes Sperrrad konstruirt. Die einander zugewandten Stirnflächen der Trommel- und Haspelradnabe bilden korrespondirende Schraubenflächen eines flachen Schraubenganges. Hängt am Trommelumfang die Last Q, während andererseits am Haspelrade die Antriebkraft P zur Wirkung gelangt, so tritt zunächst eine relative Bewegung zwischen dem Haspelrade und der Trommel ein, bei der die Schraubenflächen des gegenseitigen Nabeneingriffs auf einander gleiten und demgemäss gleichzeitig mit der Drehung, Haspelrad und Trommel sich gegenseitig nach aussen gegen die Friktionsscheiben B und N drängen. Die Friktion steigert sich bis zur Klemmung und bewirkt, dass schliesslich alle genannten Theile gemeinsam mit einander umlaufen und die Last aufgewunden wird. Zu bemerken ist, dass der Klemmdruck in der Richtung der Wellenachse durch die Doppelanordnung der Friktionsscheiben von den Wellenlagern fern gehalten wird. Die aufgewundene Last sucht, sich selbst überlassen, den ganzen Apparat rückwärts zu drehen. Diese Bewegung wird durch die Sperrklinke gehindert, welche mit der Bremsscheibe N in direktem Eingriff steht. Der Rücklauf, d. h. das Senken der Last wird erst möglich, wenn ein Zug am linken Trum der Llaspelkette, Haspelrad und Trommel zwischen den Friktionsscheiben durchzieht, wobei Rad und Trommel sich auf der gesperrten Welle drehen. Damit durch diesen Zug nicht etwa die Schraubenklemmung gelöst werden kann, muss dafür Sorge getragen sein, dass das Reibungsmoment an der Friktionsscheibe der Lasttrommel geringer ist, als zwischen dem Haspelrade und der Sperrscheibe S, so dass die Irommel unter der Einwirkung des Lastzuges immer das Bestreben

hat, dem Haspelrade vorauszueilen. Um dies zu erreichen, ist bei der Tangye’schen Ausführung die Friktionsscheibe 5 mit Holz ausgefüttert.

Die Konstruktion besitzt die Eigenschaft, dass die Klemmung, welche Haspelrad und Trommel für den Antrieb der Winde kuppelt und andererseits den Rücklauf hemmt, oder bremst, sich selbstthätig nach der Grösse der Last regulirt, denn das Lastmoment ist gleichzeitig das Drehmoment der Druckschraube, welche die Friktionsanpressung bewirkt. Die Klemmung hebt sich nach Entfernung der Last auf, wenn man das Haspelrad noch etwas weiter rückwärts dreht, da alsdann die leere Trommel nicht mehr dem Haspelrade vorauszueilen sucht, vielmehr durch die Friktionsscheibe B zurückgehalten wird, und somit die Verhältnisse die Lösung der Schraubenpressung bedingen, falls nur der Reibungswiderstand an der Friktionsscheibe B grösser ist, als zwischen den Schraubenflächen.

Will man die Bedingungen der Selbsthemmung und des Bremswiderstandes einer derartigen Konstruktion ermitteln, so ist zu berücksichtigen, dass beim Auseinanderpressen der Trommel und des Flaspelrades gegen die Friktionsscheiben die Schraubendrehung durch das Lastmoment erfolgt, welchem das Moment der Reibung zwischen den Schraubenflächen und das zwischen der Friktionsscheibe B und dem Trommelflansch entgegenwirkt. Hemmung und Bremsung des Lastniederganges erfolgen dagegen durch die Reibungsmomente an beiden Friktionsscheiben B und S, deren Summe demnach für die Bedingung der Selbsthemmung grösser sein muss, als das Lastmoment.

Bezeichnen wir mit

Q die Last an der Trommel,

R den Trommelradius,

a den mittleren Steigungswinkel der Druckschraube, q den Reibungswinkel des Schraubenmaterials, r den Radius der mittleren Schraubenlinie,

N den Pressdruck der Schraube in der Achsenrichtung,

Rx und rl den äusseren und inneren Radius der Ringfläche der Friktionsscheibe S, Fig. 7, Taf. 4,

/ix den Reibungskoefficienten für die Scheibe S,

Mx das Reibungsmoment der Scheibe S,

R₂ und r₂ den äusseren und inneren Radius der Ringfläche der Friktionsscheibe B, Fig. 6, Taf. 4, fj,₂ den Reibungskoefficienten der Scheibe B,

M₂ das Reibungsmoment dieser Scheibe,

so besteht, falls man von der Reibung der Trommelwelle absieht, welche im Vergleich zu den übrigen Reibungswiderständen verschwindend klein ist, für den Anpressungsdruck N die Bedingungsgleichung:

Q R = Nr tg(a + q) -F M₂.

Setzt man eingelaufene Friktionsscheiben voraus, so ist

Demnach folgt aus der ersten Gleichung

QK

201.

Um die Selbsthemmung zu sichern, muss die Bedingung erfüllt

werden

QR,

mithin unter Benutzung der Gleichung 201

f N(Ä, + rt) + f N(R, + ra) >N[rts(a + q) + ü (Ą +

oder

f W + r,) > rtg I« + 0)    .

202.

Diese Gleichung zeigt, dass die Selbsthemmung nur abhängig ist von der Wahl der Druckschraube und dem Reibungsmoment an der der Trommel abgewendeten Friktionsscheibe, wobei zu beachten, dass für die Konstruktion im übrigen vorausgesetzt ist, dass das Moment der Trommelfriktionsscheibe B kleiner ist, als das der Haspelradbremsscheibe S.

Schliesslich erhalten wir für das Bremsmoment an der Trommelwelle, welches bei vorhandener Selbsthemmung durch einen Zug an der Haspelkette überwunden werden muss, um die Last zu senken, dasselbe mit M bezeichnend,

M — Mx T Mj -— QR,

M — Mx -j- M2 — Nrtg(a -f- q) — M%,

r tg (cc + ç)]

N^CR. + r,)

. . 203.

QR \y C^i + rj + r tg (a + ç)]

Diese Gleichung zeigt, dass der Bremswiderstand für grössere Lasten an derselben Winde grösser ausfällt, als für kleinere, dass derselbe aber im übrigen bei einer bestimmten Sicherheit für die Selbsthemmung nach Gleichung 202 um so kleiner wird, je grösser man die Trommelfriktionsscheibe, d. h. deren Reibungswiderstand, wählt. Es erklärt sich dieses Ergebniss daraus, dass andererseits die Klemmpressung der ganzen Friktionskuppelung um so kleiner wird, je grösser der Reibungswiderstand der Trommelfriktionsscheibe ist, weil dieser das Festziehen der Druckschraube hindert.

Für die Ausführung⁻ erscheint es empfehlenswerth, von dieser Mög-lichkeit, den Bremswiderstand zu vermindern, keinen Gebrauch zu machen, sondern M lediglich dadurch zu beschränken, dass man die Differenz so klein wählt, wie es die erforderliche Sicherheit der Selbsthemmung zulässt, da eine Steigerung des Reibungsmomentes an der Scheibe B eine entsprechende Steigerung der Reibungswiderstände an der Scheibe S voraussetzt.

Die ganze Konstruktion ist ausserordentlich kompendiös und eignet sich für kleinere Winden, vorzüglich für solche mit Haspelbetrieb sehr gut, weil hier der Arbeiter beim Aufziehen, wie beim Senken der Last nur die Haspelkette nach entgegengesetzten Richtungen zu ziehen braucht, und die Anordnung einer besonderen Zugleine, für die 'Bremse erspart wird. Für derartig einfache Winden fällt es auch nicht sonderlich in’s Gewicht, dass der Arbeiter die Last mit einem geringen Kraftaufwand niederziehen muss, statt sie einfach durch Lüften eines Hebels sinken zu lassen.

Die in Betracht gezogene Originalkonstruktion ist für 125 kg Nutzlast an der Trommel bestimmt.

In der Ausführung ist:

für die Druckschraube a = 4⁰ und r = 35 mm,

für die F'riktionsscheibe S, rv — 25, R = 55 mm,

für die Friktionsscheibe A, r₂ = 35, R₂ = 100 mm,

der Trommelradius R = 50 und der Haspelradradius = 275 mm.

Setzen wir nun den Reibungskoefficienten für Holz auf Eisen, d. h. hier = 0,18 und den für Eisen auf Eisen fi₂ =0,1, in beiden Fällen massige Schmierung vorausgesetzt, so ergiebt sich noch der Reibungswinkel q für die Schraube = 6°.

Wir erhalten mit diesen Werthen:

und

~{RV + ^1) = 0,09 . 80 = 7,2 rtg(a + q) = 35.^10° = 6 16,

mithin ist die Bedingung der Selbsthemmung, Gleichung 202, erfüllt. Das Bremsmoment bestimmt sich aus Gleichung 203,

= 504.

125.50(0,09.80 — 35# 10°)

35 tg io° + 0,05.135

Der zum Senken der Maximallast erforderliche Zug an der Haspelkette beträgt demnach nur

ff = ‘.8 kg.

Berücksichtigt man Zapfenreibung⁻ und Seilwiderstand, so ergiebt sich rund 2 kg.

In Bezug auf die Ausführung ist darauf hinzuweisen, dass es sich unter allen Umständen empfiehlt, auch Bremsflächen in Schmierung zu erhalten. Für diesen Fall erscheint aber die theilweise Verwendung von Holz nicht empfehlenswerth, da der Reibungskoefficient geschmierter Holzflächen sehr stark variirt und somit leicht der Fall eintreten kann, dass bei starker Schmierung der Reibungswiderstand an der Friktionsscheibe S' sich soweit vermindert, dass er sogar geringer ausfällt, als der der eisernen Friktionsscheibe B, deren Radius von Tangye grösser gewählt ist, Dies ist um so bedeutungsvoller, als das Konstruktionsprincip eine Verschiedenheit der beiden Bremswiderstände voraussetzt und die Bedingung mehrfach erörtert ist, dass der Reibungswiderstand an der Trommelfriktionsscheibe kleiner sein muss, als der an der Haspelradscheibe.

Versuche mit der Tangye’schen Winde bestätigten diese Erwägungen. Bereits bei sehr massiger Schmierung der Holzflächen befand sich die Winde an der Grenze der Selbsthemmung, und die Last g'ing selbstthätig zurück, nachdem das Holz vollständig mit Ol durchtränkt war. Es empfiehlt sich daher für die beiden IAiktionsscheibenpaare gleichartiges Material und gleiche Flächenbeschaffenheit. Die erforderliche Differenz zwischen den Reibungsmomenten lässt sich dann mit ausreichender Sicherheit durch eine entsprechende Differenz in den Scheibengrössen erzielen, wobei B < S zu halten ist. Ergeben die erforderlichen Reibungsmomente unbequem grosse Scheiben, so sind beide Scheibenpaare als Friktionskegel auszuführen, oder als Riffelscheiben mit Ringnutheneingriff auszustatten.

Drucklagerbremse von E. Becker.

Das Drucklager von E. Becker, D. R. P. No. 10611, ist zwar in erster Linie nur als Lastdruckbremse für Winden mit Schraubenräderwerk und senkrecht geschränkten Achsen konstruirt und würde mit Rücksicht hierauf erst in einem späteren Abschnitt zu behandeln sein, aber zur Vervollständigung der vorliegenden vergleichenden Zusammenstellung aller wichtigeren Bremsen für Rädertriebwerke, empfiehlt es sich auch, diese Konstruktion gleich hier zu erledigen, um so mehr, als sich dieselbe im übrigen auch so abändern lässt, dass sie für Winden mit gewöhnlichem Räderwerk anwendbar wird.

Die Welle W, Fig. 1, Taf. 5, welche in der gezeichneten Konstruktion die Antrieb welle eines Schrauben- Flaschenzuges bildet, empfängt infolge des Eingriffs ihres Triebschraubengewindes in ein Schneckenrad einen achsialen Druck durch die Einwirkung des Lastwiderstandes. Dieser Druck wird durch eine Stützschraube D aufgenommen, welche im Boden der dem Maschinengerüst angehörigen Buchse A eingesetzt ist.

Um durch das Drucklager selbst den für die Lastsenkung erforderlichen Bremswiderstand in das Triebwerk einzuschalten und doch beim Lastaufwinden die schädlichen Widerstände nicht zu erhöhen, ist ein besonderer Kuppelzapfen B angeordnet, der während des Lastaufwindens als Stützzapfen funktionirt, beim Lastsenken dagegen als Stützlager dient, und dadurch für die beiden verschiedenen Perioden die Abstützung- der Welle auf verschieden grossen Druckflächen ermöglicht, von denen die eine als Lauffläche beim Lastaufwinden, die andere dagegen als Bremsfläche für die Lastsenkung wirkt.

Der Kuppelzapfen B besteht zu diesem Zweck aus dem eigentlichen Stützzapfen, welcher in der Buchse A des Maschinenrahmens auf der Druckschraube D läuft, und aus einer konachsialen Kegelschale, in welche die Welle mit einem korrespondirenden Friktionskegel C eingreift. Der äussere cylindrische Umfang der Kegelschale trägt eine Sperrradverzahnung, welche dem Kuppelzapfen nur die dem Lastaufwinden entsprechende Drehrichtung gestattet, den Rücklauf dagegen hindert. Beim Lastaufwinden läuft daher der Kuppelzapfen mit der Welle gemeinsam um, da der Reibungswiderstand der Spurzapfenfläche wesentlich geringer ist, als das Friktionsmoment der durch den Achsendruck in einander gepressten Kegelflächen. Hört der Antrieb der Winde auf, so sucht die aufgewundene Last die umgekehrte Bewegung einzuleiten. Mit diesem Moment tritt der Friktionskegel der Welle als Stützzapfen in Thätigkeit, weil der gleichzeitige Rücklauf des Kuppelzapfens gesperrt ist. Durch passende Wahl des Kegelwinkels und der Grösse der Friktionskegel ist die vollständige Selbsthemmung der Winde leicht zu erreichen, und einmal vorhanden, bleibt dieselbe für verschiedene Belastungen der Winde gesichert, da die Anpressung der Bremskuppelung direkt von der Grösse der aufgewundenen Last abhängt.

Die specielle Berechnung der Bremswirkung werden wir bei der späteren Besprechung der ganzen Schrauben-Flaschenzugkonstruktion, der die Bremse entnommen ist, durchführen. Hier ist nur darauf hinzuweisen, dass selbst bei hohem Wirkungsgrad des Windentriebwerks, das im vorliegenden Fall durch Anordnung einer zweigängigen Schnecke mit Maximal-Nutzeffekt angestrebt ist, bereits verhältnissmässig sehr kleine Kegel den erforderlichen Bremswiderstand liefern und sich dadurch ausserordentlich kompendiöse Konstruktionen ergeben.

Die Becker’sche Lastdruckbremse ist, wie die Weston’sche, eine selbstthätige Sperrradbremse und die Selbsthemmung derselben bedingt, wie bei dieser, das Herabwinden der Last durch äusseren Antrieb, doch gestattet auch die Becker’sche Konstruktion die Sicherheit der Selbsthemmung so weit zu beschränken, dass der erforderliche Rücktrieb eine sehr massige Kraft konsumirt.

Um bei Winden mit gewöhnlichem Räderbetrieb die Selbsthemmung des Lastniederganges durch Einschaltung eines Kuppelzapfens mit Drucklager zu erzielen, schlägt Becker vor, die Lastkette von der Trommel aus so über eine Leitrolle zu führen, dass die Rolle einen Achsendruck durch den Kettenzug empfängt. Dieser Druck lässt sich dann weiter zur Bremsung in der Weise ausnutzen, dass man die Leitrolle in einer Gabel lagert, deren Stiel die Bremswelle umschliesst und auf dieser, in der Achsenrichtung verschiebbar, den Anpressungsdruck der Friktionskuppelung vermittelt. Die weitere Anordnung ist in analoger Weise wie oben besprochen durchzuführen, um beim Lastaufwinden die Bremswelle auf der kleinen Spurzapfenfläche des Kuppelzapfens laufen zu lassen, beim Senken dagegen den Antrieb der Welle durch die Rotation des Friktionskegels in der

Kegelschale des gesperrten Kuppelzapfens zu vernichten. Als Bremswelle lässt sich für diesen Fall entweder direkt eine schnell laufende Triebwelle benutzen, oder eine Hülfswelle einschalten, welche nur den Zweck hat, die nöthige Reibung zur Verhinderung des freiwilligen Sinkens der Last zu erzeugen. Für Winden mit Daumenrädern bietet eine derartige Konstruktion keine Schwierigkeiten, weil die Lastkette hierbei stets in derselben Ebene bleibt. Für Winden mit gewöhnlichen Kettentrommeln würden sich komplicirtere Anordnungen ergeben, da die spiralförmige Aufwickelung der Kette die Ebene des Kettenlaufs verändert.

f. Schlussbetrachtungen über Bremsen.

Aus den vorstehenden Untersuchungen ergeben sich folgende Schlussbetrachtungen. Der Vortheil der Handbremsen, den Bremswiderstand, und damit die Senkgeschwindigkeit der Last, innerhalb weiter Grenzen ganz beliebig variiren zu können, ist andererseits mit der grossen Gefahr verbunden, dass bei fahrlässiger Bedienung der Bremse die Last die zulässigen Geschwindigkeiten überschreitet und Sturzbewegungen annimmt, als deren indirekte Folgen bei plötzlicher Hemmung des Lastniederganges Beschädigungen der Last selbst, Ketten- und Zahnradbrüche auftreten. Bei frei umlaufenden Kurbeln ist hiermit die fernere und für die Arbeiter speciell grössere Gefahr verknüpft , dass sich die Centrifugalkraft der Kurbeln, wie wir früher nachgewiesen haben, bis zu Kurbeldeformationen und Kurbelbrüchen steigert, die tödtliche Verletzungen herbeiführen können. So einfach die Bedienung der Bremsen erscheint, so sehr zeigen doch die praktischen Erfahrungen, dass die angedeuteten Gefahren that-sächlich vorhanden sind. Man findet daher sogar vorhandene Handbremsen nicht selten gar nicht benutzt, sondern zieht es zum Theil vor, der Sicherheit halber das Senken der Last durch das Zeit und Kraft raubende Zurückkurbeln des Triebwerks zu bewirken.

Soweit einfache Handbremsen zur Verwendung gelangen, verdient das Konstruktionsprincip der Sperrradbremsen für Winden mit konstanter Umlaufsrichtung der Bremswelle während des Lastaufwindens den unbedingten Vorzug. Die Sperrradbremsen vereinfachen die Bedienung der Winde durch die Vereinigung von Sperr- und Brems werk und erhöhen die Sicherheit, da der Rücklauf des Triebwerks stets selbstthätig gesperrt ist, bis die Lüftung der Bremse erfolgt.

Die Sperrradbremsen ermöglichen ferner für Winden mit gewöhnlichem Räderwerk die Anwendung eines einfachen Riementriebs mit fester und loser Scheibe und verdienen hierfür ganz besondere Beachtung.

Der Antrieb der Winde erfolgt durch die feste Scheibe; die Ausrückung des Riementriebs kann aber jederzeit geschehen, ohne dass die Last zurücksinkt, und während der Riemen auf der losen Scheibe lauft, lässt sich die Lastsenkung durch Lüftung der Sperrradbremse bewirken und reguliren. Dabei ist die Anordnung derart zu treffen, dass die Riemenausrückung und die Lüftung des Bremshebels durch denselben Mechanismus vermittelt werden, so jedoch, dass die Lüftung⁻ der Bremse erst möglich wird, nachdem der Riemen auf die lose Scheibe übergeführt ist, und umgekehrt der Bremshebel sich wieder in der Ruhelage befindet, sowie die Bremse vollständig gespannt ist, bevor die Überführung des Riemens von der losen auf die feste Scheibe erfolgen kann.

Die Konstruktion der Sicherheitskurbeln, welche durch die Vereinigung des Antrieborgans mit einem Sperrradbremswerk auch vorzüglich für hochgelegene Winden mit Haspelrad antrieb empfehlenswerthe Vereinfachungen bietet, beseitigt von den beiden mit Handbremsen verbundenen Gefahren nur die eine, die für die Arbeiter selbst, durch die Zwangsausschaltung der Kurbel beim Rücklauf des Triebwerks; aber in Bezug auf die Sicherheit gegen die Überschreitungen der zulässigen Lastsenkgeschwindigkeit gewähren auch diese Anordnungen mit eingefügter Bremskuppelung keine grösseren Vortheile als die isolirten Sperrradbremsen.

Eine zuverlässige Regulirung der Senkgeschwindigkeit lässt sich nur durch selbstthätige Bremsen erreichen.

Die Centrifugalbremsen lösen die Aufgabe durch Beschränkung der Maximal-Umlaufsgeschwindigkeit des Triebwerks und erscheinen in dieser Beziehung als eine durchaus unentbehrliche Sicherheitsvorrichtung für grössere Winden mit Hand- und Dampfbetrieb, aber sie setzen die gleichzeitige Anordnung eines Brems-Sperrwerks mit Handregulirung voraus, um die Lastsenkung überhaupt einzuleiten und aufzuheben.

Mit Rücksicht hierauf verdienen die selbstthätigen Lastdruckbremsen für kleinere Konstruktionen, bei denen es sich in erster Linie um eine möglichst einfache und kompendiöse Anordnung handelt, besondere Beachtung. Die Lastdruckbremsen wirken ohne Erhöhung der Widerstände des Triebwerks beim Lastaufwinden, indem die Bremse erst durch den angestrebten Rücklauf in Thätigkeit gesetzt wird, da aber die kompendiöse Konstruktionsform eine so kräftige Wirkung des Bremswerkes voraussetzt, dass die Bremse die aufgewundene Last frei schwebend hält, so erfordert jede Lastsenkung die Überwindung des Überschusses der Bremswirkung durch eine äussere Antriebkraft, welche den Rüeklauf des Triebwerks unterstützt.

Die Sicherheit dieses Konstruktionsprincips gegen Überschreitungen der zulässigen Senkgeschwindigkeiten wird also hier durch einen wenn auch geringen Aufwand an motorischer Kraft erkauft.

C. Ausg'eführte Räderwinden.

Nach der vorstehenden Erörterung der Details gehen wir zur Besprechung der zusammengesetzten Konstruktions-Dispositionen der Räderwinden über, welche für verschiedene Zwecke und Bedürfnisse der Praxis entstanden sind, und folgen hierbei der bereits früher aufgestellten Ein-theilung, wonach zunächst

1.    die Winden mit Stirnräderwerk und horizontaler Trommel,

2.    die Winden mit Stirnräderwerk und vertikaler Trommel

und schliesslich

3. die Zahnstangenwinden in Betracht zu ziehen sind.

1. Winden mit Stirnräderwerk und horizontaler Trommel.

Stirnräderwinden mit horizontaler Trommel werden ausgeführt

a.    als gewöhnliche Bock- oder Konsolwinden,

b.    als Kippwinden,

c.    als fahrbare Winden,

d.    als Aufzüge,

e.    als Krahne,

f.    als Flaschenzüge.

a. Bock- und Konsolwinden.

Die Bockwinden haben ihren Namen von dem bockartigen Gestell, in welchem das ganze Maschinenwerk der Winde gelagert ist. Dieselben finden hauptsächlich Verwendung in Magazinen und auf Bauplätzen und werden daher nicht selten einfach als Magazin- oder Bau winden bezeichnet, auch ist die Benennung Kabelwinde gebräuchlich, falls derartige Winden, wie vielfach, mit Seiltrommeln ausgerüstet sind. Das Bockgestell gestattet die Aufstellung auf jedem beliebigem Fussboden, oder auf einer Gerüstplattform, und die Anwendung von Leitrollen macht den Aufstellungsort der Winde unabhängig von der Lastförderbahn. Läuft das Lastseil von der Trommel infolge der Leitrollenanordnung zunächst aufwärts, oder horizontal, so ist das Bockgestell mit dem Fussboden zu verschrauben oder zu verankern.

Die Konsolwinden dienen denselben Zwecken wie die Bockwinden, und unterscheiden sich von diesen nur dadurch, dass das Maschinengerüst in Konsolform ausgeführt ist, um eine Befestigung an vertikalen Flächen, an Wänden, hölzernen Stielen u. s. f. zu gestatten. Infolge dieser Befestigungsweise bezeichnet man die Konsolwinden auch wohl als Wandwinden.

Bisweilen werden Bock- und Konsolwinden benutzt, um Lasten mit Hülfe eines freistehenden Gerüstes, eines einfachen Dreibeins, vom Erdboden zum Verladen auf Transportfahrzeuge emporzuwinden, wobei die Winde entweder als Bockwinde eine isolirte Aufstellung erhält, oder auch als Konsolwinde direkt am Dreibeingerüst festgeschraubt wird.

In den meisten Fällen hängt in der Spitze des Dreibeins eine einfache Leitrolle, über welche die Lastkette oder das Seil von der Last zur Winde geführt ist. Nur für sehr grosse Lasten wird mit der Winde ein Flaschenzug kombinirt und dann der Flaschenzug statt der einfachen Leitrolle in die Spitze des Dreifusses eingehängt.

Die gewöhnlichen Dreibeine, welche sich auf vielen Fabrikhöfen finden, sind in primitiver Weise aus Holz konstruirt und häufig zu diesem Zweck nur roh zugerichtete Baumstämme pyramidal zusammengestellt und in der Spitze durch einen Durchsteckbolzen verbunden.

Hin und wieder werden derartige hölzerne Dreibeine sogar auch nur mit einfachen hölzernen Wellbäumen und Druckspeichenrädern statt mit eisernem Windenwerk ausgerüstet.

Bei sorgfältigeren Ausführungen ist die Winde selbstverständlich stets aus Eisen konstruirt und zur Vereinigung der Gerüstbäume wird alsdann eine gusseiserne Haube angeordnet.

Schwere Dreibeine, die sich auf einzelnen Bahnhöfen zum Verladen grosser Stückgüter finden, sind ganz aus Eisen hergestellt.¹)

Die einfachen Bock- und Konsolwinden bilden bezüglich der Anordnung' des Triebwerks die Grundformen für alle anderen Winden mit Stirnräderwerk, und die Rechnungen, welche für die Konstruktion des Triebwerks dieser Winden durchzuführen sind, bleiben naturgemäss unabhängig von der Gerüstform der Maschine, sind also für Krahne dieselben wie für Bau winden , falls nur das Triebwerk aus denselben Elementen zusammengesetzt ist.

ce. Winden mit Handbetrieb.

Bockwinde für 20 Ctr. Last von E. Becker in Berlin.

Eine Bockwinden-Konstruktion von E. Becker ist auf Taf. 5 durch die Fig. 2 bis 4 veranschaulicht.

Die Winde ist eine Kabelwinde mit doppeltem Vorgelege, das ebenso wie die Trommelwelle in den Augen des gusseisernen Bockgestells gelagert ist. Die Wangen des Gestells sind durch drei Spannstangen mit einander verbunden. Durch die Verschiebbarkeit der Kurbelwelle ist die Möglichkeit geboten das Zwischenvorgelege auszuschalten und somit kleinere Lasten mit einfachem Vorgelege zu heben. Die Uberfallklaue K sichert in Verbindung mit den Wellenbunden E und F #die jedesmalige Position der Kurbelwelle. In der gezeichneten Position steht das Kurbelwellentriebrad in direktem Eingriff mit dem Trommelrade und das Zwischenvorgelege läuft, ohne an der Kraftübertragung theilzunehmen, leer mit. Soll die Winde mit doppeltem Vorgelege arbeiten, so ist die Überfallklaue auszuheben, und, nachdem die Kurbelwelle in die äusserste Position nach links verschoben ist, hinter den Wellenbund F wieder einzulegen. Alsdann arbeiten die Räder A und C zusammen und das Trommelrad empfängt erst durch das Triebrad B die Antriebbewegung. Um die Kurbelwelle für die Lastsenkung ganz ausser Eingriff zu setzen, ist dieselbe in die mittlere Position zu verschieben, so dass die Überfallklaue zwischen die Wellenbunde E und F einfällt.

Der Lastniedergang- wird durch die Sperrradbremse ML regulirt, welche auf der Zwischenvorgelegewelle angeordnet ist und im Ruhezustände die aufgewundene Last in jeder Höhe frei schwebend hält. Konstruktion und Wirkungsweise dieser von E. Becker als „Festbremse“ bezeichneten Anordnung, welche die Bedienung der Winde vereinfacht und die Sicherheit derselben erhöht, ist früher S. 173 eingehend besprochen. Zu bemerken ist schliesslich noch, dass die Anordnung der Vorgelege entgegengesetzten Antrieb der Kurbelwelle bedingt, je nachdem man mit einfachem oder doppeltem Vorgelege arbeitet. In beiden Fällen erfolgt aber die Umdrehung der Zwischenvorgelegewelle im selben Sinne, da deren Eingriff mit dem Trommelrade unverändert bleibt. Hierdurch ist ein richtiges Funktioniren der Sperrradbremse gesichert, welche das Aufwinden der Last nicht hindern darf.

Berechnung des Triebwerks.

Die Maximallast von 1000 kg bedingt nach der Tabelle S. 15 ein Hanfseil vom Durchmesser ô = 36 mm und dementsprechend nach Gleichung 97 einen Trommeldurchmesser D — 7Ô — 252 mm. Die Ausführung zeigt nur wenig hiervon abweichend D — 240 mm.

Der Lastarm ist ohne Rücksicht auf die Vergrösserung durch die Seilsteifigkeit demnach

240 + 36

= 138 mm

zu setzen.

Der Antrieb der Winde erfolgt durch zwei Arbeiter und ist zu dem Zweck die Kurbelwelle mit Doppelkurbeln von je 370 mm Armlänge ausgestattet.

Setzt man für die erste Überschlagsrechnung den Kurbeldruck pro Arbeiter = 14 kg, so ergiebt sich mit den vorstehenden Werthen zunächst ohne Berücksichtigung der schädlichen Widerstände

Lastmoment

Kraftmoment 2 . 14 . 370

1000 . 138

=    13-

Da stärkere Räderumsetzungen als 1 : 8 bis höchstens 1 : 10 nicht empfehlenswerth sind, folgt die Nothwendigkeit eines doppelten Vorgeleges.

Setzt man der Tabelle S. 112 entsprechend den Wirkungsgrad ^ der Seiltrommel 0,91 und die Wirkungsgrade rj.₂ und der Zahnrädervorgelege, dem Durchschnittswerth der Formel 162 entsprechend, ebenfalls je =0,91, so ergiebt sich das totale Güteverhältniss des Windentriebwerks nach Gleichung 4

V =    = °)9l3 = oJ °)75-

Berücksichtigt man die hierdurch zunächst annähernd veranschlagten Effektverluste, so ist statt der Maximalnutzlast Q = 1000 kg nach Gleichung 5

1000

0,75

(V

1333 kg

in Rechnung zu setzen, und wir erhalten mit dem früheren Werthe für das Kraftmoment

Totales Last- Widerstandsmoment

Kraftmoment

2.14.370

= 00 17,8.

Das Umsetzungsverhältniss 17,8 : 1 ist mit Rücksicht auf die Noth-wendigkeit eines doppelten Vorgeleges in zwei einzelne Räderumsetzungen aufzulösen. Wählt man das ausschaltbare Umsetzungsverhältniss zwischen der ersten und zweiten Vorgelegewelle = 2,4, so ist die Umsetzung zwischen der zweiten Vorgelegewelle und der Trommel welle

2,4

== 74

anzunehmen.

Die Zähnezahl der kleinsten Triebräder ist in der Ausführung auf 9 beschränkt, und demgemäss würde den aufgestellten UmsetzungsVerhältnissen entsprechend das grössere Rad des Zwischenvorgeleges 2,4 . g = 21,6 und das Trommelrad 7,4 . 9 = 66,6 Zähne erhalten. Die ausgeführten Räder haben 21 und 66 Zähne.

Der stärkste Zahndruck tritt am Trommelrade auf, und die Zahn-theilung, welche hierfür erforderlich ist, erhalten in der vorliegenden Konstruktion auch alle übrigen Zahnräder, da das Triebrad der Kurbelwelle, je nachdem man mit einfachem oder doppeltem Vorgelege arbeitet, direkt mit dem Trommelrade oder mit dem Zahnrade der zweiten Vorgelegewelle in Eingriff steht.

Die Theilung bestimmt sich nach Formel 154

t = 2,42

Unter Berücksichtigung der Seilsteifigkeits- und Zapfenreibungswiderstände ist für das Lastmoment

1000 . 138

0,91

zu setzen, und da Z = 66, ergiebt sich

t = 2,42

1000.138

0,91.66

= cv 32 mm.

In der Ausführung ist die Theilung = iV₄" = 32,7 mm gewählt.

Die Theilkreisradien ergeben sich nach der Formel

zt

Hieraus folgt für das Trommelrad mit 66 Zähnen R = 343 mm,

für das 21 zahnige Rad der Zwischen-Vorgelegewelle

R — 109 mm

für die 9 zahnigen Triebräder R = 46,5 mm.

Die Wellenstärken sind mit Hülfe der Formel 148 zu berechnen, wonach der Durchmesser derselben

und schliesslich

d — 1,02

j)m

zu wählen ist.

Unter Berücksichtigung der schädlichen Widerstände ist das Moment der Trommel welle

1000 . 138

0,91

mithin der Durchmesser der Trommelwelle

d — 10,2 T/JL38

\ 0,91

= 54 mm.

In der Ausführung findet sich d — 52 mm.

Das Torsionsmoment Ml der Vorgelegewelle verhält sich unter vorläufiger Vernachlässigung der schädlichen Widerstände derselben zum Torsionsmoment der Trommelwelle wie die Theilkreisradien der zugehörigen Umsetzungsräder, demnach

J/,

1000

• 138    46,5

0,91

343

und unter Berücksichtigung der schädlichen Widerstände des Vorgeleges, welche den Wirkungsgrad desselben auf 0,91 herabsetzen, genauer

46,5

rooo . 138

0,91

343 ■ 0,91 '

Mithin der Durchmesser der Zwischenvorgelegewelle

dx - i ,02 y.

1000. 138.46,5 0.9** • 343

=    29 mm,

Mit Rücksicht auf die gleichzeitige Biegungsbeanspruchung, welche diese Welle durch den Zahndruck des von den Lagerstellen etwas entfernt liegenden Antriebrades der Kurbelwelle empfängt, ist in der Ausführung der Durchmesser auf 36 mm verstärkt.

Die Kurbelwelle schliesslich ist ebenfalls in sehr naher Übereinstimmung mit unserer früher aufgestellten Formel 92, wonach dieselbe 31 mm stark auszuführen sein würde, 33 mm stark gewählt.

Kontrollirt man nachträglich, nachdem nunmehr alle einzelnen Abmessungen festgestellt sind, das Güteverhältniss der ganzen Konstruktion, welches in den bisherigen Rechnungen nur schätzungsweise berücksichtigt war, so ergiebt sich in genauer Übereinstimmung mit unseren Annahmen der Wirkungsgrad der Trommel welle

n 1 - °>9¹>

denn dieser Tabellenwerth für 36 mm starke Lastseile ist unter der Voraussetzung entwickelt, dass nach Gleichung 124 der Zapfenradius der Trommelwelle q = 0,75 d = 0,75.36 = 27 mm sei, und in der Ausführung findet sich in fast vollkommener Übereinstimmung hiermit q = 26 mm, während auch der Trommeldurchmesser nahezu der Grundannahme entspricht, dass derselbe gleich dem siebenfachen Seildurchmesser ist.

Für den Wirkungsgrad der mittleren Vorgelege welle ist nach der Tabelle über den Wirkungsgrad der Zahnräder für die Werthe z — 9 und

- = ^ das Güteverhältniss = 0,94 anzunehmen, während sich der Wirkungsgrad dieser Vorgelegewelle bezüglich der Zapfenreibung nach der Tabelle

S. 138, für die Werthe ~    ~ =cvo,3 und

0,97 bestimmt.

Auch der totale Wirkungsgrad der mittleren Vorlegewelle ergiebt sich also in Übereinstimmung mit der früheren schätzungsweisen Annahme,

93    ¹

2 R ~ 218 ~ °° 2,4 ZU

^2 = o,94-o,97 = 0,91.

Der Wirkungsgrad der Kurbel welle bestimmt sich für den Fall, dass dieselbe mit dem Zwischenvorgelege in Eingriff steht, bezüglich der Zahnreibung, für die Werthe

2,4

— OJ -- — CV 0,925,

ferner bezüglich der Zapfenreibung, für die Werthe

II

vO IOJ tu !uj

F O r—

0° I ¹⁻¹

O'

Mithin der totale Wirkungsgrad der Kurbelwelle = 0,925.0,974 = 0,90, während für die bisherigen Rechnungen 0,91 angenommen war.

Arbeitet die Winde mit doppeltem Vorgelege, so ist demnach ihr Güteverhältniss

rj = 0,91.0,91 . 0,90 = 0,745.

Die geringe Differenz, welche zwischen diesem Werthe und dem bisher für den Konstruktionsentwurf angenommenen rj =0,75 besteht, erhöht den Kurbeldruck nur sehr unwesentlich.

Bezeichnet man den totalen Kurbeldruck, welcher zum Aufwinden der Maximallast erforderlich ist, mit x, so ergiebt sich, unter Berücksichtigung des genaueren Werthes für den Wirkungsgrad der ganzen Winde, das Umsetzungsverhältniss

21.66

1000 . 138

= 29,3 kg,

o,745

d. h. pro Kurbel ist ein Druck von <>j 14,6 kg aufzuwenden, während wir ursprünglich 14 kg als Maximaldruck vorausgesetzt hatten.

Nimmt man 0,7 m Kurbelgeschwindigkeit an, so bestimmt sich die Lastfördergeschwindigkeit v durch die Beziehungsgleichung

1000

Kt45~ * = ²9’3 • °>7>

d. h. v — 0,015 m pro Sekunde.

Steht die Kurbelwelle in direktem Eingriff mit der Trommelwelle, so ermittelt sich ihr Güteverhältniss bezüglich der Zahnreibung aus den bereits mehrfach citirten Tabellen für die Werthe

00 y zu 0,94

^=9und|=|-

und bezüglich der Zapfenreibung für die Werthe

B = i = ~ °-3 ™d i =

46,5 _

370

= zu 0,974.

Für diesen Fall ist demnach der totale Wirkungsgrad der Kurbelwelle

= 0,94.0,974 = po 0,916

zu setzen.

Arbeitet die Winde nur mit einfachem Vorgelege, so ist ihr Güteverhältniss

rj = 0,91 . 0,916 = 0,834.

Bezeichnet man mit y die Maximallast, welche sich bei 14 kg Kurbeldruck an jeder der beiden Kurbeln mit einfachem Vorgelege heben lässt,

so bestimmt sich der Werth von y, unter Berücksichtigung des vorstehenden Wirkungsgrades, durch die Bedingungsgleichung

y • 138

0,834

li

2 . 14.37O

y - 459 kg = cv 9 Ctr.

Die Lastfördergeschwindigkeit beträgt für diesen Fall, abermals 0,7 m Kurbelgeschwindigkeit vorausgesetzt, v — 0,036 m pro Sekunde, da die Bedingung besteht

^Ï34 • V = 28 • 0,7.

Mit einfachem Vorgelege lassen sich also Lasten von 9 Ctr. bis etwa zu 10 Ctr. noch gut bewältigen, und ein Arbeiter hebt 4,5 bis 5 Ctr., respektive 10 Ctr., je nachdem er mit einfachem oder doppeltem Vorgelege windet.

Wendet man statt des Lastseils eine Kette an, so erhöht sich das Güteverhältniss der Trommelwelle von 0,91 auf 0,97, und es ergiebt sich alsdann der Wirkungsgrad der ganzen Winde bei Benutzung des einfachen Vorgeleges

ri = 0,97.0,916 = 0,89,

und bei Einschaltung des doppelten Vorgeleges

rj = 0,97 . 0,91 . 0,90 = 0,794.

Berechnung des Bremswerkes.

Der Radius der Bremsscheibe ist 120 mm.

Bezeichnet man mit U₀ die auf den Umfang der Bremsscheibe reducirte ideelle Antriebkraft der Maximallast, so ergiebt sich infolge der Räderumsetzung zwischen Trommelwelle und Bremswelle

^ 156 kg.

1000. T38.9 66 . 120    —

Diese Umfangskraft vermindert sich durch die Effektverluste der Trommelwelle und der Vorgelege welle, und reducirt sich den oben ermittelten Güte Verhältnissen dieser Wellen entsprechend die effektive Umfangskraft U, welche durch die Reibung des Bremsbandes zu vernichten ist, auf

U-Uü. 0,91 . 0,91 = 156.0,83 = cx> 130 kg.

Der Theilkreisradius des Sperrrades ist 75 mm, mithin der Maximaldruck gegen die Sperrzähne

130 . 120    ₀ ,

-    = 208 kg.

Die Theilung des Sperrrades bestimmt sich mit Rücksicht auf die erforderliche Festigkeit unter der Voraussetzung, dass die Zahnbreite b gleich der halben Theilung gewählt wird nach Formel 182

s = 1,4 V P = 1,4 V 208 = cv2o mm.

Um die Zähnezahl zu beschränken, ist die Theilung in der ausgeführten Konstruktion unter Anordnung von 8 Sperrzähnen auf circa 60 mm erhöht.

Zur Berechnung der Differentialbremse ist Formel 194 zu benutzen, wonach der Anpressungsdruck des Bremshebels

ist.

P by — b.j e ‘UK

fxa_

Im vorliegenden Fall ist

P, die Umfangskraft in der Bremsscheibe, 130 kg, a, der Hebelarm der konstanten Gewichtsbelastung des Bremshebels, 520 mm,

by, der Hebelarm des Bremsbandzuges im schwächer gespannten Trum, 80 mm,

b₂, der Hebelarm des Bremsbandzuges im stärker gespannten Trum, 30 mm,

e Pa, nach der Tabelle für die Spannungskoefficienten S. 165, = c'o 2, da das Verhältniss des vom Bremsband umspannten Bogens zum

ganzen Umfang sich aus der Zeichnung = -f- = 0,625 ergiebt.

Mit diesen Werthen folgt:

130    80 — 30.2

2 — 1

520

5 kg.

Das Gewicht des Bremshebels selbst beträgt ungefähr 3 kg. Reducirt man dasselbe auf den Befestigungspunkt des gusseisernen Belastungsgewichtes, so ergiebt sich für diesen Punkt die Wirkung =00 1,8 kg, so dass die gusseiserne Scheibe selbst nur etwa 3 kg schwer auszuführen ist. Im übrigen ist schon bei der früheren Besprechung der Bremse darauf hingewiesen, dass eine genaue Einstellung des Belastungsgewichtes durch Versuche mit der voll belasteten Winde vorzunehmen ist. Zu diesem Zweck ist das Gewicht verschiebbar und wird durch eine Stellschraube fixirt.

wonach

Zur Berechnung des Bremsbandes ist Formel 192 zu benutzen,

ÓÓ = Pj-

efxa

Wählt man der Ausführung entsprechend ô— 1,5 mm, und setzt die zulässige Materialspannung k = 7 kg pro qmm, so folgt mit den früher ermittelten Werthen:

13°

=    25 mm.

7-i,5    2—1

Auch diese Abmessung- stimmt mit der Ausführung, denn die totale Bremsbandbreite beträgt zwar 40 mm, dieselbe wird aber durch die Scharnierausschnitte, in welche der Spannhebel eingreift, um 15 mm abgeschwächt.

Wandwinde der Mannheimer Maschinenfabrik.

Eine Wandwinde der Mannheimer Maschinenfabrik von Mohr & Federhaff ist in Fig. 119 dargestellt und die Hauptabmessungen dieser Kon-

MIM

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St

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Fig. XI9.

struktion für 150, 300 und 600 kg Nutzlast an der Trommel sind aus der umstehenden Tabelle, S. 221, ersichtlich.

Die Winde ist mit einfachem Vorgelege konstruirt. Sperrrad und Bremsscheibe sind auf die Trommelwelle gesetzt und die Kurbel welle ist ausrückbar angeordnet, um dieselbe während des Lastsenkens ausschalten

zu können. Zum Heben kleinerer Lasten, oder um das leere Seil rasch auf- oder abzuwickeln, kann die Kurbel direkt auf die Trommelwelle aufgesteckt werden.

No. o. 150 kg. No. i. 300 kg. No. 2. 600 kg. direkte Tragkft. direkte Tragkft. direkte Tragkft.

Anzahl der Zähne des Getriebes .    .

15

14

13

99

„ Rades

60

76

83

Theilung der Zähne in Millimeter .

15

17^6

21,6

Breite

99

99

99

99

35

45

50

Länge der Trommel „

Durchmesser der Trommel in Millim. Länge der Kurbel Ungefähres Gew. d. Maschine in Kilogr

99

99

195

230

230

Ui <-> Ln

O O <~n

Ln    O

C4    00    H-.

Bockwinde mit dreifachem Vorgelege von Tangye.

Eine schwere Bockwinde mit dreifachem Vorgelege aus der Fabrik von Tangye Brothers für Lasten von 12 bis 18 tons an der Trommel ist in Fig. 120, S. 222, skizzirt.

Auch hier ist die Anordnung so getroffen, dass die Kurbel, je nach Bedürfniss, auf jede einzelne der verschiedenen Vorgelegewellen aufgesetzt werden kann, um leichtere Lasten mit geringeren Umsetzungsverhältnissen schneller aufwinden zu können. Zu diesem Zweck endigt jede Vorgelegewelle in ein Kurbelvierkant. Die Bremse sitzt auf der Vorgelegewelle, welche mit dem Trommelrade in Eingriff steht, und wird, um eine kräftige, sichere und konstante Wirkung zu erzielen, durch eine Schraubenspindel vermittelst eines Handrades angezogen und festgestellt. Das Eigengewicht der Winde ist von der Fabrik für 12 tons Nutzlast zu 1250 kg, und für 18 tons Nutzlast zu 1750 kg angegeben.

Reicht die Kraftumsetzung des Räderwerks einer Winde nicht zur Bewältigung der Last aus, oder ergiebt sich durch die Grösse der Last die Nothwendigkeit eines mehr als dreifachen Vorgeleges, so bietet die Einhängung einer losen Rolle in die Lastkette, oder die Kombination einer Winde mit einem mehrrolligen Flaschenzug, dessen Zugkette dann erst auf die Windentrommel geleitet wird, ein einfaches und vielfach benutztes Mittel, um das Umsetzungsverhältniss zu erhöhen. Mehr als drei Räder Vorgelege wendet man mit Rücksicht auf die bedeutende Steigerung der Effektverluste durch die Vermehrung der Vorgelege nicht an. Über die Verminderung des Wirkungsgrades einer Winde durch Ein-

Schaltung- einer losen Rolle oder eines Flaschenzuges geben die früheren Untersuchungen über die Rollenzüge Aufschluss. Specielle Beispiele für derartige Anordnungen werden mehrfach in dem späteren Abschnitt über Krahnwinden zu berücksichtigen sein.

¹

Ein derartiger eiserner Dreifuss für 300 Ctr. Last findet sich beispielsweise auf dem Berliner Bahnhof zu Halle a /S. Für so grosse Lasten und speciell für die Bedürfnisse der Eisenbahn dürften die später zu besprechenden und thatsächlich auch viel mehr verbreiteten Bockkrahne mit Laufkatze empfehlenswerther sein.

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Fig. 120.

Friktionswinde der Kölnischen Maschinenbau-Aktien-Gesel/schaft.

Die auf Taf. 6 in Fig. i und 2 dargestellte Friktionswinde liefert ein Beispiel für eine Windenkonstruktion mit Doppeltrommeln, auf denen das Lastseil bei geringer Spannung des ablaufenden Trums durch die Umfangsreibung bei wiederholter Umschlingung der Trommeln festgehalten wird. Die Trommelnuthen sichern die konstante Führung des Seillaufs.

Aus der Zeichnung ist ersichtlich, dass die Winde mit dreifachem Vorgelege ausgerüstet ist. Die Verschiebbarkeit der ersten Welle gestattet das erste Vorgelege auszuschalten und nur mit doppeltem Vorgelege zu arbeiten. Zu dem Zweck sind dann auch die Handkurbeln von der ersten Welle abzunehmen und auf die Vierkante der zweiten Welle, auf welcher die Bremsscheibe und die Zahnräder b und c placirt sind, aufzusetzen. Die letzte Vorgelegewelle steht durch das Triebrad e gleichzeitig mit den beiden Trommelrädern f im Eingriff, so dass, wie dies für die Wirkung der Winde erforderlich ist, beide Trommeln mit gleicher Geschwindigkeit im gleichen Sinne umgetrieben werden.

Die Winde ist für 5000 kg Maximallast bestimmt und hierfür als Lastseil ein Hanfseil von 78 mm Stärke vorausgesetzt.

Nehmen wir eine dreimalige volle Umschlingung der Seiltrommeln an, entsprechend einem totalen Umschlingungswinkel a = £>n, so ist nach Gleichung 98 die erforderliche Spannung des ablaufenden Trums:

e u (C

— 0,00186 Q,

falls man den Seilreibungskoefficienten fi = 0,33 setzt.

Für die vorliegende Maximallast Q — 5000 kg ergiebt sich dann

S = 9,3 kg.

Diese Spannung' erhält das ablaufende Trum schon bei geringer frei herabhängender Länge durch das Eigengewicht, da das benutzte Seil pro Meter Länge 4,8 kg wiegt.

a.

Der Wirkungsgrad der Doppelfriktionstrommeln bestimmt sich für die angenommene dreifache Seilumschlingung durch Gleichung 128

Vi =

0,9965 ~f 2,2699

Hier ist der Seilwiderstandskoefficient = 0,018 d² = 0,018 . 78², der Zapfenreibung'skoefficient = 0,08, ferner der Zapfenradius der Trommelwelle q = 50 mm und der Trommelradius R = 500 mm, mithin

Vi 0,9965 + 2,2699 . 0,1175 *

— tv 0,8.

Setzt man für den Wirkungsgrad der einzelnen Zahnrädervorgelege, dem Durchschnittswerth entsprechend, 0,91, so ergiebt sich der totale Nutzeffekt der Friktionswinde

i) = 0,8 . 0,91³ = 00 0,6.

Bezeichnet man schliesslich zur Bestimmung des erforderlichen motorischen Antriebs den totalen Kurbeldruck mit x, so ist für die aus dem

Räderverzeichniss, Tafel 6, ersichtlichen Umsetzungsverhältnisse und für die aus der Zeichnung- zu entnehmende Kurbelarmlänge = 450 mm, unter Vernachlässigung der Unterstützung, welche für das Lastaufwinden aus der geringen Spannung des ablaufenden Trums folgt,

5000.500.10.10.13 0,6.450.75.69.60

x = 38,7 kg.

Bei vier Arbeitern hat demnach jeder einzelne nahezu 10 kg Kurbeldruck zu leisten.

Die Kölnische Maschinenbau-Aktien-Gesellschaft baut derartige Friktionswinden, welche sich vor allem da empfehlen, wo lange und wechselnde Seillängen aufzuwinden sind, auch mit Dampfbetrieb mit geneigten Cy-lindern und Coulissenumsteuerung.

Bauwinde mit Kettennuss.

— Konstruktionsmodell der Duisburger Maschinenbau-Aktien-GeSeilschaft. —

Eine kleine Bauwinde mit kalibrirter Kette und Kettennuss nach einem Modell der Duisburger Maschinenbau - Aktien - Gesellschaft ist in Fig. 121, S. 225 skizzirt. Um die Konstruktion möglichst einfach auszuführen, ist von der Einschaltung eines Bremswerkes Abstand genommen und nur ein Sperrrad angeordnet. Etwa zu senkende Lasten müssen also heruntergekurbelt werden, während man, um die leere Kette zurückzuführen, am besten die Kurbel frei lässt und die Kette direkt zurückzieht. Die Einfachheit der Konstruktion wird demnach, abgesehen von der kompendiösen Anordnung, welche die Anwendung einer Kettennuss sichert, nicht unwesentlich auf Kosten der Bequemlichkeit bei der Bedienung der Winde erkauft. Aus der Figur ist ferner ersichtlich, dass nur ein Vorgelege vorhanden ist, und dass die Umspannung der Kettennuss durch eine besondere Führungsrolle für die Lastkette mit glattem Umfang gesichert wird.

Bei der Anwendung von kalibrirten Ketten empfiehlt es sich dringend, um nachtheilige Dehnungen zu vermeiden, die Ketten nicht bis zu der Grenze zu belasten, welche für gewöhnliche Ketten von gleicher Stärke als zulässig garantirt wird. Diese Vorsicht ist um so mehr geboten, als kalibrirte Ketten häufig in den Kettenfabriken nicht mit erhöhter Belastung probirt werden und daher nicht selten mit Schweissfehlern in den Handel kommen. Schwächere Ketten belastet man aus diesen Gründen meist nur bis zur Hälfte der sonst garantirten Tragfähigkeit.

Für 500 kg Nutzlast ist demnach eine Kette von 10 mm Stärke anzuwenden , deren garantirte Tragfähigkeit nach den Kettentabellen zu 1000 kg angegeben ist.

Der Theilkreisradius der zugehörigen Kettennuss ist nach der Tabelle S. 108 bei 5 Daumen = 40,79 mm.

Das Güteverhältniss der Kettennuss ist nach Formel 135 zu 0,944 anzunehmen, und demnach das effektive Lastmoment der Winde

= ~ 21605.

0,944    o

Soll die Last durch einen Arbeiter mit einer Kurbel von 350 mm Armläng-e gehoben werden, so ergiebt sich, falls man unter vorläufiger

iiîSl

Ill

IN

Bl

Fig. 121.

Vernachlässigung der Effektverluste durch Zahn- und Zapfenreibung den Kurbeldruck nur zu 12 kg annimmt

Lastmoment

Kraftmoment

21605

'2-350

=    5-

Es genügt also ein einfaches Vorgelege mit dem Umsetzungsver-hältniss 1 : 5.

Wählt man für das Triebrad 12 Zähne, so würde das Rad auf der Kettennusswelle demnach 60 Zähne erhalten.

Die Zahntheilung bestimmt sich nach Formel 154 durch

= 2,42

= cv 17 mm.

Es empfiehlt sich die Theilung auf 20 mm zu verstärken, da so schwache Theilungen leicht durch plötzliches Anrücken der Kurbel zu Zahnbrüchen führen, wenn sie auch bei ordnungsmässigem Betrieb vollständige Sicherheit bieten.

Bei 20 mm Theilung ergeben sich die Theilkreisradien der beiden Räder mit 12 und 60 Zähnen gleich 38,2 mm und 191 mm.

Der Kurbelwellendurchmesser ist nach Formel 92

d = 31 mm.

Für das Güteverhältniss des Vorgeleges ergiebt sich mit Rücksicht auf die Effektverluste durch Zahnreibung aus der Tabelle S. 136 für

z—\2 und ~    0,952,

und mit Rücksicht auf die Effektverluste durch die Zapfenreibung aus der Tabelle S. 138 für die vorliegenden Werthe

L ₌ l±.=

r 38

cv 0,4 und jg =

38

350

mithin das totale Güteverhältniss des Vorgeleges

*12 = 0,952.0,97 = 0,923,

und der Wirkungsgrad der ganzen Windenkonstruktion

n~rl\ rl2 = 0-944 • 0,923 = 0,87.

Bezeichnen wir den effektiven Kurbeldruck mit x, so bestimmt sich derselbe nach den vorstehenden Ermittelungen durch die Bedingungsgleichung

500    40,79 i

0,87 ’    5 '330

Bestimmen wir schliesslich noch den Durchmesser der Kettennusswelle, so ergiebt sich für denselben nach Formel 148,

d₂ = 1,02 \M — 1,02 V 21605 = oj 29 mm.

Mit Rücksicht auf die Abschwächung durch die Keillager ist eine Verstärkung dieser Welle auf etwa 35 mm geboten.

Die Fabrik liefert derartige Winden für

500    1000

mit 10    11,5

1500 und 3000 kg Nutzlast 13 und 18 mm Kettenstärke.

Konsolwinde mit Galle’’scher Gelenkkette von Zobel, Neubert & Co. in

Schmalkalden.

Eine Konsolwinde mit Galle’scher Gelenkkette von Zobel, Neubert &Co. in Schmalkalden für 1000 kg direkte Last an der Trommel, veranschaulichen die Figuren 5 u. 6 auf Taf. 5. Die Winde ist mit einfachem Vorgelege und Doppelkurbeln ausgestattet.

Die Zuleitung der Kette wird für die Daumenrolle durch eine besondere Führungsrolle gesichert, welche, um die Kettenreibung möglichst zu beschränken, grösser als die Windenrolle gewählt ist. Die Windenrolle hat 8, die Führungsrolle 16 Daumen.

Die Lastsenkung wird durch eine Differential-Hebelbremse regulirt. Die Nutzlast von 1000 kg erfordert nach der Tabelle für die Gelenkketten, S. 2i, eine Kette von 35 mm Baulänge, 22 mm lichter Weite zwischen den Laschen, 12 mm Bolzenstärke und 10 mm Zapfenstärke, bei 4 Platten von je 2 mm Dicke und 26 mm Breite.

Der Theilkreisradius des 8 zahnigen Daumenrades bestimmt sich nach

Formel 34

.    180

2 sin —-

mit Hülfe der Tabelle S. 109 zu

R = 1,3066 L = i,3o66 . 35 = 45,73.

Den Wirkungsgrad des Daumenrades kann man, wie früher hervorgehoben, durch den Werth der Formel 135 genügend genau bestimmen, da die Daumenräder für Gelenkketten nahezu denselben Durchmesser haben, wie die 5daumigen Kettennüsse für kalibrirte Ketten und auch die Zapfendurchmesser der Gelenkketten den gleichwerthigen Eisenstärken gewöhnlicher Gliederketten entsprechen. Die kalibrirten Gliederketten und die Gelenkketten erleiden also analoge Drehungen beim Aufwinden, und im übrigen ist ebenfalls schon früher darauf hingewiesen, dass der Vortheil der Gelenkketten hinsichtlich der sauber bearbeiteten Zapfen durch die Reibung der Laschen an einander mehr oder minder verloren geht.

Setzt man dementsprechend den Wirkungsgrad des Kettendaumenrades

V i = 0-944,

so ist das effektive Lastmoment

¹⁰⁰⁰ • 45-73

0,944

= 48442.

Soll der Antrieb der Winde durch zwei Arbeiter an zwei getrennten Kurbeln von je 375 mm Armlänge erfolgen, und rechnet man auf einen Kurbeldruck von 14 kg für jeden Arbeiter, so ergiebt sich unter vorläufiger Vernachlässigung der Effektverluste des Vorgeleges

Lastmoment

Kraftmoment

48442

2 - 14-375

= <^> 4,6.

Wählt man ein Vorgelege mit dem Umsetzungsverhältniss 1 : 5, giebt dem Triebrade 12, und dem grösseren Zahnrade dementsprechend 60 Zähne, so folgt aus der bereits mehrfach benutzten Formel für die Zahntheilung

t — 2,42

2,42

1/4844.3

= rv 23.

Diese Theilung bedingt Theilkreisradien von 44 und 220 mm.

Das Güteverhältniss des Vorgeleges ermittelt sich auf Grund der mit der ausgeführten Konstruktion übereinstimmenden Werthe aus den bezüglichen Tabellen zu 0,927, und demnach ergiebt sich der Wirkungsgrad der ganzen Winde

n = 0,944 . 0,927 = 0,875.

Bestimmt man zur Kontrolle nunmehr nochmals den effektiven Kurbeldruck, so folgt für diesen

= ~ 27,9 kg.

_ 1000 . 45,73 . i ~ 0,875 • 375 - 5

Das Aufwinden der Maximallast erfordert also, wie ursprünglich angenommen, an jeder Kurbel einen Druck von ca. 14 kg.

Die Wellendurchmesser finden sich in der Ausführung 35 und 50 mm stark, würden aber mit 31 und 40 mm bereits hinreichend kräftig sein.

Bezüglich der Berechnung der Bremse bietet die oben durchgerechnete Bockwinde für 20 Ctr. Last ein vollkommen analoges Beispiel, auf das hier zu verweisen ist.

Konsolwinden von E. Becker.

Die Konsolwinden mit Kettennuss aus der Maschinenfabrik von E. Becker in Berlin sind bei kompendiöser Anordnung sämmtlich mit den wichtigen neueren Verbesserungen bezüglich der Sicherung der aufgewundenen Last und der Regulirung der Lastsenkung ausgestattet.

E. Becker kombinirt zu diesem Zweck seine sogenannte Festbremse, d. h. eine Sperrradbremse, welche die Last in jeder Stellung so lange frei schwebend hält, bis der Bremshebel gelüftet wird, mit der patentirten Geschwindigkeitsbremse — Centrifugal-Bremsregulator — und erzielt dadurch, bei vereinfachter Bedienung, eine vollständige Sicherheit gegen fahrlässige Lastsenkungen. Die Details dieser Anordnungen sind in dem Abschnitt über Sperr- und Bremswerke eingehend erörtert und dort auch die erforderlichen Rechnungen durch Beispiele erläutert.

Fig. 122 veranschaulicht die Konsolwinden von Becker für 4 bis 8 Centner Nutzlast. Der geringe Durchmesser der Kettennuss für die Lastketten von 6,5 und 8 mm Durchmesser, welche für die angegebenen Nutzlasten angewendet werden, gestattet den direkten Antrieb der Kettennusswelle ohne Zahnräderübersetzung.

Der Kurbelgriff ist in einem gusseisernen Speichenrad befestigt. Unmittelbar hinter dem Kurbelrade sitzt die Sperrradbremse, in deren Scheibe die Bremstrommel der Centrifugalbremse eingebaut ist. Die Drehzapfen für die Centrifugalklötze sind in die Stirnwand der Sperrradbremsscheibe eingesetzt, die Bremstrommel der Centrifugalbremse ist dagegen mit dem Konsolbock verschraubt. Die Kettennuss sitzt zwischen den Lagerstellen der Welle innerhalb des Konsolbocks.

Der Antrieb der Winde erfordert bei 0,944 Wirkungsgrad zum Heben von 4 Ctr. einen, zum Heben von 8 Ctr. zwei Arbeiter an der Kurbel.

Fig. 122.

Der innere Durchmesser der Centrifugalbremstrommel beträgt 300 mm, und die Klotzgewichte sind so normirt, dass die Senkgeschwindigkeit der

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La

WM

Fig. 123.

Winde für 4 Ctr. 400 mm, die der Winde für 8 Ctr. 250 mm nicht überschreitet.

Für 15 und 25 Ctr. Nutzlast baut die Fabrik die Kettennuss-Winden mit Doppelkurbeln und einfachem Stirnrädervorgelege, entsprechend der Fig. 123, S. 229. Sperrradbremse und Centrifugalbremse werden alsdann auf der Kurbelwelle placirt. Die Kurbelradien dieser Winden sind 400 mm, der innere Durchmesser der Centrifugalbremstrommeln 300 mm, die Maximalsenkgeschwindigkeiten für 15 Ctr. 170 mm und für 25 Ctr. 120 mm pro Sekunde.

Für 15 Ctr. Maximallast verwendet die Fabrik 11 mm starke kalibrirte Ketten, für 25 Ctr. Maximallast Ketten von 13 mm Eisendicke.

Winden für 50 Ctr. Maximallast werden mit doppeltem ausrückbarem Vorgelege ausgeführt und hierfür Ketten von 16 mm Stärke benutzt. Die Maximalsenkgeschwindigkeit wird bei 50 Ctr. Maximallast auf 60 mm pro Sekunde normirt. Die Umspannung der Kettennuss durch die Lastkette ist durch einen gusseisernen Führungsbügel gesichert, über den das freie Kettenende abläuft. Das Lasttrum wird von der Konsolwinde über Leitrollen in die Lastförderbahn abgelenkt. Da die Kettenstrecke von der höchsten Position des Lasthakens aus über die Leitrollen bis in die Nähe der Winde niemals die Kettennuss passirt, so kann dieses Kettenstück aus gewöhnlicher Gliederkette bestehen und es genügt für die kalibrirte Kette eine Länge gleich der absoluten Förderhöhe + circa 1,5 m.

In der Becker’schen Fabrik werden zur Zeit ausschliesslich noch

englische kalibrirte Ketten verwendet und jede Kette vor der Benutzung durch eine besondere Probirmaschine auf die doppelte Beanspruchung geprüft.

Um den Rücklauf der leeren Lastkette zu sichern, empfiehlt sich die Anordnung einer künstlichen Belastung, falls die Kette nicht vertikal nach unten hängt, sondern zunächst aufwärts oder horizontal über Leitrollen geführt ist. Die für diesen Zweck fast ganz allgemein gewählte Form des Belastungsgewichtes ist eine gusseiserne Kugel, welche unmittelbar über dem Lasthaken auf die Kette aufgeschoben wird, wie aus Füg. 124

Fig. 125.

Fig. 124.

ersichtlich. Bisweilen findet man die Belastungsgewichte auch in Fbrrn flacherer Rotationskörper ausgeführt, Füg. 125.

Bei allen vorstehend besprochenen Konstruktionen läuft die Kurbelwelle während der Lastsenkung mit, und die Centrifugalbremse sichert nur gleichzeitig mit der Regulirung der Lastsenkgeschwindigkeiten eine Beschränkung der Tourenzahl der Kurbelwelle auf ioo bis 120 Umdrehungen pro Minute, so dass die Gefahren einer Kurbeldeformation durch Centri-fugalschleuderung ausgeschlossen werden. Die Becker’sche Fabrik liefert aber auch Winden mit Zwangsauskuppelung der Antriebwelle für die Lastsenkperiode mit ihren früher besprochenen verschiedenartigen Konstruktionssystemen für Sicherheitskurbeln und Sicherheitshaspel.

Winde mit Sicherheitshaspel von E. Becker.

Die Gesammtdisposition einer derartigen Winde mit Haspelradantrieb und kalibrirter Last- und Ziehkette ist durch die Fig. 7 und 8 auf Taf. 5 dargestellt. Die Details dieser Konstruktion, welche den Stillstand der Antriebwelle während des Lastniederganges bezwecken, sind bereits früher S. 17g eingehend erörtert und durch die Figuren 7, 8 und 9 auf Taf. 2 erläutert. Aus diesen Detailzeichnungen geht auch die kombinirte Anordnung der Sperrrad- und Centrifugalbremse hervor. Nach jenen früheren Angaben ist hier nur anzuführen, dass die Kettennusswelle, unter Annahme einer Maximalnutzlast von 16 Ctr., von der Haspelwelle aus durch ein Zahnrädergetriebe mit dem Umsetzungsverhältniss 1 : 5 angetrieben wird. Die kalibrirte Lastkette ist zur möglichsten Vermeidung schädlicher Dehnungen 13 mm stark gewählt, wird also durch die Maximalnutzlast von 800 kg noch nicht einmal bis auf die Hälfte der für gewöhnliche Ketten von dieser Stärke garantirten Tragfähigkeit in Anspruch genommen. Bei 32,5 mm innerer Baulänge der Kettenglieder ergiebt sich der Theilriss-halbmesser der 5 zahnigen Kettennuss nach Tabelle S. 108 = 53,03. Auf Grund des Lastmoments, welches sich hierdurch unter Berücksichtigung der Effektverluste ergiebt, folgt weiter, die Wahl von 10 und 50 Zähnen für die Zahnräder vorausgesetzt, die Zahntheilung nach Formel 154 in Übereinstimmung mit der Ausführung 26 mm. Dem entsprechen Theil-kreisradien von 41,4 und 207 mm.

Die Haspelwelle ist aus Stahl, um dieselbe möglichst vor Abnutzung durch die lose auf ihr umlaufenden Maschinentheile zu schützen. Dieselbe ist 31 mm stark, während der Durchmesser der Kettennusswelle, entsprechend der Beanspruchung durch das Torsionsmoment der Last, =37 mm gewählt ist.

Die kalibrirte Haspelkette hat 7 mm Eisenstärke und läuft über ein Ziehrad mit 36 Daumen, dessen Theilkreishalbmesser bei 18,5 mm innerer Baulänge der Kettenglieder nach Formel 94 212 mm gross ausfällt.

Die Führung der Last- und Ziehkette wird durch besondere Schutzbügel gesichert. Der Führungsbügel für die Lastkette umschliesst die Kettennuss und lässt über einen gekrümmten Ablauf das unbelastete Kettenende frei nach unten hängen.

Der Führungsbügel für die Ziehkette umschliesst das Haspelrad in der Richtung des horizontalen Durchmessers und ist, wie durch die Textfigur 62, S.92, bereits früher erläutert, im Lagerauge der Haspelwelle centrirt und mit dem Gestell verschraubt.

St a Ziffer-Mégy "sehe Winde von Briegleb, Hansen & Co.

Die Stauffer-Mégy’sche Winde ist in ihrer Gesammtdisposition durch

Fig. 126 veranschaulicht und durch diese Figur unter Hinweis auf die frühere, eingehende Detailerörterung ihrer wesentlichen Konstruktions-Elemente in dem

Abschnitt über Sperr- und Bremswerke, S. 182, hinreichend erläutert. Die alleinige Ausführung dieser Winden ist für Deutschland der Firma Briegleb, Hansen & Co. in Gotha übertragen, welche Winden nach diesem System in anerkannt guter Ausführung für Nutzlasten von 150 bis 3000 kg liefert.

Bis 1000 kg Maximallast werden die Winden mit einfachem Vorgelege ausgestattet.

Die Senkgeschwindigkeiten werden durch die Stauffer’sche Centrifugalbremse auf 500 bis 350 mm pro Sekunde nor-

Fig. 126.

mirt, je nach der Grösse der Maximallasten.

Andere Konstruktionen, welche in ähnlicher Weise, wie die vorstehend zuletzt besprochenen, eine Kombination der Antrieb- und Bremsorgane mit Zwangsausschaltung der Antriebwelle während der Lastsenkung erzielen, sind in dem Abschnitt über Sicherheitskurbeln behandelt. Die mannigfachen Modifikationen, welche man durch Anwendung dieser oder jener Konstruktionselemente ermöglichen kann, ergeben sich auf Grund jenes Detailmaterials und der hier vorgeführten Gesammtdis-positionen von selbst, und der Werth der einzelnen Details für die Praxis ist durch die früheren speciellen Erörterungen klar gestellt.

ß. Winden mit Elementarkraftbetrieb.

Allgemeines über Winden mit Antrieb durch Elementarkraft.

Bei allen Winden mit Handbetrieb ist die motorische Kraft beschränkt und die Bewältigung grösserer Lasten lässt sich daher nur durch Vermehrung der Umsetzungstriebwerke erzielen, die mit steigender Zahl das Güteverhältniss der Maschine wesentlich verschlechtern. Diese Ubelstände lassen sich beseitigen, sobald man Elementarkraft zur Verfügung hat, die man der Winde entweder durch einen Riementrieb zuleitet, oder durch einen besonderen mit derWinde verbundenen Motor unmittelbar auf das Triebwerk einwirken lässt. In beiden Fällen wird entweder die Lastwelle direkt angetrieben, oder höchstens ein Vorgelege angeordnet und die Grösse der Kraftzuleitung, oder die Kraftleistung des Motors mit Rücksicht auf eine derartig einfache Konstruktion der eigentlichen Winde bestimmt.

Der Antrieb der Winden durch Elementarkraft bietet den ferneren Vortheil, dass man die Geschwindigkeit der Lastförderung wesentlich steigern kann.

Bezeichnet Q die Nutzlast,

fj den Wirkungsgrad der Winde, abgesehen von den Effektverlusten des Motors selbst, v die Geschwindigkeit der Lastförderung pro Sekunde, N die Anzahl der effektiv vom Motor an die Winde abgegebenen Pferdestärken,

so muss nach der fundamentalen Bedingung, dass die zugeleitete Arbeitsintensität gleich dem Arbeitskonsum ist

-Gr=^

sein, d. h.

204

N — .9jl

die Anzahl der Pferdestärken, welche die Winde verbraucht.

Die Peripheriegeschwindigkeit der Lasttrommel wählt man bei Lasten bis 500 kg bis zu 250 mm, bei Lasten zwischen 500 und 1000 kg selten höher als 150 mm. Für Lasten zwischen 1000 kg und 1500 kg geht man meist auf 100 mm Fördergeschwindigkeit zurück. Lasten über 1500 kg werden gewöhnlich mit 60 bis 50 mm Geschwindigkeit pro Sekunde gehoben. Specielle Anforderungen können zu Steigerungen der Fördergeschwindigkeiten führen, und ist schon hier darauf hinzuweisen, dass für die später zu besprechenden Fahrstuhlaufzüge mit Seil- und Gurttrommeln Fördergeschwindigkeiten bis zu 300 mm und darüber pro Sekunde in Anwendung gebracht werden.

Konsolzvinde mit Rienienbetrieb für 8 Ctr. Last von E. Becker.

Fig. i2 7,S.2 34, veranschaulicht eine Becker’sche Konsolwinde mit Riemscheibenantrieb für 8 Ctr. Nutzlast. Hier gewährt die kombinirte Sperrrad- und Centrifugalbremse den grossen Vortheil, dass der Treibriemen jederzeit bei aufgewundener Last ausgerückt werden kann, und dass die Last frei schwebend hängen bleibt, während der Riemen auf der losen Scheibe läuft. Die Lastsenkung erfolgt alsdann vollständig unabhängig von dem Riementrieb, sobald der Bremshebel der Sperrradbremse gelüftet wird, während die Centrifugalbremse Überschreitungen der ohne Gefahr zulässigen Lastsenkgeschwindigkeiten hindert und bei vollständiger Lüftung des Bremshebels die Last mit der durch die Konstruktion der Centrifugalbremse normirten Maximalgeschwindigkeit vollkommen gleichförmig niedersinken lässt. Es genügt also die Anordnung einer festen und einer losen Scheibe für den Riementrieb. Ein- und Ausrückung des Riemens erfolgt durch einen gewöhnlichen Riemenführer, der durch eine kleine Schleppfeder in den Hauptpositionen festgehalten wird.

Zu bemerken ist, dass die Geschwindigkeit des Aufwindens unabhängig bleibt von der durch den Centrifugal-Bremsregulator normirten Maximal-Senkgeschwindigkeit, denn da die Centrifugalklötze an der Schei-

.....

i/j

'/•A

mißm

ESI II

Fig. 127.

benwand der Sperrradbremse befestigt sind und letztere während des Last-aufwindens aus dem Triebwerk ausgekuppelt ist, so funktionirt auch die Centrifugalbremse lediglich während der Lastsenkung und gestattet ohne irgend welche Einwirkung auf das Lastaufwinden hierfür jede beliebige Geschwindigkeit.

Die Lastkette der in Rede stehenden Winde für 8 Gtr. Nutzlast ist 8 mm stark, der Riemscheibenradius 400 mm, die Riemenbreite 50 mm. Die Maximalsenkgeschwindigkeit ist durch den Bremsregulator auf 200 mm pro Sekunde normirt.

Konsolwinde mit Riemenbetrieb, für ij Ctr. Last am Daumenrade,

von E. Becker.

Auf Taf. 6 ist in den Fig. 3, 4 und 5 eine grössere derartige Winde für 15 Ctr. Maximallast am Daumenrade in genauen Konstruktionsver-häitnissen gezeichnet. Die grössere Last bedingt die Einschaltung eines Vorgeleges. Im übrigen ist bei dieser Windenkonstruktion darauf Rücksicht genommen, dass bei stillstehender Betriebsmaschine auch Handbetrieb möglich ist, und sind zu diesem Zweck auf die Triebwelle zwei Kurbelscheiben aufgesetzt, in welche die Kurbelgriffe durch vorgeschraubte Muttern eingesetzt sind.

Die kalibrirte Lastkette ist 12 mm stark gewählt und wird daher mit Rücksicht auf die Vermeidung störender Dehnungen, wie allgemein empfohlen, nur etwa bis zur Hälfte der sonst zulässigen Tragfähigkeit in Anspruch genommen.

Die Kettennuss hat 9 Daumen und der Theilkreisradius derselben bestimmt sich bei 30 mm innerer Baulänge der Kettenglieder nach Formel 116

¹²    1/    ,    180

778o y *4.5 + IO,5 c°s —

2 sin —-    J

= 86,5 mm.

Der Wirkungsgrad des Daumenrades berechnet sich durch die allgemeine Formel 123

n\ =

und führt bei den vorliegenden Werthen

â = 12, R = 86,5, /// = 0,08 und 0 — 25 mm.

zu dem Zahlenwerth

Vi =0,964.

Hieraus folgt das Lastmoment

_ 750.86,5 _

—    0,964    ~

Der Wellendurchmesser ist nach Formel 148 diesem Torsionsmoment entsprechend

oj

67300

3__

d — 1,02 V 67300

= 00 42 mm.

In der Ausführung findet sich hierfür 50 mm.

Für das Vorgelege ist das Umsetzungsverhältniss 1 : 5 gewählt, bei den Zähnezahlen 12 und 60.

Die Zahntheilung bestimmt sich mit Rücksicht auf die massige Antriebgeschwindigkeit und auf den gegen Stösse nachgiebigen Riementrieb durch Gleichung 154,

wonach t — 2,42 j/77 = 2,42 j/ -7°°_ — 25,17 mm.

Die ausgeführte Theilung ist

= 1" = 26,154 mm.

Das Güteverhältniss des Vorgeleges wird

0,952.0,97 =    0,92,

und der totale Wirkungsgrad der Winde

— 0,964.0,92 = 00 0,887.

Der Riemenscheibendurchmesser beträgt 470 mm und dementsprechend ergiebt sich die Antriebkraft im Umfange der Riemscheibe:

Px =

750 • 86,5 i 0,887    ' 5-235

= oj 62 kg.

Die erforderliche Riemenbreite erhält man, wenn man den gewöhnlichen Verhältnissen entsprechend 6 kg pro cm Breite als übertragbare Umfangskraft annimmt, zu 100 mm.

In Übereinstimmung hiermit sind die Riemscheiben 105 mm breit ausgeführt.

Die Handkurbeln haben 300 mm Radius und es ergiebt sich daher den obigen Werthen gemäss der totale Kurbeldruck

~ 49 kg.

p _    750 • ⁸⁶>5    _

r 2    0,887 • 5 • 3⁰⁰

Zum Heben der Maximallast sind also vier Arbeiter erforderlich, je zwei an jeder Kurbel.

Die Antriebwelle würde nach Formel 93 36 mm Durchmesser erfordern. Mit Rücksicht auf die aufgesetzten Riemscheiben und das plötzliche Angehen der Winde ist die Welle auf 40 mm verstärkt. »

Die Senkgeschwindigkeit ist für die Maximallast durch den Bremsregulator auf 200 mm normirt.

Bei einer Umdrehung der Lastwelle wickelt die Kettennuss, da sie 9 Daumen hat, 18 Kettenglieder ab, und die Last sinkt in dieser Zeit um

18.30 = 540 mm,

denn die innere Baulänge der Kettenglieder beträgt 30 mm. Bei 200 mm Senkgeschwindigkeit muss demnach die Daumenwelle in der Minute

200

540

• 60 = 22,22

Touren machen und die Vorgelegewelle, auf welcher der Bremsregulator sitzt, infolge der Räderumsetzung 1 : 5,

22,22 . 5 = 111 Touren pro Minute.

Diese Verhältnisse entsprechen den Maximaltourenzahlen , welche E. Becker auch sonst Handkurbelwellen während des Rücklaufs zu gestatten pflegt.

Wählt man für die Lastgeschwindigkeit beim Aufwinden 150 mm pro Sekunde, so ergiebt sich, unter Berücksichtigung der bereits ermittelten Werthe, die Tourenzahl der Riemscheibe

u - Toö • ¹¹¹ = 00 83

pro Minute.

Winden mit selbstständigem Motor können direkt durch Dampf-, Wasser- oder Gaskraft angetrieben werden. In der Praxis ist bisher der Dampfbetrieb vorherrschend.

Derartige Dampfwinden sind zuerst auf den Dampfschiffen zum Be-und Entladen in Gebrauch gekommen, haben im Laufe der Zeit aber auch vorzüglich in England in grösseren Speichern und Magazinen eine zunehmende Verbreitung gefunden.

Der Motor wird als Zwillingsmaschine konstruirt, um die Winde in jeder Stellung anlassen und anhalten zu können, und erhält einen Umsteuerungsmechanismus, um auch die leere Lastkette möglichst schnell zurückzuwinden. Im allgemeinen sucht man den Umsteuerungsmechanismus so einfach wie möglich auszuführen, da derartige Winden meist nur zeitweise benutzt werden, und daher die Einfachheit der Gesammt-konstruktion wichtiger als eine besonders ökonomische Ausnutzung des Dampfes erscheint.

Steht hydraulische Betriebskraft zur Verfügung, so verdient der Wassermotor von Schmid in Zürich besondere Beachtung für die Anlage eines hydraulischen Betriebs. Gasmotoren und Heissluftmaschinen erscheinen für den vorliegenden Zweck nicht wohl anwendbar, da diese Maschinen zunächst im unbelasteten Zustande angedreht werden müssen, bevor sie selbstthätig weiter funktioniren.

Dampfwinde von Corradi.

Eine Schiffswindenkonstruktion mit der Patentsteuerung des französischen Ingenieurs Corradi, welche auch in England durch die Fabrik von Oswald & Co. in Sunderland ausgeführt wird, ist auf Tafel 6 in Fig. 6 dargestellt. Die Figuren 7 bis 9 veranschaulichen die Steuerungsdetails im doppelten Massstabe der Hauptfigur.¹)

Die Maschine besitzt als Motor eine Zwillings-Dampfmaschine mit oscillirenden Cylindern von 150 mm Durchmesser und 250 mm Kolbenhub, deren Kolbenstangen direkt auf eine gemeinsame Schwungradwelle A A wirken, auf welche die Kurbelscheiben aufgesetzt sind. Die Kurbelzapfen sind in üblicher Weise um 90 ⁰ gegen einander versetzt, um den Ungleichförmigkeitsgrad der Maschine möglichst auszugleichen und das Anlassen der Maschine in jeder Stellung zu gestatten. Die Kurbelwelle wirkt durch ein einfaches Zahnradvorgelege BC, mit den Zähnezahlen 11 und 68, auf die Windentrommel DD von 200 mm Durchmesser. Die Trommelwelle ist über das Maschinengestell hinaus verlängert und hier an jedem Ende noch ein kurzer Spillwindenkopf E aufgesetzt, um lose Taue bequem auf-winden zu können. Wie derartige Spillwindenköpfe auf das Lastseil durch einfache Friktion wirken, indem das Seil durch mehrfache Umschlingung der konoidischen Trommel und durch eine geringe Spannung des ablaufenden Trums auf dem Trommelumfang festgehalten wird, ist früher in dem Kapitel über Seiltrommeln besprochen.

Um bei ruhendem Kessel und fehlendem Dampf die Winde mit Hand zu betreiben, muss zunächst die Verbindung zwischen der Dampf-

maschine und der Winde gelöst werden, indem man durch das Ausrücken der Klauenkuppelung mittelst des Hebels F die feste Verbindung zwischen dem Triebrade B und der Kurbelwelle aufhebt, auf welche dasselbe lose aufgeschoben ist. Durch eine Verschiebung der Welle H in ihrer Achsenrichtung wird alsdann das auf dieser sitzende Triebrad G mit C in Eingriff gesetzt und so die Windetrommel D von der Welle H aus durch Handkurbeln bewegt.

Der Umfang des Rades C ist neben dem Zahnkranz direkt zur Bremsscheibe erweitert. Die Bremse, in der Zeichnung nicht dargestellt, ist eine einfache Bandbremse, die durch den Fuss des Arbeiters regiert wird.

Die wechselnde Dampfvertheilung für den Umlauf des Motors in einer bestimmten Richtung vollzieht sich, wie bei allen oscillirenden Maschinen, durch die Einwirkung der Cylinderschwingung selbst. Hier ist der eine Schwingungszapfen des Dampfcylinders hohl und in der Mitte, wie Skizze Fig. 128 und Fig. 6 auf Taf. 6 zeigt, in der Achsenrichtung durch eine Scheidewand in zwei gesonderte Kanäle o und n getheilt, von denen o mit dem oberen Cylinderraum über dem Dampfkolben, u mit dem unteren unter dem Dampfkolben in Verbindung steht.

Zu beiden Seiten der Scheidewand liegen im Mantel des Zapfens je zwei Schlitzöffnungen, welche die Durchlassöffnungen für den ein- und austretenden Dampf bilden. Bei den Cylinderschwingungen treten diese Schlitze wechselweise mit den korrespon-direnden, diametral gegenüberliegenden Mündungen

Fig. 128.

der Dampfrohrleitungen M und N der Zapfenhülse in Verbindung.

Kommunicirt die Rohrleitung N mit dem Dampfkessel, M mit der atmosphärischen Luft, so würde bei der in Fig. 128 skizzirten Cylinder-stellung der Kesseldampf von N zur Zeit durch u unter den Kolben tretend, diesen aufwärts treiben, während der Dampf über dem Kolben durch o und M in’s Freie entweicht. Unter dem Einfluss dieser Bewegung schwingt der Cylinder durch das Ausweichen des Kurbelzapfens in die entgegengesetzte Lage nach rechts, und die korrespondirenden Schlitze in Zapfen und Hülse stellen sich alsdann so, dass N mit o kommunicirt, d. h. der Dampf über den Kolben tritt und durch die gleichzeitige Verbindung zwischen u und M der umkehrende Kolben den verbrauchten Dampf auf diesem Wege in’s Freie treibt. In solcher Weise wiederholt sich das Kolbenspiel und die ganze Anordnung bewirkt die für den kontinuirlichen Umlauf der Maschine nothwendige Dampfvertheilung in richtiger Weise.

Wird nun aber das bisherige Ausblaserohr M mit dem Kessel in Verbindung gesetzt und N Ausblaserohr, so gelangt bei derselben Anfangsstellung zuerst der Dampf von M durch o über den Kolben und treibt diesen abwärts, der Dampf unter dem Kolben entweicht durch u und N. Der Cylinder schwingt, der Kurbelwarze folgend, in die entgegengesetzte Lage und die Dampfleitung M tritt, kurz bevor der Kolben seine tiefste Stellung erreicht, mit u in Verbindung, ebenso gleichzeitig o mit N.

Damit sind alle Bedingungen für den Rücklauf des Kolbens gegeben.

Die vorstehende Betrachtung zeigt, dass es nur einer Vorkehrung bedarf, um wechselweise die Rohrleitungen M und N, jede entweder mit dem Dampfkessel, oder mit der atmosphärischen Luft in Verbindung setzen zu können, um durch solchen Wechsel die Umsteuerung der ganzen Maschine zu bewirken.

Zu diesem Zweck ordnet nun Corradi einen besonderen Ventilkasten Z, Fig. 6, Taf. 6, an, dessen Längsschnitt in Fig. 7 in vergrössertem Mass= stab dargestellt ist. Plg. 8 giebt einen Horizontalschnitt des Ventilkastens, Fig. 9 die Ansicht der Ventilscheibe.

Der Horizontalschnitt Fig. 8 lässt erkennen, dass sich von dem Ventilkasten vier Rohrleitungen P, O, M und N abzweigen, oder in denselben einmünden. Von diesen Rohrleitungen steht P ständig mit dem Dampfkessel in Verbindung, 0 ununterbrochen mit? der atmosphärischen Luft, N und M bilden die Verbindungen zwischen Dampfcylinder und Ventilkasten, und zwar verzweigt sich, da Doppelcylinder vorhanden sind, sowohl die Rohrverbindung M, wie N, nach jedem der beiden Cylinder, dort in der oben erörterten Weise in die Zapfenhülsen einmündend.

Der Ventilkasten bildet in seinem Hauptkörper ein cylindrisches Gehäuse, dessen Grundfläche durch drei sektorenförmige Öffnungen {j,, v und 00 nach unten mit den Röhren M, N und 0 kommunicirt, während P seitlich über der Grundfläche unter dem Ventilkastendeckel ausmündet. Auf der dampfdicht geschliffenen Grundfläche liegt eine kreisrunde Ventilscheibe, in Fig. 9 von unten gesehen dargestellt, durch welche die vier Rohrleitungen in entsprechender Weise gegenseitig verbunden oder abgeschlossen werden. Die Ventilscheibe, durch eine vertikale Spindel 7, Fig. 6, mittelst des Handgriffs K drehbar, enthält einerseits eine sektorenförmige Durchbrechung Q, welche den Öffnungen in der Ventilkastengrundfläche entspricht, andererseits auf der Unterseite eine muldenförmige Vertiefung R, welche so angeordnet ist, dass, wenn Q gerade über einer der drei Öffnungen fi, v oder w steht, R die beiden andern überdeckt.

Der Kesseldampf strömt, wie wir oben sahen, von P aus immer unter den Deckel des Ventilkastens über die Ventilscheibe und wird am weiteren Vordringen in eine der abgehenden Rohrleitungen nur gehindert, sobald die Öffnung Q der Ventilscheibe gerade über einem vollen Sektor der Unterfläche steht, wie dies der Fall, wenn Q sich in der Mitte zwischen y, und v befindet. Bei dieser Stellung wird der Dampf also im Ventilkasten abgesperrt und kann nicht in den Dampfcylinder gelangen; Motor und Winde bleiben in Ruhe. Dreht man die Ventilscheibe nach rechts, so dass die Öffnungen Q und fi sich decken, so überdeckt die Mulde R gleichzeitig die Öffnung v und co. Einerseits strömt der Kesseldampf durch die Rohrleitung M in die Dampfcylinder, andererseits entweicht der verbrauchte Dampf durch die Rohrleitung N und durch die Mulde R nach 0 ins Freie.

Dreht man die Ventilscheibe aus der Mittelstellung in entgegengesetzter Richtung nach links, so dass sich Q und v über einander stellen, R dagegen fi und m überdeckt, so strömt der Dampf durch die Rohrleitung N in die Dampfcylinder und der verbrauchte Dampf entweicht durch M und R nach 0. Derartig tauschen bei der Ventilverstellung, wie verlangt, die Rohrleitungen M und N ihre Eigenschaft als Dampf-

zuführungs- und Ausblaserohr aus, und es wird dadurch, wie oben auseinandergesetzt, eine Umsteuerung der ganzen Maschine bewirkt.

Die Gesammt-Anordnung ist ausserordentlich einfach und, sobald unter dem Drehgriff der Ventilspindel auf einer festen Scheibe die drei Hauptstellungen für Vorwärts- und Rückwärtsgang, wie für den Stillstand, markirt sind, durch jeden gewöhnlichen Arbeiter zu handhaben.

Als motorische Kraft kann statt des Dampfes, falls besondere Verhältnisse dazu Veranlassung geben sollten, auch Druckwasser oder kom-primirte Luft ^.ngewendet werden.

Die Winde ist für 1800 kg Maximallast bestimmt und würde dementsprechend eine Ankerkette von mindestens 13 mm Eisenstärke erforden. Der Trommeldurchmesser von Kettenmitte zu Kettenmitte ist hiernach mit 230 mm in Rechnung zu sêtzen.

Bei 100 Touren der Kurbelwelle in der Minute ergiebt sich alsdann die Lastkettengeschwindigkeit

230 ■ 304 • 100

60

• ~ = oj 195 mm pro Sekunde.

Nimmt man für das Güteverhältniss der Winde selbst 0,89 an, so folgt unter Benutzung der Formel 204 die effektive Pferdestärke des Motors

N-

1800.0,195

75 • 0,89

= ^ 5-3 P- S.

Dampfwinde von Emmerson, Walker & Co.

Eine Dampfwinde mit festliegenden Cylindern aus der Fabrik von Emmerson, Walker & Co. in London ist auf Taf. 7 und 8 in den Figuren i bis 5 dargestellt²).

Das ganze Maschinenwerk ist in zwei niedrigen Böcken auf einer gemeinsamen gusseisernen Grundplatte gelagert. Die Dampfcylinder sind geneigt angeordnet und mit den Geradführungen für die Kreuzköpfe aussen gegen die Böcke des Maschinengestells festgeschraubt, während die Schieberexcenter, die Zahnräder und die Windentrommel zwischen den Böcken liegen. Die Steuerung ist eine Stephenson’sche Coulissensteuerung mit Vor- und Rückwärtsexcentern, deren Wirkungsweise bezüglich der Umsteuerung und der variablen Expansion hier als bekannt vorauszusetzen ist. Für beide Cylinder ist, wie stets bei derartigen Maschinen, eine gemeinsame Steuerwelle angeordnet, durch welche die Coulissen vermittelst des Handhebels gehoben und gesenkt werden. Um den Handhebel selbst in den verschiedenen Hauptpositionen festzustellen, ist am Maschinengestell ein Bock angeschraubt, in dessen Einschnitte der Stellriegel des Steuerungshebels einspringt. Die gezeichnete Mittelposition des Steuerungshebels entspricht dem Stillstand der Maschine.

Das Arrangement des Motors geht am klarsten aus den Figuren i,

2 und 3, Taf. 7, hervor.

Die Anordnung des Räderwerks ist vor allem aus den Figuren 4 und 5, Taf. 8, ersichtlich.

Ausser der Trommelwelle A sind zwei Vorgelegewellen B und C vorhanden, von denen die Welle B die Kurbelscheiben der Dampfmaschine trägt, also den direkten Antrieb empfängt.

Beim Aufwinden kleinerer Lasten wird das eine Vorgelege, beim Lastsenken werden beide ausgeschaltet, um den Lastniedergang lediglich durch das auf der Trommel welle sitzende Bremswerk zu reguliren, während der Motor und die Vorgelegewellen in Ruhe bleiben. Zu dem Zweck sind die beiden Triebräder E und /, welche direkt mit dem grossen Zahnrad T der Trommelwelle in Eingriff stehen, auf ihren zugehörigen Wellen B und dose und können nur abwechselnd mit denselben gekuppelt werden durch Einrücken der in Feder und Nuth auf den Wellen verschiebbaren Zahnkuppelungen ZTt und ZU, welche durch den Handhebel H bewegt werden. In der gezeichneten Position, Fig. 5, sind beide Kuppelungen ausgerückt, und daher nur der Stillstand des Windenwerks, oder eine Lastsenkung möglich, welche sich durch den motorischen Antrieb der Last selbst vollzieht, während die Triebräder Zf und I frei auf ihren Wellen umlaufen. Die Bremse wird durch einen Fusshebel F gespannt, der im ruhenden Zustande durch eine Feder gelüftet wird. Um Dehnungen des verhältnissmässig langen Bremsbandes ausgleichen zu können, ist eine justirbare Schraubennachstellung angeordnet, welche in verdeckter Lage in Fig. i aus den Punktirungen erkennbar ist.

Soll die Winde mit einfachem Vorgelege arbeiten, so ist durch eine Bewegung des Flandhebels nach links, Fig. 5, die Kuppelung Kx in das Triebrad E einzurücken, um durch dieses den Antrieb der Kurbelwelle auf das Trommelrad T zur Einwirkung zu bringen. Durch den Eingriff der Räder G und L einerseits, wie der Räder T und / andererseits, läuft hierbei sowohl die zweite Vorgelegewelle C, als auch das Triebrad / mit um; diese Bewegungen bleiben aber wirkungslos, da sich die Welle lose in dem frei rotirenden Rade dreht.

Will man mit doppeltem Vorgelege arbeiten, so ist der Handhebel H nach rechts hinüberzuziehen ; hierdurch wird das Triebrad E losgekuppelt.

Es pflanzt sich nunmehr bei freier Rotation des Triebrades E der Antrieb der Maschinen welle durch den Eingriff der Räder G und L auf die zweite Vorgelegewelle C fort, und wird von hier durch das mit derselben gekuppelte Triebrad I auf das Trommelrad T übertragen.

Die Trommelwelle A ist über die Gestellwände nach aussen verlängert, um zum Aufwinden loser Taue Spillköpfe aufsetzen zu können.

Die Vierkantendigungen der Vorgelegewelle C sind zum gelegentlichen Aufsetzen von Handkurbeln für eventuellen Handbetrieb der Winde bestimmt.

Bezüglich der Placirung des Kuppelungshebels H ist noch zu bemerken, dass der Drehzapfen für denselben, wie aus den Zeichnungen ersichtlich, in die obere Spannstange S eingesetzt ist.

16

Ernst, Hebezeuge.

Der vertiefte Rand der Maschinengrundplatte dient zur Ansammlung des abtropfenden Schmiermaterials, sowie des ausspritzenden Kondensationswassers , und schützt somit die Umgebung der Maschine vor Verunreinigungen durch diese Flüssigkeiten.

Die Umsetzungsverhältnisse der Zahnrädervorgelege sind aus den in die Zeichnung eingetragenen Zähnezahlen ersichtlich. Die Cylinder haben 150 mm Bohrung bei 250 mm Kolbenhub. Die Anfangsspannung des Dampfes in den Cylindern beträgt ca. 4 kg pro qcm.

Dampfwinden-Umsteuerung von Appleby Brothers in London.³ ⁴}

Die einfache Dampfmaschinen-Umsteuerung mit Umwerfexcentern ist

nWCY

Fig. 129.

in einer sehr beachtenswerthen und kompendiösen Ausführung in verbesserter Konstruktionsform von Appleby Brothers zur Umsteuerung von Dampfwinden und Dampfkrahnen benutzt.³") Parallel zur Kurbelwelle A, Fig. 129, ist eine besondere SteuerwelleZ? gelagert, deren Enden mit Kurbelzapfen zur Bewegung der Dampfvertheilungsschieber ausgerüstet sind. Die gleichförmige Umdrehung beider Wellen wird durch den Eingriff zweier Zahnräder C und D mit gleicher Zähnezahl vermittelt. Bei der Montage müssen die Zahnräder so in einander geschoben werden, dass für die gezeichnete Endstellung die Excenterkurbel um 90° + à gegen die Kolbenkurbel vorsteht, wenn ô den Voreilungswinkel der Schiebersteuerung bezeichnet. Um nun aber den Winkel zwischen der Kolben- und Schieberkurbel innerhalb der Grenzen 180⁰ — 2 ô variiren zu können und dadurch den Bedingungen der Umsteuerung zu genügen, ist das Zahnrad D auf seiner Welle verschiebbar angeordnet und greift mit einer Nase in eine spiralförmige Nuth der Steuerwelle. Die Steigung der Spiralnuth ist so zu bemessen, dass die Schraubenwindung innerhalb der Verschiebungsgrenzen des beweglichen Rades 180⁰ — 2Ô beträgt, denn alsdann muss sich die Steuerwelle, wenn das Rad D durch den Flebel H von einer Endstellung in die andere geführt wird, in der Nabe desselben um 180⁰ — 2 ô drehen, da das Rad selbst durch den Zahneingriff mit Can einer freien selbstständigen Drehung gehindert wird. In der Ausführung ist die Länge der Verschiebung auf 90 mm beschränkt, aber auch hierbei fällt das Rad C auf der Hauptwelle immerhin noch etwas unbequem lang aus. Will man diesen Übelstand vermeiden, so kann man die Seitenverschiebung des Steuerwellenrades durch Verschiebung einer Hülse ersetzen, wrelche zwischen Welle und Nabenbohrung eingeschaltet wird und mit der Welle durch gerade Feder und Nuth verbunden ist, mit der Radnabe dagegen durch Spiralnuth und

korrespondirende Feder in Eingriff steht. Die Wirkung einer solchen Anordnung ist genau dieselbe, wie die der oben besprochenen, und da das Rad hierbei an einer Seitenverschiebung gehindert werden muss, erhalten beide Zahnräder C und D gleiche und normale Breite. Die in Rede stehende Steuerung lässt sich mit vollkommener Sicherheit, ohne jede vorherige Übung handhaben, und gewährt gleichzeitig in den Zwischenlagen die Vortheile variabler Expansion, soweit sich solche durch Veränderung des Voreilungswinkeis erzielen lassen.

Dampfwinde von Lidgerzvood in New- York.⁵)

Die Dampfwinde von Lidgerwood liefert ein Beispiel für eine Winde mit direkt wirkendem rotirenden Motor.

Die Dampfmaschine, in Fig. 130 im Querschnitt dargestellt, ist mit rotirendem Schaufelkolben ausgerüstet. Der Kolben besteht aus einer

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Fig. 130.

I : 15.

cylindrischen Trommel mit den Schaufeln S. Die Drehachse D der Trommel ist im umschliessenden Gehäuse excentrisch gelagert, um die erforderlichen Veränderungen der Schaufelstellungen zu erzielen, wodurch einerseits die Druckflächen zur Aufnahme des motorischen Dampfdrucks am Trommelumfang gebildet werden, andererseits der verbrauchte Dampf auf der Gegenseite der Druckschaufeln nach aussen getrieben wird.

Die Dampfvertheil un g⁻ im Trommelcylinder wird durch einen einfachen Muschelschieber M vermittelt, dessen Verschiebung- aus der Mittelstellung- nach links den Kesseldampf durch den Kanal R in die rechte Gehäusehälfte eintreten lässt und dadurch den Schaufelkolben selbst rechtsläufig umtreibt, während der verbrauchte Dampf durch den Kanal L und die Schieberhöhlung in den Ausströmungskanal C gelangt und von hier durch A auspufft.

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Fig. 131.

I =30.

Die entgegengesetzte Schieberverstellung bedingt den entgegengesetzten Umlauf der Maschine.

Der Dampfvertheilungsschieber bildet also gleichzeitig⁻ den Umsteuerungsmechanismus, und es bedarf nur einer Umlegung des auf der Welle des verzahnten Sektors Z sitzenden Handhebels, um die Maschine rechts-oder linksläufig anzulassen. Die Leichtigkeit, mit der sich Gegendampf auf den Schaufelkolben geben lässt, gewährt ausserdem ein sehr wirksames Mittel, den Motor schnell zum Stillstand zu bringen, oder bei der speciellen Verwendung desselben als Antriebsmaschine für Winden, den Rücklauf der Winde bei sinkender Last beliebig zu bremsen.

Die Dichtung der Trommelschaufeln hat sich bei der Wahl von weichem Rothguss als Material für dieselben zufriedenstellend bewährt, und trotz des unvermeidlich grossen Dampfverbrauchs haben diese Winden in Amerika selbst eine ausgedehnte Anwendung gefunden. Sie empfehlen sich, falls man auf ökonomische Dampfausnutzung verzichtet, durch die Bequemlichkeit, welche sie bei dem geringen Eigengewicht für lokomobile Aufstellungen gewähren, und bedürfen keiner besonders sorgfältigen Fundamentirung.

Die Lidgerwood’schen Winden werden hauptsächlich für Aschenaufzüge auf Dampfern, als Quai- und Speicherwinden zur Verladung von Gütern und als Bauwinden benutzt. In dem oben angeführten Ausstellungsbericht von Riedler finden sich die verschiedenen Konstruktionsgrössen mit Angabe der Hauptdimensionen und Fördergeschwindigkeiten zusammengestellt.

Auch als Fördermaschinen für Steinbrüche und Bergwerke wird die Konstruktion ausgeführt.

Fig. 131 S. 244 veranschaulicht die Gesammtdisposition der Maschine für diesen Zweck in Grund- und Aufriss.

Die Seiltrommel wird durch doppeltes Vorgelege angetrieben. Das Gesammtumsetzungsverhältniss des Räderwerks ist 1:15.

Bei 4 bis 5 Atm. Dampfdruck fördert die Winde 2 Tonnen mit 60 m Geschwindigkeit pro Minute, oder 4 Tonnen mit 30 m Geschwindigkeit.

b. Kippwinden.

In England sind in einzelnen Kohlenhäfen einfache Kippwinden im Gebrauch, um Kohlen aus Eisenbahnwagen in Schiffe auszustürzen.

In Fig. 132 bis 134, S. 246, ist eine derartige Anlage skizzirt, welche in Birkenhead im Betrieb ist.⁶)

Fig. 132 und Fig. 133 veranschaulichen die Kippbühne mit der zugehörigen Winde, in Längs- und Querschnitt, für die Ruhelage. Fig. 134 zeigt den Apparat in der Kippstellung mit dem Kohlenwagen.

Die Kippbühne, zur Aufnahme der Kohlenwagen aus zwei gekrümmten Seitenträgern B mit Querverbindungen, Bohlen und Schienenbelag gebildet, hängt pendelförmig zwischen zwei gusseisernen Bockgestellen G, Fig. 133. Die Aufhängungs-Drehzapfen sind mit M bezeichnet. Eine

durchgehende Welle mit den Triebrädern A setzt die Bühne mit der neben derselben aufgestellten Bockwinde in Verbindung. Die Winde ist

(0)

2,

\m

.....;

il

4M.

*»g. 133-

Fig. 132.

mit einer Lösungsbremse ausgerüstet, die im Ruhezustände durch Gewichtsbelastung des Handhebels H geschlossen gehalten wird.

\ëï

-,

4M.

f,0    0,5    0

!..

Fig- 134-

Die Aufhängungszapfen M der Bühne liegen so, dass, sobald der Kohlenwagen aufgefahren wird, der Schwerpunkt des ganzen Systems nach der Wasserseite zu rückt, und nur die Bremse gelöst zu werden

braucht, um die gewünschte Kippbewegung selbstthätig eintreten zu lassen. Der Kohlenwagen wird während dieser Bewegung einmal durch die vorn aufgekrümmten Schienenenden am Abrollen gehindert, ausserdem aber auch noch, wie die Skizze andeutet, durch Ketten, welche um die Hinterachsen geschlungen werden, in seiner Stellung auf der Bühne gesichert.

Die Kohlen schurren aus dem Wagen in das vorliegende Schiff, sobald die vordere Wagenklappe geöffnet wird.

Die Zurückführung des Apparates in die Anfangsstellung erfolgt bei der in Rede stehenden Ausführung durch Zurückkurbeln des Windenwerks. Der hierfür erforderliche Handbetrieb könnte aber mit wesentlichem Vortheil durch einen selbstthätigen ersetzt werden, wenn man die Bühnenträger hinten durch Gegengewichte so weit belastet, dass nach erfolgter Entleerung des Kohlenwagens der Schwerpunkt der Bühne auf die entgegengesetzte Seite der Drehzapfen fällt.

Alsdann genügt eine abermalige Lüftung der Lösungsbremse — deren Hebel während des Kohlenausstürzens zur Fixirung der Bühnenstellung sich selbst überlassen bleibt — um den ganzen Apparat mit beliebig regulirbarer Geschwindigkeit zurückschwingen zu lassen.

Das einfache Kippsystem solcher Entladevorrichtungen für Kohlen und ähnliche stückenförmige Körper, wie Rüben u. dergl., ist überall da mit Nutzen zu verwenden, wo konstante Niveauunterschiede vorhanden sind, und die Sturzhöhe nicht so bedeutend ist, dass eine nachtheilige Zerkleinerung des auszukippenden Materials zu befürchten wäre.

Bei beträchtlichen Höhendifferenzen vermindert man die Sturzhöhen durch Anwendung der später zu besprechenden Wippkrahne.

Für wechselnde Niveauunterschiede, die beispielsweise auftreten, sobald die zu beladenden Schiffe der Einwirkung von Fluth und Ebbe ausgesetzt sind, empfehlen sich die im letzten Abschnitt erörterten hydraulischen Kohlensturzgerüste mit kombinirtem Hebe- und Kippwerk.

c. Fahrbare Winden — Laufkatzen.

Sind die aufgewundenen Lasten in einer bestimmten Richtung seitlich abzusetzen, so pflegt man die Winden selbst fahrbar anzuordnen. Man fügt zu diesem Zweck in das Windengestell zwei Achsen mit vier Laufrädern ein und lässt diese auf einem eisernen Schienenweg rollen, der in geeigneter Höhe gelagert wird.

Man bezeichnet derartig fahrbare Winden häufig kurz als Laufkatzen.

Aus den Gesetzen für die Widerstände der rollenden Reibung folgt, dass sich der Widerstand der Transportbewegung unter sonst gleichen Verhältnissen mit der Vergrösserung der Laufrollenhalbmesser vermindert.

Bezeichnet

R den Radius der Laufrollen, q den Zapfenhalbmesser der Laufrollenachsen, so empfiehlt es sich womöglich

205.

R > ÔQ

zu wählen.

Die Laufrollen erhalten nach Art der Eisenbahnräder meist innen liegende Seitenflanschen, seltener Doppelflanschen, und werden zweckmässig aus Hartguss hergestellt. Entweder laufen die Rollen lose auf festen Achsen, oder die Rollen werden auf ihren Achsen festgekeilt und die Achsen laufen alsdann in Lagern des Maschinengerüstes.

Erfolgt die Transportbewegung durch Einwirkung eines Zahnrädervorgeleges auf eine der Laufachsen, so müssen die Rollen selbstverständlich auf den Achsen fest sitzen.

Laufkatze von Weston mit selbstthätiger Klemmbremse.

Die Weston’sche Winde aus der Fabrik von Tangye Brothers, welche wir bereits früher S. 203 zur Erörterung der Weston’schen Lastdruckbremse, besprochen haben, bietet ein Beispiel für eine kleine Laufkatze, die mit Vortheil in Werkstätten Verwendung findet, um Arbeitsstücke aufzunehmen und auf Werkzeugmaschinen abzusetzen, oder von denselben herunterzunehmen.

Die Zeichnungen 4 und 5 auf Taf. 4 lassen ohne weiteres erkennen, wie das aus Flacheisen gebildete Maschinengestell an den Achsen zweier Laufräderpaare aufgehängt ist, so dass der Maschinenrahmen mit diesen Rädern einen Transport wagen für die Winde bildet. Die Last bleibt, wie wir früher nachgewiesen haben, freischwebend hängen. Bei der geringen Grösse derselben — die Winde ist für 125 kg Nutzlast konstruirt — lässt sich die erforderliche Verschiebung der Laufkatze leicht durch einen einfachen Zug an der Lastkette in der Richtung des Schienenstranges bewirken.

Laufkrahnkatze mit selbstthätiger iMsthemmung durch Differentialivindenwerk

von Zobel, Neubert & Co.

Eine Laufkrahnkatze von Zobel, Neubert & Co. in Schmalkalden stellen Fig. 1 und 2, Taf. 9, in Grund- und Aufriss dar. Die Wangen der Laufkatze, in welchen das ganze Maschinentriebwerk und die Laufrollen-Achsen gelagert sind, sind hier aus Gusseisen ausgeführt. Mit Rücksicht auf die beträchtliche Last von 3000 kg, für welche die Winde konstruirt ist, wird für die Transportbewegung ein besonderes Zahnrädervorgelege nothwendig. Dasselbe wirkt auf die eine Laufachse ein und wird, wie die eigentliche Winde selbst, durch ein besonderes Ziehrad mittelst Haspelseils von unten angetrieben.

Für das Differential-Windengetriebe sind bereits früher S. 123 die bezüglichen Rechnungen durchgeführt, und fanden wir für die ideelle Umfangskraft im Triebrade der für beide Kettenrollen gemeinsamen Vor-gelegewelle in Formel 140 den Werth

Po =

Qr R-2. — R\

2 • /?2 *

Der Ausführung entsprechend ist

Rx = 127, R₂ — 168, r = 65 und Q = 3000.

Demzufolge

^0 = ~ i⁸7 kg.

Das Umsetzungsverhältniss zwischen dem 10 zahnigen Triebrade der Vorgelegewelle und dem Haspelrade ist ungefähr =1:7 und somit der ideelle Zug am Haspelseil beim Aufwinden der Maximallast =<^027 kg.

Der Wirkungsgrad des ganzen Windenwerks, einschliesslich des Vorgeleges, wurde in den oben citirten früheren Erörterungen zu circa 50% ermittelt und demnach ist am Haspelseil effektiv ein Zug

p =    = 54 kg.

erforderlich, dessen Ausübung mindestens zwei Arbeiter erheischt.

Nimmt man die Geschwindigkeit mit der das Haspelseil niedergezogen wird, zu 0,6 m pro Sekunde an, und setzt die Lastgeschwindigkeit = v, so ergiebt sich ohne Rücksicht auf die Pausen während des Haspelns, die Hubgeschwindigkeit durch die Bedingung

3000    ,

= 54 • 0,6

v — 0,0054 m pro Sekunde.

Diese ausserordentlich geringe Hubgeschwindigkeit wird, wie die Rechnung zeigt, wesentlich durch die Effektverluste des Differentialwindenwerks bedingt, welches auf Kosten des Wirkungsgrades die Eigenschaft der Selbsthemmung durch die eigenen Bewegungswiderstände besitzt.

Nimmt man zur Berechnung des Vorgeleges für die Transportbewegung der Laufkatze das Eigengewicht der Winde, inclusive Lastkette, loser Rolle und Lasthaken, schätzungsweise = 600 kg an, so beträgt das Totalgewicht der vollbelasteten Winde 3600 kg.

Hieraus ergiebt sich für jede Laufrolle ein Druck von 900 kg.

Bezeichnet

D den Schienendruck pro Laufrolle,

R den Halbmesser der Laufrollen, q den Zapfenradius,

f den Koefficienten der wälzenden Reibung,

[h den Zapfenreibungskoefficienten,

U den Widerstand der totalen Reibung im Laufrollenumfang, so besteht die Bedingungsgleichung:

206* )

*) Vergleiche „Hütte“. Rollende Reibung.

Setzt man fi — 0,08, f — 0,5 mm, D, wie berechnet, = 900 kg-, und entnimmt der Zeichnung die Werthe q = 30 und R = 125 mm, so folgt

U — cv 21 kg.

Der totale Wälzungswiderstand der vier Laufrollen beträgt demnach

00 84 kg.

Da der direkte Antrieb einer Laufachse durch ein Haspelrad bei diesem Bewegungswiderstande unbequem grosse Dimensionen für das Haspelrad bedingen würde, ist ein Vorgelege mit dem Umsetzungsver-hältniss 1 : 2,21, entsprechend den Zähnezahlen 19 und 42, angeordnet. Der Haspelradradius ist ferner 175 mm, und daher bei einem Güteverhältniss des Vorgeleges von 0,93, wie solcher für die vorliegenden Verhältnisse nach unseren Tabellen anzunehmen ist, die erforderliche Zugkraft am Ziehseil zur Fortbewegung des vollbelasteten Windenwagens

§4 • I2$

0,93.2,21.175

=    30 kg.

In Anbetracht der kurzen Strecken, um welche derartige Laufkatzen fortzubewegen sind, und der seltenen Beanspruchung mit der Maximallast, genügt für die Transportbewegung ein Arbeiter. Eine Vergrösserung des Laufrollendurchmessers, welcher in der vorliegenden Ausführung abweichend von der sonst in der Praxis meist befolgten Regel nur etwa gleich dem Vierfachen des Zapfendurchmessers gewählt ist, würde den Widerstand der Transportbewegung bemerkbar vermindern.

Fahrbare Bockwinde der Mannheimer Maschinenfabrik.

Eine dritte Anordnung einer fahrbaren Winde, die im wesentlichen

ß-

BUS

Fig- 135-

lediglich aus einer auf Laufachsen gesetzten Bockwinde besteht, zeigt Figur 135.

Die gezeichnete Konstruktion entstammt der Mannheimer Maschinenfabrik von Mohr & Federhaff. Derartige fahrbare Bock winden finden auf Baugerüsten Verwendung, oder bilden die Laufkatze für Montirungs- und Giessereikrahne mit Bühnenwagen.

Für leichtere Lasten genügt die einfache Anordnung von Laufrollen, und der Transport der Winde erfolgt durch direkten Zug oder Schub. Winden für 3000 kg Maximallast und darüber erfordern dagegen die Einschaltung eines Vorgeleges, dessen Räderwerk auf eine der Laufachsen einwirkt.

Die vorliegende Konstruktion ist für das eigentliche Windenwerk mit ausrückbarem doppeltem Vorgelege, verschiebbarer Kurbelwelle und mit Sperr- und Bremswerk ausgestattet. Die verschiebbare Kurbelwelle wird, wie allgemein üblich, durch einen Stellriegel in den verschiedenen Positionen fixirt.

Das Räderwerk für die Transportbewegung ist ausserhalb des Maschinengerüstes angeordnet, und besteht aus einem Triebrade auf der Kurbelwelle und einem zweiten Triebrade auf der vorderen Laufachse, welche beide mit einem lose auf der verlängerten Kurbelwelle centrirten Zwischenrade in Eingriff stehen, das die von der Kurbelwelle empfangene Bewegung auf die Laufachse überträgt. Die Anordnung ist so getroffen, dass die Kurbelwelle für den Fall des Eingriffs mit dem Transporträderwerk, wie in der Figur gezeichnet, ausser Eingriff mit dem Räderwerk der eigentlichen Winde steht, so dass während der Fahrbewegung die aufgewundene Last, durch den Sperrmechanismus gehalten, in unveränderter Höhe hängen bleibt. Die erforderlichen Rechnungen sind durch das kurz zuvor behandelte Beispiel hinreichend erläutert und dürften hier nur noch Gewichtswerthe anzuführen sein.

Das Totalgewicht derartiger fahrbarer Winden mit vollständigem Laufräderantrieb beträgt bei Winden

für 3000 kg Nutzlast circa 725 kg, für 6000 kg Nutzlast circa 1000 kg.

Erfordert die Transportbewegung doppeltes Vorgelege, so isolirt man meist das Räderwerk für dieselbe vollständig von dem Hauptwindenwerk und lagert in dem Wagengestell eine besondere Kurbel welle für den Antrieb der Transportwinde.

Laufkatzenanordnungen, die lediglich aus einem Lasttransportwagen bestehen und nur mit Leitrollen für die Lastketten ausgestattet sind, während sowohl Lastwinde, wie Transport winde, am festen Maschinengestell placirt werden, wollen wir bei der Besprechung der Giessereikrahne erörtern.

Die fahrbaren Krahne werden in dem Abschnitt über Krahne behandelt werden.

Im übrigen ist darauf hinzuweisen, dass man auch Winden mit Dampfbetrieb ebenso wie die Winden mit Handbetrieb fahrbar ausführt. Eine derartig transportable Anordnung empfiehlt sich für Dampfwinden ganz besonders, wenn die lokalen Verhältnisse die Benutzbarkeit der Winde an verschiedenen Orten wünschenswert!! erscheinen lassen. Selbstverständlich muss alsdann mit der Winde auch gleichzeitig der erforderliche

zugehörige Dampfkessel auf dem Wagengestell Aufstellung finden, so dass die Konstruktion in dieser Beziehung ähnlich wie die der später zu besprechenden fahrbaren Dampfkrahne auszuführen ist. Das Wagengestell wird aus Schmiedeeisen konstruirt und mit einfachen glatten eisernen Laufrädern zum Transport auf gewöhnlichen Strassen ausgestattet Man verzichtet hierbei auf die Anordnung eines selbstthätigen Fährbetriebs, und rechnet auf einen Transport der ganzen Maschine durch Menschen oder Pferde.

Fahrbare Dampfwinden werden in England beispielsweise von Appleby Brothers in London und von Shank gebaut, in Deutschland führt die Maschinenfabrik von Menck & Hambrock in Ottensen bei Altona diese Specialität aus.

d. Aufzüge.

a. Allgemeines über Fahrstuhlaufzüge.

Obwohl jede Winde zum Aufziehen von Lasten dient und demnach kurz „Aufzug“ genannt werden könnte, pflegt man mit diesem Namen im engeren Sinne doch nur die stationären Anlagen für Hochöfen, Mühlen, Brauereien, Fabriken, Speicher etc. und für grosse Wohnhäuser, Hotels u. s. f. zu bezeichnen, welche dazu dienen, Lasten oder Personen in bestimmte Etagenhöhen zu fördern, eventuell aus oberen Stockwerken in tiefer gelegene zu senken. Auch findet die Bezeichnung Anwendung auf die vorübergehenden Anlagen zum Aufziehen von Baumaterialien für grosse Bauten. Je nach dem Ort der Aufstellung und dem Zweck der Aufzüge spricht man von Gicht-, Speicher-, Fabrik-Aufzügen, oder von Malz-, Baumaterialien-, Personenaufzügen etc.

Im allgemeinen werden derartige Anlagen zur Aufnahme der Lasten mit besonderen Förderschalen — Fahrkorb oder Fahrstuhl genannt — ausgerüstet, und daher auch das ganze Hebewerk als Fahrstuhlwinde, oder kurz als Stuhlwinde bezeichnet. Zu den Aufzügen gehören aber auch die sogenannten ,,Elevatoren“, deren Fördergefässe aus Bechern bestehen, welche nach Art eines Paternosterwerkes auf einem Gurt ohne Ende befestigt sind.

vertikalen hölzernen Ruthen erfolgt, welche ihrerseits mit den

an

In den meisten Fällen steigen die Fahrstühle in einem besonderen Schacht auf und nieder, der entweder im Innern des bezüglichen Gebäudes angelegt ist, oder, wie bei Hochöfen, besonders für diesen Zweck aufgezimmert und in Eisenkonstruktion ausgeführt wird. Nicht selten findet man aber auch die Aufzüge an der Aussenmauer des Fabrikgebäudes oder Speichers angelegt. In allen Fällen erhalten die Fahrstühle auf zwei gegenüberliegenden Seiten eine Führung an vertikalen eisernen Schienen. Als Führungsschienen benutzt man meist Winkeleisen, dessen Befestigung häufig

Etagenbalken fest verbunden sind, oder am Aussenmauerwerk in mindestens je drei Meter Entfernung solide verschraubt werden.

Eine sorgfältige vertikale Montirung ist von grosser Wichtigkeit, da die gleitende Reibung der Führungsstücke des Stuhls sonst beträchtliche Effektverluste verursacht.

Zur Führung des Stuhls an den Schienen dienen in der Regel nur einfache schmiedeeiserne oder gusseiserne Lappen, die oben und unten am Fahrstuhl derartig angeordnet werden, dass die Leitschiene jedesmal von zwei Seiten umfasst wird. Seltener werden die Gleitstücke durch Führungsrollen ersetzt.

Fahrstühle für leichtere Lasten konstruirt man einfach aus einer hölzernen Plattform mit vertikaler hölzerner Rückenlehne, die durch Eisenbeschlag und zwei schräge Zugbänder an den Seiten die erforderliche gegenseitige Verbindung erhalten. Die Aufhängung des Stuhls erfolgt dann durch einen an der Rückenlehne befestigten eisernen Bügel.

Fahrstühle für schwerere Lasten konstruirt man ganz aus Eck- und Flacheisenverbindungen und stellt nur den Boden aus eichenen oder buchenen Bohlen her. Die Aufhängung der schwereren Stühle erfolgt ferner stets in der Mitte über der Plattform, und wird zu dem Zweck die ganze Stuhlkonstruktion an einen eisernen Querträger, oder einen mit der Bodenkonstruktion korrespondirenden Oberrahmen angeschlossen. Die Verbindung des Querträgers mit der Plattform darf nur an den Führungsseiten des Stuhls durch schräglaufende Bänder vermittelt werden, damit die beiden anderen Seiten zum Auf- und Abladen frei bleiben. Fahrstühle dagegen, welche ausschliesslich zur Personenbeförderung bestimmt sind, konstruirt man als geschlossenes Coupé mit verschliessbarer Thür. Für die speciellere Konstruktion wird die nachfolgende Besprechung ausgeführter Aufzüge die nöthigen Anhaltspunkte geben.

Je nach der Windenkonstruktion hängt man die Stühle an Gurte, Riemen, Seile oder Ketten. Riemen sind am wenigsten empfehlenswerth, weil sie stets aus mehreren Stücken zusammengesetzt werden müssen. Für grosse Fördergeschwindigkeiten eignen sich Gurte oder Seile am besten, weil sie am ruhigsten arbeiten. In solchen Fällen wendet man Fördergeschwindigkeiten bis 300 mm pro Sekunde an, selten mehr.

Die häufigen Unglücksfälle, welche beim Fahrstuhlbetrieb Vorkommen, mahnen zu besonderen Vorsichtsmassregeln.⁷) In erster Linie ist die strenge Ausübung einer regelmässigen Kontrolle der Beschaffenheit der Gurte, Seile oder Ketten durchzuführen. Für Ketten empfiehlt sich ausserdem in Zeiträumen von einem Jahr ein schwaches Ausglühen, da er-fahrungsmässig sehniges Schmiedeeisen durch dauernde Vibrationen, die beim Fahrstuhlbetrieb unausbleiblich sind, krystallinisches Gefüge annimmt und unvermuthet zum Bruch neigt.

Für Fahrstühle mit Riemenantrieb ist für die höchste Stellung eine Selbstausrückung des Triebwerks nach Art der Umsteuerung für Hobelmaschinen anzuordnen, welche, sobald der Fahrstuhl in die Endposition gelangt, auf den Riemenausrücker einwirkt und die Arretirung selbst-thätig vollzieht. Fehlt eine derartige Selbstarretirung, so kann bei unachtsamer Bedienung der Fahrstuhl mit unveränderter Geschwindigkeit bis an die Winde oder die Leitrolle über der Schachtmündung gehoben werden, und der plötzliche Anstoss, wie die zerrende Wirkung des weiter arbeitenden Triebwerks erklärt zur Genüge die in solchen Fällen wieder-

holt eingetretenen Zerstörungen der Aufhängung, welche ein Herabstürzen des Fahrstuhls aus der höchsten Position zur Folge haben.

Für schwer belastete Fahrstühle empfiehlt sich die Einschaltung eines Gummibuffers in die Aufhängung, um das plötzliche ruckweise Anziehen des Triebwerks elastisch auszugleichen.

Die Tragfähigkeit der Aufzüge ist durch Anschläge anzugeben und fahrlässige Überlastungen sind mit Geldstrafen zu belegen. Wird der Aufzug zum Heben ganz bestimmter Materialien benutzt, so hat man bei der Dimensionenbestimmung des Fahrstuhls darauf Rücksicht zu nehmen, dass möglichst schon durch die Abmessungen desselben eine Überlastung verhindert wird. Am sichersten lässt sich dies erreichen, wenn zum Materialientransport Wagen benutzt werden, die einen genau abgegrenzten Fassungsraum haben.

Die Bedienung und Benutzung der Aufzüge ist ferner nur ganz bestimmten Personen zu übertragen und jeder Unbefugte durch Warnungsanschlag für die Folgen eines Unfalls persönlich verantwortlich zu machen, mit dem Hinweis, dass bei Übertretungen für eigene körperliche Verletzungen das Etablissement keine Haftpflicht übernimmt. Der Fahrschacht ist mindestens durch Latten abzuschlagen und die Zugänge durch Barrieren abzusperren, die ein Hineinlehnen in den Fahrschacht verhindern, da gerade hierbei wiederholt tödtliche Verletzungen durch unvermuthetes Niedergehen aus der Höhe herabkommender Förderschalen vorgekommen sind.

Für Magazine und Fabriken mit feuergefährlichem Betrieb empfiehlt sich die Anordnung der Aufzüge ausserhalb des Gebäudes, oder die freilich viel kostspieligere Anlage eines gemauerten Schachtes mit Thürverschlüssen, da bei ausbrechendem Feuer offene Fahrschächte mit Holzwerk die schnelle Verbreitung der Flammen durch alle Stockwerke besonders begünstigen. Aus demselben Grunde werden Personenaufzüge in bewohnten Häusern in gemauerten Fahrschächten untergebracht. In Fabriken und Speichern sind bei Feuersgefahr alsdann sofort sämmtliche Zugangsthüren zum Fahrschacht zu schliessen und nachts für alle Eventualitäten stets geschlossen zu halten.

Die Fahrstühle, welche zeitweise oder ausschliesslich zur Beförderung von Personen benutzt werden, müssen unter allen Umständen mit Sicherheitsvorkehrungen versehen sein, welche ein Herabstürzen des Fahrstuhls bei Zerstörung des Lastgurtes verhüten. Die älteren Sicherheitsvorkehrungen derart verfolgen sämmtlich das Princip, die Förderschale an den Führungsruthen festzuklemmen, sobald eine Zerstörung der Aufhängung ein-tritt, indem durch Aufhebung der Lastseilspannung eine Federwirkung frei wird, die meisseiartige Fangklauen, Sperrklinken, verzahnte Excenter oder ähnliche Apparate durch Hebelwerke in die Führungsruthen einpresst oder in Zahnstangen einwirft.⁸) Keine dieser Vorrichtungen hat sich bisher als absolut zuverlässig erwiesen. Der Hauptübelstand des Konstruktionsprincipes liegt in der Ausschliessung irgend welcher

Funktionirung der bezüglichen Maschinentheile während des normalen Betriebes, wodurch die beweglichen Theile, falls nicht eine häufige und sorgfältige Kontrolle ausgeübt wird, festrosten, verschmutzen und dann im Fall der Noth den Dienst versagen.

Thut der Fangapparat aber wirklich seine Dienste, so bleibt der F'ahrstuhl mitten im F'örderschacht hängen und die Befreiung desselben aus seiner Klemmlage, sowie das Herunterholen der Insassen bereitet unter allen Umständen Schwierigkeiten. Diese Übelstände der älteren Fangvorrichtungen sind durch das Konstruktionsprincip der Einschaltung einer Sicherheits-F'allbremse, die den abgerissenen Fahrstuhl mit gleichmässiger und gefahrloser Geschwindigkeit herabgleiten lässt, bis derselbe, wie bei normalem Betriebe, unten anlangt, erfolgreich beseitigt. Die bezügliche Vorrichtung ist bereits in dem Abschnitt über Bremsen erwähnt und werden wir weiter unten dieselbe bei Besprechung der Gesammt - Disposition der Becker’schen Fahrstühle eingehender zu erörtern haben.

Die Fahrstuhlwinde selbst kann unmittelbar über dem Schacht oder seitlich davon Aufstellung finden. Der Antrieb erfolgt je nach den lokalen Verhältnissen durch Handbetrieb, Riemenbetrieb, oder durch einen selbstständigen Motor. Ist in dem Etablissement ein Dampfmotor mit Transmissionsleitungen vorhanden, so empfiehlt sich auch für seltenere Benutzung des Aufzuges unbedingt die Ausnutzung der vorhandenen motorischen Elementarkraft. In anderen Fällen entscheidet naturgemäss das durchschnittlich zu fördernde Lastquantum, ob der Aufzug auf Handbetrieb zu beschränken ist, oder ob die Anlage eines selbstständigen Motors rentabel wird. In vielen Fällen wird für derartig isolirte Fahrstuhl winden ein Gasmotor mit Vortheil zu verwenden sein.

Bei Handbetrieb findet man nicht selten Haspelräder angewendet, da alsdann der Aufzug durch die im Schacht bis unten hinabhängende Ziehkette oder mittelst des Haspelseils von jeder Etage, wie durch einen mit auffahrenden Arbeiter vom Stuhl aus, in Bewegung gesetzt werden kann. Um hierbei ein Hin- und Herschlenkern der endlosen Ziehkette zu verhüten, ist dieselbe auch unten über eine Führungsrolle zu leiten. Für Haspelseile dient diese untere Rolle gleichzeitig als Spannrolle, um das Seil mit der erforderlichen Kraft in die konische Umfangsnuth des Haspelrades hineinzuziehen. Mit Rücksicht auf die Längenänderung der Seile durch allmähliche Zugdehnung und durch den Einfluss der Witterung sind derartige Spann-F'ührungsrollen für Seile verschiebbar anzuordnen.

Man lagert zu dem Zweck die Rolle in einem Schlittenstück, das zwischen vertikalen Führungen beweglich ist, und bestimmt das Gewicht des Schlittens nach Massgabe der erforderlichen Seilspannung.

Bei Fahrstuhlwinden mit Riemenbetrieb ist in analoger Weise Ein-und Ausrückung des Treibriemens durch ein Steuerseil oder eine Steuerkette, welche durch alle Fragen hinabreicht, zu vermitteln.

Bei Winden mit selbstständigem Motor erfolgt die Regulirung des Fahrstuhlbetriebes häufig vom Standpunkt des Maschinenwärters, der zur ständigen Beaufsichtigung des Motors bei diesem stationirt sein muss.

Es empfiehlt sich in beiden Fällen, gleichgültig- ob Hand- oder Riemenbetrieb angeordnet ist, den Bremsapparat zur Regulirung der Lastsenkung womöglich mit der Haspelkette, oder mit der Steuerkette in Verbindung zu setzen, um Doppelketten, deren Benutzung zu Irrungen Veranlassung geben kann, zu vermeiden, und durch Vereinfachung der Bedienung des Apparates auch gleichzeitig die Sicherheit des Betriebes zu erhöhen. Wendet man Handbetrieb an, so bieten die verschiedenen Konstruktionen für Sicherheitskurbeln mit Ein- und Auskuppelung der Antriebwelle und selbstthätiger Einrückung des Bremswerks durch die Umkehrung des Betriebes für die Lastsenkung, ein reichhaltiges Material, der aufgestellten Forderung zu genügen. Riemenbetrieb vorausgesetzt, gestattet die Einschaltung einer Sperrradbremse eine bequeme Kombination mit dem Ein- und Ausrückmechanismus für gewöhnliche Aufzüge. Für Doppelaufzüge ist die Umsteuerung mit einer einfachen Lösungsbremse zu vereinigen. Auch bei Winden mit selbstständigem Motor findet man das Bremswerk in der Weise direkt an den Umsteuerungshebel angeschlossen, dass gleichzeitig mit der Einstellung der Steuerung für den Stillstand des Motors die Bremse angezogen wird, während sich dieselbe selbstthätig lüftet, sobald man die Steuerung zum Anlassen der Maschine umlegt. ⁹)

Die Bequemlichkeit, welche der Fahrstuhl für das Aufsetzen der Lasten ohne weitere Befestigung bietet, ist mit dem Nachtheil verbunden, dass die Winde bei jeder Lastförderung das Eigengewicht des Fahrstuhls als todte Last mit zu heben hat. Bei der Bestimmung des Nutzeffektes eines Aufzuges ist also streng genommen der Kraftaufwand, welcher zum Aufwinden des leeren Förderstuhles erforderlich ist, mit in Rechnung zu setzen und den schädlichen Widerständen zuzuzählen. Man kann diesen

Arbeitsverlust theilweis durch Anordnung eines Gegengewichts ausgleichen, aber immerhin wird auch dann der Nutzeffekt der ganzen Anlage noch durch die Widerstände der Kettenleitung über mehrere Rollen und durch die gleitende Reibung des Gegengewichts an den Führungen nicht unwesentlich beeinträchtigt. Diese Verhältnisse, sowie die Mehrkosten der ganzen Anlage lassen daher Ausbalancirungen im allgemeinen lediglich für schwere Stühle vortheilhaft erscheinen.

Bei leichteren Fahrstühlen genügt das Eigengewicht meist nur um den leeren Stuhl mit passender Geschwindigkeit zurückzubringen, und wenn ein derartiger Stuhl häufig leer niedergeht, empfiehlt sich eine Aus-balancirung desselben überhaupt nur, wenn eine verhältnissmässig schwache Antriebkraft zur Verfügung steht, vor allem, wenn man auf Handbetrieb beschränkt ist. In solchen Fällen gewährt die Ausbalancirung auch leichter Fahrstühle denbeachtenswerthen Vortheil, dass der totale motorische Arbeitsaufwand sich annähernd gleichmässig auf die Auf- und Abtriebperiode vertheilen lässt.

Bei Fahrstühlen mit Handbetrieb findet man in der Regel Gegengewichte an gewendet, die meist so normirt werden, dass sie etwas leichter als das Stuhlgewicht, etwa 75 pCt. desselben betragen. Infolge der schäd-liehen Widerstände ist dann immer noch ein schwacher Zug erforderlich, um den leeren Stuhl zu senken.

Ausbalancirte Fahrstühle mit Riemenbetrieb müssen wie Doppelaufzüge mit Wendegetriebe für Auf- und Abtrieb ausgerüstet werden, sobald man die Ausbalancirung so weit steigert, dass der leere Fahrstuhl nicht mehr selbstthätig zurücksinkt. Am einfachsten gestaltet sich die Ausbalancirung, wenn man Winden mit Kettennuss oder Seilfriktionsrollen anwendet, bei denen man das Gegengewicht ohne weiteres an das frei herabhängende Ende der Fahrstuhlkette, oder des Aufzugseils anhängen kann.

Nach dieser allgemeinen Erörterung gehen wir zur Besprechung einzelner ausgeführter Konstruktionen über und behandeln zunächst die Aufzüge für Fahrstühle, sodann die Elevatoren im engeren Sinne.

ß. Ausgeführte Fahrstuhlaufzüge

Stuhlwinde für Mühlen von Fink.

Fig. 3 und 4, Taf. 9, stellen die Konstruktion eines Mühlenaufzugs dar, welche zuerst für die Königlichen Mühlen in Berlin ausgeführt, eine ausserordentlich weite Verbreitung gefunden hat.¹⁰) Der Fahrstuhl hängt an einem Gurt, welcher über eine Leitrolle auf die hölzerne Windenachse A geführt wird, die gleichzeitig als Windentrommel dient. Der Fahrstuhl selbst besteht aus einer einfachen hölzernen Plattform mit hölzerner Rückenlehne; dieselben sind durch zwei schräge Schienen und Eisenbeschlag mit einander verbunden. Die Führung des Stuhls wird durch vier Lappenpaare an Winkeleisenschienen vermittelt.

¹

Die Zeichnung ist dem Practical Mechanic’s Journal, Oktoberheft 1868, entnommen.

²

Die Darstellung dieser Konstruktion findet sich in der Sammlung von Zeichnungen für die Hütte, 1874 Blatt 9a u. 9b, welcher Quelle die wesentlichsten Details für die Besprechung entnommen sind.

³

Radinger, Bericht über die Motoren der Wiener Welt-Ausstellung 1873.

⁴

Mit derselben Umsteuerung sind die kleinen Dampfschiffe in Stockholm ausgerüstet.

⁵

A. Riedler, Bericht über die Ausstellung zu Philadelphia, Personen- und Lastenaufzüge, Seite 64 und Tafel 10.

⁶

Siehe Erbkamm, Zeitschrift für Bauwesen 1878 ,,v. Dömming. Die Kohlenverladevor-richtungen in den englischen Kohlenhäfen“.

⁷

Vergl. Putsch, Schutzvorrichtungen in gewerblichen Anlagen etc. Zeitschrift des Vereins deutscher Ingenieure 1882, S. 60.

⁸

Vergl. „Malmedie, Fangvorrichtungen“, Zeitschrift des Vereins deutscher Ingenieure 1868 Seite 353, ferner Practical Mechanic’s Journal Oktober 1868, und Wiebe’s Skizzenbuch 1870 Heft LXVJI. Blatt 6, schliesslich A. Riedler, Personen- und Lastenaufzüge Blatt 1, Fig. 7 u. 8.

⁹

Vergleiche Wiebe’s Skizzenbuch Heft XXIV Blatt 2. Dampfwinde von Borsig für die Aktien-Zucker-Raffinerie zu Halle a. S.

¹⁰

Vergleiche Sammlung von Zeichnungen für die Hütte 1854 Tafel iol. Die hier benutzte Konstruktionsdarstellung ist der „Sammlung von Zeichnungen ausgeführter Maschinen von C. Fink“ entnommen.

Der Antrieb der Windenachse erfolgt direkt von einer Transmissionswelle aus durch Riementrieb, und die zu diesem Zweck auf der Achse A angeordnete Scheibe B wirkt im übrigen während der Ruhepausen und der Lastsenkung gleichzeitig als Bremsscheibe. Um den Antrieb zu vermitteln, wird die Achse A, welche mit dem einen Endzapfen in einem drehbaren Lager abgestützt ist, mit dem anderen Zapfen auf dem Hebel H ruht, durch die Einwirkung des Zugseils Z auf den Hebel H angehoben. Hierdurch wird der Treibriemen, welcher in ruhendem Zustande lose und schlaff auf der Scheibe B hängt, gespannt und fest gegen die Transmissionsscheibe T gepresst, so dass sich deren kontinuirliche Rotation nunmehr auf die Scheibe B und die Windenachse A fortpflanzt.

Lässt man das Zugseil, welches über Leitrollen in den Fahrschacht hinabgeleitet ist, um von jeder Etage gehandhabt werden zu können, los, so sinkt die Scheibe B in das unter ihr befindliche Balkenlager zurück. Während der Antrieb durch Aufhebung der Riemenspannung unterbrochen wird, wird auch gleichzeitig der Rücklauf der Windenachse und das Zurücksinken des Fahrstuhls durch den Reibungswiderstand des Bremslagers an den seitlichen Keilflächen der hölzernen Scheibe B ver-

hindert. Ein massiger Zug am Ziehseil gestattet die Scheibe B mehr oder minder aus dem Klotzlager zu lüften, so dass der Fahrstuhl alsdann gebremst niedergeht.

Die Berechnung der Bremswirkung für die vorliegende Konstruktion ist mit Hülfe der Formeln S. 161 u. 162 durchzuführen, wobei zu beachten, dass der Gurt nach oben geleitet ist.

Fig. 136 veranschaulicht das Achsenlager, welches den festen Stützpunkt für die Windenachse bildet und, wie aus der Figur ersichtlich, um einen horizontalen Zapfen in einem Konsol drehbar ist, um die erforderliche Drehbeweglichkeit der Achse zu gestatten. Fig. 137 stellt das Lager

ÜH

(oj

Fig. 137-i : 8.

Fig. 136.

i : 8.

zu-

für den zweiten Endzapfen der Achse dar und lässt die Verschraubung desselben mit dem schmiedeeisernen Hebel erkennen. Der zugehörige Zapfen läuft in diesem Lager ohne Bundbegrenzungen, da beim Anheben der Achse eine geringe Längenverschiebung des Zapfens stattfindet. Statt der hölzernen Windenachsen wendet man mit der nehmenden Einführung von Eisenkonstruktionen im Mühlenbau eiserne Achsen mit besonderer Gurttrommel an.

In Mühlen dienen diese Fahrstühle zum Aufwinden von Getreidesäcken. Die üblichen Abmessungen sind unserer Zeichnung entsprechend nachfolgend zusammengestellt.

Grundfläche des Fahrstuhls 800 X goo mm,

Gurtbreite 200 mm,

Gurttrommeldurchmesser 300 mm,

Totale Länge der Trommelwelle 3 m, Durchmesser derselben bei Schmiedeeisen 65 mm, bei Holz 200 mm; Tourenzahl 40 pro Minute,

Bremsscheibendurchmesser 1,5 m,

Transmissionsriemen 100 mm breit.

Malzaufzug von Gebrüder Weismuller in Frankfurt a.[M.

Eine neuere Anordnung einer analogen Aufzugwinde von Gebrüder Weismüller in Frankfurt a./M., welche von dieser Fabrik vorzugsweise

für Brauereien zum Aufziehen von Grünmalz und Gerste ausgeführt wird, veranschaulicht die Skizze Fig. 138. Die Riemscheibe sitzt hier nicht direkt auf der Trommel welle, sondern ist auf einer Vorgelegewelle aufgekeilt, so dass bei der Spannung des Treibriemens durch das Anheben des Hebels H nur die Vorgelege welle zu heben ist. Um einen kräftigen Zug ausüben zu können, ist am Ende des Spannhebels eine lose Rolle angeordnet und das Zugseil von der Decke über diese und dann erst durch Leitrollen in den Fahrschacht hinabgeleitet.

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Fig. 138. i 130.

Das Vorgelege ist direkt auf dem Spannhebel gelagert, der mit zwei Gabelköpfen lose auf der Last welle centrirt ist, so dass sich die Vorgelegewelle bei einer Veränderung der Hebellage in einem concentrischen Kreis zur Trommelwelle bewegt und das Triebrad in konstantem Eingriff mit dem Trommelrade bleibt. Riemscheibe und Triebrad sitzen ausserhalb der Hebelgabel, während gleichzeitig auf der Vorgelegewelle innerhalb der Gabel auch noch eine Bremsscheibe angeordnet ist. Bei der Ruhelage des Spannhebels legt sich diese Bremsscheibe, wie bei der vorstehend besprochenen Ausführung der älteren Stuhlwinden, auf einen Bremsklotz, und die Anpressung durch das Eigengewicht des Spannhebels mit dem auf ihm gelagerten Räderwerk reicht aus, um eine rückläufige Bewegung der vollbelasteten Winde unmöglich zu machen. Eine massige Lüftung des Hebels gestattet den Rücklauf mit beliebig regulirbarer Bremswirkung. Zieht man den Hebel aus dieser mittleren Stellung scharf nach oben in die höchste Position, so spannt sich der Treibriemen, und die Last wird aufgewunden.

Die Konstruktion zeichnet sich durch ihre kompendiöse Gesammt-anordnung aus. Die Lastwelle ist festgelagert und auch die bewegliche

Vorgelegewelle wird parallel zu sich angehoben und gesenkt, so dass die schiefen Achsen und Zapfendrucke, welche bei der älteren Stuhlwinde auf-treten, vermieden sind. Nachstehend sind die Hauptabmessungen für die beiden Modellgrössen der genannten Fabrik zusammengestellt.

Zähnezahl des Bronze-Getriebes

12

12

Zähnezahl des Rades

90

62

Trommeldurchmesser

200

200

Riemenscheibendurchmesser

500

500

Riemenscheibenbreite

100

100

Tourenzahl p. Minute

TOO

TOO

Hubgeschwindigkeit p. 1 Sekunde

140

200

Tragkraft a. d. Trommel

1000

700

Breite der ganzen Winde

1000

800

Höhe der ganzen Winde

600

600

Länge der ganzen Winde

1200

[200

Gewicht der ganzen Winde in kg

350

300

Betriebskraft

2 HB

2HP

Die beiden vorstehend besprochenen Anordnungen leiden an dem gemeinsamen Übelstand, dass das ruckweise Anziehen des Treibriemens die Haltbarkeit desselben beeinträchtigt. Eine etwaige Zerstörung desselben im Moment der Anspannung wirkt besonders gefahrvoll, denn der Spannhebel schnellt durch den Treibriemenbruch in die Höhe und hebt die Bremsscheibe soweit aus dem Bremsklotz, dass der Arbeiter selbst bei voller Geistesgegenwart die Bremse erst zurückfallen lassen kann, während der Fahrstuhl bereits hinabstürzt; gelingt es selbst die Bremse noch während der Sturzbewegung einzuwerfen, so sind auch dann noch durch die plötzliche Hemmung schwere Erschütterungen und Zerstörungen zu befürchten.

So bequem also auch derartige Aufzüge durch ihr rasches Funktioniren in normalem Zustande zum Aufwinden und Senken leichter Lasten sind, so gefahrvoll wirkt jede Schadhaftigkeit, und die Zerstörung des Treibriemens hat dieselben Folgen wie ein Bruch des Lastgurtes selbst. Es sind also auch hier die Treibriemen einer besonders sorgfältigen Kontrolle zu unterwerfen, und die leichtsinnige und leider noch sehr allgemein übliche Benutzung solcher Stuhl winden zum Auffahren der Arbeiter sollte unter allen Umständen verboten sein. Auch für schwerere Lasten erscheinen diese Aufzüge ohne besondere Sicherheitsvorkehrungen nicht empfehlenswert!!.

Fahrstuhlwinde mit Friktionsräderwerk von Gehr. Weismuller in Frankfurt a./M.

Eine Fahrstuhlwinde mit Friktionsräderwerk von Gebrüder Weismüller in Frankfurt a./M. ist auf Taf. 9 in den Fig. 5 und 6 dargestellt.

Auch hier ist in analoger Weise wie bei den vorstehenden Konstruktionen die Ein- und Ausrückung der Winde durch bewegliche Anordnung des Triebwerks erzielt ; aber zunächst wird bereits dadurch eine grössere Sicherheit erlangt, dass die Vorgelegewelle fest im Bockgestell der Maschine gelagert ist und der Treibriemen also gleichmässig gespannt bleibt. Ein-und Ausrückung des Triebwerks wird durch die Beweglichkeit der Trommelwelle vermittelt. Zu diesem Zweck ist die Trommelwelle in zwei mit Rothguss ausgebuchsten Gleitklötzen gelagert, welche im Maschinengestell eine vertikale Schlittenführung finden und durch die Lagerstützen D mit dem Druckhebel werk in Verbindung stehen. Um ein paralleles Anheben der Trommelwelle zu erzielen, ist das ganze Hebelwerk doppelt angeordnet und wirkt durch die ebenfalls doppelt vorhandenen Lagerstützen auf beide Wellenenden gleichmässig. Das Elebelwerk ist als Kniehebelwerk konstruirt und wird durch den Haupthebel H in Thätigkeit gesetzt. Das Kniehebelwerk besteht auf jeder Seite aus dem um den Zapfen A drehbaren Hebel L und dem Hebel W, welcher auf der durchgehenden Welle B befestigt ist. Dem Hebel W entspricht auf der anderen Seite der grosse Hebel //. Das Kniegelenk wird durch kleine Rothgussklötze gebildet, welche in den prismatischen Schlitzen der Hebelköpfe von L gleiten. Die Gleitklötze stehen durch Zapfeneingriff mit dem Hebel W, und auf der anderen Seite direkt mit dem Haupthebel H in Verbindung. Die Lagerstützen sind durch Scharnierbolzen C an die Hebel L angeschlossen. Um die Lagerstützen für eine genau parallele Einrückung der Reibräder adjustiren zu können, empfiehlt sich die Einschaltung eines Zwischenstücks mit Rechts- und Linksgewinde.

Bei der durch ein Ziehseil vermittelten Aufwärtsbewegung des Hebelwerks, das auf die lose Rolle am Ende des Haupthebels einwirkt, und von jeder beliebigen Stelle des Fahrschachtes aus gezogen werden kann, gleiten die Kniegelenkklötze nach aussen. Es verkürzt sich der Druckarm des Hebels W, während sich gleichzeitig der Gegenhebelarm verlängert, und so verstärkt sich gerade im Moment der Keilräder-Anpressung der Druck des Kniehebelwerks durch die zunehmende Ver-grösserung des Hebelumsetzungsverhältnisses um so intensiver, je mehr sich der Hebel W der vertikalen Stellung nähert. Die Anpressung der Räder wird auf diese Weise sehr sanft und kraftvoll eingeleitet und das ganze Hebelwerk wirkt mit einer elastischen Drucksteigerung und Nachgiebigkeit, welche nach den vorliegenden Erfahrungen neben der parallelen Einrückung der Keilprofile eine der wesentlichsten Grundbedingungen für die Dauerhaftigkeit der Keilrädertriebwerke bilden. Gerade durch diese Detailausführungen unterscheiden sich die Weismüller’schen Friktionswinden sehr vortheilhaft von sonst üblichen Konstruktionen.

Die vielfach ausgeführte einfache Keilrädereinrückung durch einseitiges Anheben der Trommelwellen nach Art der Anordnung der älteren Stuhlwinden mit Treibriemenspannung bedingt naturgemäss eine einseitige, und schnelle Abnutzung der Keilprofile, aber auch das harte Anpressen der Räder durch Schrauben oder excentrische Lager erweist sich als äusserst nachtheilig und beschleunigt den Verschleiss.

Die Gesammtdisposition zur Aufstellung einer derartigen Winde ist durch die Skizze Fig. 139, S. 262, veranschaulicht. Im übrigen ist noch darauf hin-

zuweisen, dass durch die Ausrückung des Triebwerks das grosse Keilrad in einen unter ihm liegenden Bremsklotz gesenkt und dadurch die Winde festgestellt wird, während ein theilweises Lüften des Rades durch massiges Anheben des Hebelwerks, ebenso wie bei den früher besprochenen Konstruktionen, den gebremsten Lastniederg-ang einleitet.

•Br

AJ

Fig. 139.

Das Güteverhältniss des Keilrädervorgeleges ist in früheren Untersuchungen über die allgemeinen Details berechnet und für verschiedene Konstruktionswerthe aufgestellt.

Die für Friktionsrädergetriebe erforderliche starke Achsenpressung beeinflusst naturgemäss auch das Güteverhältniss der Trommelwelle, auf welche die Vorlegewelle ein wirkt; aber auch hier hat man es in der Hand durch eine geeignete Konstruktionsanordnung, vor allem durch Anwendung kleiner Keilnuthenwinkel und ausreichend grosser Trommelräder, die Verhältnisse ebenso günstig zu gestalten, wie bei Zahnräderantrieb.

Während die Achsenanpres-sung in der Vertikalen erfolgt, empfiehlt es sich, das Lastseil oder die Lastkette der Trommel möglichst horizontal zuzuführen, um eine selbst-thätige Einwirkung des Lastzuges auf die Vertikalbewegung der Trommel zu vermeiden.

's.

'-A

Vf.

Fig. 140.

Bezeichnen wir, Fig. 140, den Lastzug an der Trommelwelle mit Q und setzen ferner voraus, dass das Verhältniss des Trommeldurchmessers zum Durchmesser des Keilrades auf der Trommel welle =1:6 gewählt wird, so würde zum Aufwinden der Last Q am Trommelrade ein Umfangsdruck P erforderlich sein,

Aus dem horizontalen Lastzug⁻ und der entgegengesetzten Antriebkraft P des Trommelrades resultirt ein horizontaler Achsendruck

H=Q-\ = \Q.

aus

Für die zum Antrieb erforderliche Achsenpressung D folgt Gleichung 171, unter Voraussetzung eines totalen Keilnuthenwinkels von 30°,

D —    4 P,

yß-

mithin hier D —

H und D resultirende

Somit ergiebt sich schliesslich der aus Zapfendruck

Bei derselben Konstruktionsdisposition für Zahnräderantrieb würde sich der Achsendruck der Trommelwelle direkt durch die llorizontalkraft

//= 10=0,833 0

bestimmen. Nehmen wir den Zapfenreibungskoefficienten ^ — 0,08 an, so ergiebt sich die Zapfenreibung:

im ersten Fall, für Friktionsbetrieb [ju Z — 0,085 Q und im zweiten Fall, für Zahnräderbetrieb (iH — 0,067 Q-

Der Einfluss der Differenz dieser Werthe auf das totale Gütever-hältniss der Trommelwellen beträgt etwa nur V2 pCt., und selbst wenn das Verhältniss zwischen Trommelradius und Keilradhalbmesser, analog den Durchschnittswerthen für die entsprechenden Abmessungen der Winden mit Zahnräderbetrieb, nur = 1:4 ist, so ergiebt sich das Güteverhältniss der Trommel wellen mit Keilräderantrieb so wenig ungünstiger, als bei Zahnräderwerken, dass die Werthe, welche wir für den Wirkungsgrad von Trommelwellen mit Zahnräderantrieb entwickelt haben, auch noch für Trommel wellen mit Keilfriktionsrädern genügend genau erscheinen.

Für die vorliegende Konstruktion ist der Keiltriebradius 80 mm, der Radius des grösseren Keilrades 400 mm, der Trommelradius 100 mm und der Riemscheibenhalbmesser 250 mm.

Bei 500 kg Last an der Trommel ist nach der Seiltabelle ein Seil von 26 bis 29 mm erforderlich. Flierdurch vergrössert sich der Lastarm auf oj 115 mm.

Entnimmt man den vorstehenden Begründungen entsprechend, den

Wirkungsgrad der Seiltrommel aus der für Seiltrommeln mit Zahnräderantrieb aufgestellten Tabelle, S. 112, so ist für denselben

Vi = °>9²4

einzuführen.

Das Güteverhältniss des Keilrädervorgeleges bestimmt sich aus den Tabellen S. 148 u. 150, für einen Keilwinkel 2 a = 30° und für den Zapfenradius q = 25 mm

% ~ °>9⁶4 ■ 0,9 = 0,867.

Demnach der Wirkungsgrad der ganzen Friktionswinde

1J — o*-> 0,80.

Die auf den Umfang der Riemscheibe reducirte Antriebkraft ermittelt sich durch die Gleichung

= 57,5 kg-

p _ 5⁰⁰ W i

0,8 ’ 250 ’ 5

Rechnet man, wie unter gewöhnlichen Verhältnissen üblich, pro cm Riemenbreite 6 kg als übertragbaren Umfangszug, so ergiebt sich die erforderliche Riemenbreite

b — (v 95 mm.

Dem entspricht in der Ausführung eine Riemscheibenbreite von 100 mm.

Die in Rede stehenden Fahrstuhlwinden werden für 300 mm Fördergeschwindigkeit pro Sekunde ausgeführt. Bezeichnet man die Tourenzahl der Triebwelle pro Minute mit 11, die Umfangskraft an der Riemscheibe mit P, die Last mit Q, die Fördergeschwindigkeit pro Minute mit v und den Riemscheibenradius mit r, so ergiebt sich

500.300.60

_ Q v _

U — n 2 r n 0,8.500.3,14.57,5

= ^ 125.

Mit Rücksicht auf Gleitverluste im Riemen- und Keilrädertriebwerk wird man die Transmissionsumsetzung so anzulegen haben, dass theoretisch etwa 140 Umgänge der Windentriebwelle pro Minute erfolgen würden.

Die Fabrik von Gebrüder Weismüller führt Fahrstuhl winden mit Friktionsrädern bis 1200 kg Trommelbelastung aus.

Die Friktionswinden arbeiten sehr ruhig und sanft, und eignen sich durch die Vermeidung von Zahnräderwerk ganz besonders, wie die älteren Stuhlwinden mit Spannriemen, zum schnellen Heben leichter und mittlerer Lasten. Die Konstruktion gewährt aber grössere Sicherheit gegen Unfälle, als die mit Spannriemen, da einmal, wie bereits hervorgehoben, der Treibriemen stets gleichmässig gespannt bleibt, ferner zweitens selbst im Fall einer Treibriemenzerstörung der Ausschlag des Druckhebels durch den Eingriff der Keilräder beschränkt bleibt und daher schneller in die Bremslage zurückgeführt werden kann. Aber auch diese Fahrstuhl winden sollten niemals ohne besondere Sicherheitsvorkehrungen von Personen zum Auffahren benutzt werden.

Fahrstuhlwinde mit doppelten Sicherheitsbremsen von E. Becker in Berlin.

Eine Fahr stuhl win de von E. Becker mit vollständigen Sicherheitsausrüstungen ist in Fig. i bis 4 auf Taf. 10 dargestellt.

Die Winde ist direkt über dem Fahrschacht eingebaut. Das Windengerüst besteht aus zwei gusseisernen Wangenbalken für die Lagerung der Triebwellen, und aus zwei schmiedeeisernen U-Eisen-Längsbalken, die mit den gusseisernen Wangen zu einem festen Rahmen verschraubt und auf dem Balkenwerk der Gebäudekonstruktion befestigt sind.

Das Triebwerk der Winde setzt sich aus einer Vorlegewelle mit fester und loser Riemenscheibe und aus der Trommelwelle zusammen. Das Bremswerk, durch Vereinigung einer Sperrradbremse mit einem Cen-trifugalbremsregulator gebildet, ist auf der Vorgelegewelle placirt.

Senkrecht zu diesen Wellen ist unterhalb des Maschinenrahmens an den schmiedeeisernen Trägern die Steuerwelle gelagert, welche durch eine Haspelkette bewegt wird, und sowohl auf den Riemenführer, wie auf den Hebel der Sperrradbremse einwirkt, also Auftrieb, Stillstand und Senken des Fahrstuhls vermittelt.

Die Trommel für den Centrifugal-Bremsregulator ist, wie immer, durch Verschraubung mit dem Maschinengestell festgelegt. Ihre Nabe, Fig. 4, bildet eine lange Lagerhülse für die Scheibenwelle. Durch die Verlängerung der Nabe nach der einen Seite wird die Trommel mit der Welle im Maschinengerüst centrirt. Die Verlängerung der Nabe nach der entgegengesetzten Seite dient der Bremsscheibe der Sperrradbremse als Lauf- und Tragzapfen; hierdurch wird der einseitige Druck der Sperrradbremsscheibe von der Welle selbst fern gehalten. Diese Verbesserung der combinirten Anordnung von Sperrradbremse und Centrifugalbremse ist erst bei den neueren Ausführungen eingeführt.

Das Sperrrad für die Sperrradbremse ist, wie ersichtlich, mit dem auf der Welle fest aufgekeilten Zahntrieb aus einem Stück gegossen.

Die Wirkungsweise der ganzen Bremsanordnung haben wir wiederholt behandelt und in dem Kapitel über Bremswerke eingehend erörtert.

Die Steuerung des Aufzuges lässt sich durch die Steuerkette des Haspelrades von jeder Etage und vom Fahrstuhl aus bewirken. Die Bewegung der Steuerwelle N überträgt sich durch den Schubkurbelarm A auf die horizontale Riemenführerschiene und gleichzeitig durch ein kleines Zahnrad Z auf eine vertikale Zahnstange, welche den Spannhebel der Sperrradbremse lüftet und zurücksinken lässt. Die Anordnung ist so getroffen, dass das Stellzeug nur auf die Bremse einwirken kann, wenn sich der Treibriemen auf der losen Scheibe befindet. Zu dem Zweck darf zwischen dem Bremshebel und der Zahnstange keine feste Verbindung bestehen, sondern die Zahnstange, welche dem Antrieb der Steuerwelle folgt, legt anfangs einen leeren Hub weg zurück und stösst den Bremshebel zur Lüftung der Bremse erst in die Höhe, nachdem der andere Theil des Stellzeuges den Treibriemen auf die lose Scheibe L übergeführt hat. In der Zeichnung ist der Riemenführer für den Antrieb eingestellt. Ein Zug am rechten Trum der Steuerkette, Fig. i, drängt den Riemenführer nach rechts; eine kleine Schleppfeder sichert die Ruhelage des Riemenführers, sobald derselbe den Riemen auf die lose Scheibe geschoben hat. Bei dieser Stellung des Steuerungsapparates wird der Fahrstuhl durch die Sperrradbremse frei schwebend gehalten. Um denselben zu senken, ist das rechte Steuerkettentrum weiter abwärts zu ziehen. Die fortgesetzte Drehung der Steuerwelle schiebt nur die Zahnstange weiter, indem der Mitnehmerstift des Riemenführers aus dem Eingriffschlitz des Schubkurbelarms A herausgleitet. Alsdann dreht sich dieser Arm leer weiter, während die Zahnstange gegen den Spannhebel der Bremse stösst und denselben lüftet.

Um die Steuerung sicher handhaben zu können, ist dafür Sorge zu tragen, dass sich der Anstoss der Zahnstange gegen den Bremshebel und die Auslösung der Schubkurbel aus dem Riemenführer nicht unmittelbar ablösen, damit nicht etwa, falls die Kette etwas tiefer abwärts gezogen wird, als für die Fahrunterbrechung des Stuhls nothwendig, gleich die entgegengesetzte Bewegung der Senkung' erfolgt. Die Länge der Zahnstange ist demnach so zu bemessen, dass dieselbe in der mittleren Stellung noch hinreichend weit von der Berührung mit dem Bremshebel entfernt bleibt. Zu weit gehende Lüftungen des Bremshebels werden durch die selbstthätige Wirkung der Centrifugalbremse unschädlich gemacht, welche die Maximal-Senkgeschwindigkeit in den Grenzen einer gefahrlosen gleichförmigen Bewegung hält. Die Senkung des Fahrstuhls wird unterbrochen, sobald man die Steuerung in die Mittelstellung zurückdreht.

Erfolgt die Ausrückung des Antriebs für die höchste Stellung des Fahrstuhls nicht rechtzeitig durch den Arbeiter, so bewirkt der Fahrstuhl dieselbe selbstthätig. In diesem Fall stösst der Fahrstuhl kurz vor seiner vorgeschriebenen Endstellung von unten gegen die Zahnstange, schiebt dieselbe vor sich her und wirkt so lange auf die Verstellung der Steuerung ein, bis der Treibriemen auf die lose Scheibe übergeführt ist, wodurch der Fahrstuhl selbst zum Stillstand gelangt.

Der Fahrstuhl ist aus Eisen mit eichenen Plattformbohlen konstruirt. Die hölzerne Plattform liegt in einem aus Winkeleisen mit Eckblechen zusammengenieteten rechteckigen Rahmen. Die Kopftraverse des Stuhls ist aus zwei U-Eisen gebildet, die an den Enden durch zwei kleine Stirnbleche verbunden sind und die weitere Verbindung mit den Eckeisenschienen vermitteln, durch welche der Boden des Stuhls an der Kopftraverse aufgehängt ist. Zur Gurtbefestigung und Versteifung der Traversenbalken sind in der Mitte derselben zwei Querstege mit abgesetzten Zapfen und vorgeschraubten Muttern eingesetzt und in diese der Gurtbolzen eingepasst.

Die Führung⁻ des Fahrstuhls erfolgt durch 4 kleine gusseiserne Gleitstücke, welche an die Stirnbleche der Kopftraverse und an den Bodenrahmen festgeschraubt sind. Als Führungsschienen sind Eckeisen verwendet, und diese, wie aus der Zeichnung ersichtlich, durch die ganze Höhe des Fahrschachtes an hölzernen Ruthen befestigt.

Um die Gefahren einer Gurtzerstörung unschädlich zu machen, ist in den Fahrstuhl selbst eine zweite Centrifugalbremse eingebaut, deren Bremswelle durch ein gussstählernes Zahntriebrad mit einer Zahnstange in Eingriff steht, welche auf einer der beiden Leitschienen festgeschraubt ist und, wie diese, durch die ganze Schachthöhe reicht. Der Zahnstangeneingriff bedingt, dass die Welle der Sicherheitsfallbremse auch bei normalem Betriebe ständig während des Auf- und Abtriebes rotirt und dadurch eine fortdauernde Kontrolle für die ungestörte Beweglichkeit aller Theile bietet, welche bei zerstörter Stuhlaufhängung zur vollen Bremswirkung gelangen, um alsdann den Stuhl mit der beschränkten Maximaltourenzahl der Bremswelle niedersinken zu lassen.

Die Konstruktion ist also so zu bemessen , dass bei normalem Betriebe die Centrifugalklötze der Sicherheitsfallbremse nicht anschleifen und dass die Beschränkung der Maximal-Senkgeschwindigkeit für gewöhnlich der Centrifugalbremse der Hauptwinde überlassen bleibt.

Der vorliegende Fahrstuhl ist für 500 kg Tragkraft konstruirt. Das Eigengewicht desselben inch Sicherheitsfallbremse ist auf 300 kg zu veranschlagen, das Totalgewicht des voll beladenen Stuhls beträgt also 800 kg.

Die Theilung des gussstählernen Triebrades der Fallbremse bestimmt sich nach Formel 152

t = V p = Ÿ 800 =    28 mm.

Die Ausführung zeigt in naher Übereinstimmung hiermit 26,15 mm

Theilung.

Wählen wir für das Triebrad 12 Zähne, so ergiebt sich für die ausgeführte Theilung der Theilkreisdurchmesser 99,4 mm und der Theilkreis-umfang 312 mm.

Gestattet man dem vollbeladenen Fahrstuhl bei zerstörter Aufhängung 1,1 m Fallgeschwindigkeit pro Sekunde, so würde sich als Tourenzahl der Bremsregulatorwelle ergeben

pro Sekunde

1100

312

= ^3-5

und pro Minute dieselbe, 11 — 210.

Wählt man ferner den Durchmesser der Bremstrommel = 400 mm, so folgt für die angenommenen Belastungsverhältnisse der erforderliche ideelle Umfangs widerstand an der Bremstrommel für jeden der drei Centrifugalklötze

=    66,2 kg.

800.99,4

3-400

Mit Rücksicht darauf, dass für den Fall einer Zerstörung der Fahr-stuhlaufhängung ausser der Zahnreibung sehr starke Widerstände durch das Ecken des Stuhls in den Führungen auftreten, werden wir für das Güteverhältniss des P'allbremsentriebwerkes bei frei anhängendem Stuhl etwa 80 °/o annehmen können, d. h. es werden sicher mindestens 20 °/₀ des motorischen Antriebs bereits durch die Widerstände der Zahn- und Führungsreibungen aufgezehrt werden.

Der pro Klotz zu leistende effektive Bremswiderstand wird also höchstens

P— 66,2.0,8 = 00 53 kg

betragen.

Bestimmt man für diesen Werth das Gewicht der Bremsklötze nach Gleichung 199, indem man die Hebelverhältnisse -ü =

o er

annimmt, und

n)5 F f

den auf den Klotzschwerpunkt reducirten Federzug ~~ zu 3,3 kg pro Klotz

normirt, während der Klotzschwçrpunkt selbst im Abstande 0,15 m von der Wellen mitte placirt werden möge, so ergiebt sich für einen Reibungs-koefficienten u, = 0,1

[53 (0I IIj5 i u,5

O+3-3]

900.9.81

0,15.9 87.44100

= ^7-3 kg.

Das Gewicht der Bremsklötze fällt infolge der verhältnissmässig grossen Tourenzahl der Bremswelle sehr gering aus.

Die normale Senkgeschwindigkeit des Fahrstuhls ist durch die Centri-fugalbremse der Aufzugwinde auf 300 mm pro Sekunde normirt. Die Auftriebgeschwindigkeit ist vollständig unabhängig von der Centrifugalbremse der Winde, da dieselbe durch die Kombination mit der Sperrradbremse während dieser Periode ausser Thätigkeit ist. Die Fördergeschwindigkeit kann also, wenn ausreichende motorische Kraft vorhanden ist, auf 300 mm und darüber gesteigert werden, doch ist selten so viel Kraft für den Aufzug disponibel und es finden grössere Fördergeschwindigkeiten ills 300 mm pro Sekunde, wie bereits früher bemerkt, bei Speicher- und Fabrikaufzügen nur sehr ausnahmsweise Anwendung.

Unter diesen Verhältnissen bleibt die Sicherheitsfallbremse, welche nur Überschreitungen der Geschwindigkeit von 1,1 m pro Sekunde aus-schliesst, während des normalen Betriebes wirkungslos, und die Federspannung verhindert das Anschleifen der Centrifugalklötze derselben so lange, wie die Aufhängung des Fahrstuhls unversehrt ist.

Der Wirkungsgrad des Aufzuges wird durch die angeordneten Sicherheitsvorkehrungen nicht beeinträchtigt. Die schädlichen Widerstände beschränken sich auf die Effekt Verluste der Trommelwelle, des Vorgeleges und der Stuhlführungen. Der Nutzeffekt der aufgewendeten Arbeit beträgt tv 75 %• Dementsprechend ist für 600 mm Riemscheibendurchmesser und 300 mm mittleren Trommeldurchmesser bei aufgewickeltem Gurt, für das Zahnrädervorgelege das Umsetzungsverhältniss 1 : 6 gewählt, um die Maximallast von 800 kg mit einem 90 mm breiten Treibriemen in die Höhe winden zu können.

Mehrfache Versuche mit ausgeführten Fahrstühlen haben bei absichtlicher Zerstörung der Aufhängung zum Erproben der Zuverlässigkeit der Sicherheitsfallbremse die zufriedenstellendsten Resultate ergeben. Ein Fahrstuhl für 650 kg Nutzlast mit 330 kg* Eigengewicht erreichte, nachdem er in 19m Höhe über dem Fussboden abgeschnitten war, die Sohle nach 17 Sekunden. Die mittlere gleichmässige Fallgeschwindigkeit betrug demnach analog dem für die vorliegende Konstruktion zu Grunde gelegten Werthe 1,118 m pro Sekunde, entsprechend einer freien Fallhöhe von 62 mm.

Derartige Aufzüge bieten für Personenförderung dieselbe Sicherheit, wie direkt wirkende hydraulische Aufzüge mit Treibkolben. Die kom-pendiöse Konstruktion mit gewöhnlichem Stirnrädervorgelege und Antrieb durch nur einen Riemen gewährt gleichzeitig einen für Fahrstuhlaufzüge hohen Nutzeffekt.

Anmerkung: Die amerikanischen Fahrstühle, vorzüglich die für Personenaufzüge, werden vielfach durch einen selbstständigen Motor betrieben. Die verschiedenartigen Ausführungen, welche im Jahre 1876 auf der Weltausstellung in Philadelphia vertreten waren, sind in dem ausführlichen Bericht von A. Riedler „Personen- und Lastenaufzüge, Wien 1877“ eingehend beschrieben. Die auch in diesem Bericht besonders hervorgehobenen Aufzüge von Otis Brothers in New-York, deren Sicherheitstrommel im Abschnitt über Centrifugalbremsen erörtert ist, dürfien durch die neueren Verbesserungen der Bremswerke in Deutschland überholt sein. Ein Vergleich der vorstehend besprochenen Konstruktion mit den einzelnen Ausführungen, welche Riedler in dem angeführten Ausstellungsbericht mittheilt, zeigt, in wie viel einfacherer Weise sich die Konstruktionsaufgabe mit derartigen neuen Verbesserungen lösen lässt.

Fahrstuhl mit Doppelförderung.

Bei sehr intensivem Betrieb empfiehlt sich Doppelförderung durch zwei abwechselnd auf- und niedersteigende Fahrstühle, deren Windentrommeln auf einer gemeinsamen Welle angeordnet werden, um das Eigengewicht der Stühle gegenseitig abzubalanciren. Der wechselweise Auf- und Abtrieb der Doppelstühle wird dadurch erreicht, dass die zugehörigen Gurte in entgegengesetzter Richtung um die Trommeln geschlungen werden, so dass stets der eine Gurt abrollt, wenn der andere sich aufwickelt, und der eine Stuhl die tiefste Stellung erreicht, wenn sich der andere in der höchsten befindet.

Die Doppelförderung bedingt rechts- und linksläufigen Antrieb, also ein Wendegetriebe für die Winde, oder bei direktem Antrieb durch einen Motor, eine Zwillingsmaschine mit Umsteuerung.

Werden nur Lasten aufgewunden, so fällt der Bremse lediglich die Aufgabe zu, die Fahrstühle in den Endstellungen festzuhalten, und nur, wenn Lasten abwärts gefördert werden, dient dieselbe zur Regulirung der Senkgeschwindigkeit. Man konstruirt die Bremse zweckentsprechend als einfache Lösungsbremse, so dass der Aufzug stets selbstthätig zum Stillstand gebracht wird, sobald man die Bremse sich selbst überlässt.

Die Ein- und Ausrückung des Triebwerks ist mit dem Bremswerk so zu kombiniren, dass mit der Einrückung gleichzeitig die Bremse gelüftet wird und andererseits die Ausrückung des Antriebs die Bremse in Thätigkeit setzt.

Sind beide Trommeln fest auf der Welle, so ist nur eine Förderung zwischen bestimmten Etagen möglich, entweder zwischen der tiefsten und höchsten, oder zwischen zwei anderen, die gleichliegend zu diesen Endstellungen sind. Soll der Doppelaufzug eine Förderung zwischen beliebigen Stockwerken gestatten, so muss eine Veränderung der Gurtlängen ermöglicht werden, d. h. man muss den einen Gurt unabhängig von dem anderen auf- oder ab wickeln können. Dies bedingt eine lösbare Kuppelung zwischen beiden Trommeln.

Taf. 9, Fig. 7 stellt eine Konstruktion für diesen Fall dar, welche von der Maschinenfabrik von Dehne in Halberstadt für einen Getreide-Speicheraufzug ausgeführt ist. Die Trommel A sitzt auf der Welle fest, die Trommel B dagegen ist lose auf die Welle aufgeschoben und wird mit derselben nur durch Verschraubung mit der Kuppelungsscheibe K verbunden. Zur unabhängigen Drehung der Trommel B ist ein besonderes kleines Windenwerk mit Handkurbel angeordnet. Rückt man bei stillstehendem Betriebe die Kurbelwelle mit dem Zahntriebrad Z in den innen verzahnten Trommelkranz ein und löst die Verschraubung, so kann man das Fahrstuhlseil — im vorliegenden Fall ein Drahtseil — beliebig durch Aufoder Abwinden verkürzen oder verlängern, während die andere Trommel mit dem an ihr aufgehängten Fahrstuhl in Ruhe bleibt. Hierdurch wird jede gewünschte relative Stellung zwischen beiden Förderschalen ermöglicht und der Betrieb kann beliebig für die Förderung zwischen irgend zwei Stockwerken des Speichers abgeändert werden. Man hat nach erfolgter Einstellung nur die Kuppelung wieder zu verschrauben und die Handwinde auszurücken.

Die Anordnung ermöglicht durch eine verschiedene Lochtheilung in den korrespondirenden Kuppelungsscheiben eine sehr genaue Einstellung der Fahrstühle für die Stockwerkshöhen bis auf 2 cm Differenz. Eine bequemere Handhabung würde sich durch eine Zahnkuppelung erreichen lassen, die nur genügend gross ausgeführt werden müsste, um durch eine grosse Zähnezahl eine ausreichende Genauigkeit der Trommeleinstellung zu sichern. Die Kuppelungszähne sind für Kraftübertragung nach beiden Drehrichtungen zu konstruiren und der Einrückhebel in der Eingriffstellung zu sichern, um eine selbstthätige Lösung der Kuppelung zu verhindern.

Auch die Handwinde zur Verstellung der Trommel erscheint entbehrlich; es lässt sich die Fahrstuhl winde selbst zur Gurt Veränderung in Thätig-keit setzen. Man hat zu dem Zweck denjenigen Fahrstuhl, dessen Trommel lösbar gekuppelt ist, in eine der beiden Endstellungen zu bringen, für die der Betrieb abgeändert werden soll, unterstützt dort den Stuhl, rückt die Kuppelung aus, und hebt oder senkt nun mit der Fahrstuhlwinde die andere Förderschale in die korrespondirende Endstellung. Der Betrieb kann dann wieder aufgenommen werden, sobald man die Kuppelung einrückt.

Die vollständige gegenseitige Abbalancirung der Stuhlgewichte sichert den Doppelaufzügen eine günstigere Ausnutzung der Triebkraft als sie bei einfachen Fahrstuhlwinden ohne Ausbalancirung möglich ist, aber es ist bereits in den allgemeinen Betrachtungen über Aufzüge darauf hingewiesen, dass sowohl das Eigengewicht der Stühle, durch die schädlichen Widerstände in den Führungen, wie die Effektverluste infolge der doppelten Windentrommeln den Gesammtnutzeffekt herabmindern, und es ist bei der Berechnung der erforderlichen Triebkraft keineswegs statt-haft, das ausbalancirte Eigengewicht der Fahrstühle als ganz wirkungslos ausser Acht zu lassen.

Bezeichnet

Q die Nutzlast des aufsteigenden Stuhles,

G das Eigengewicht jedes der beiden Fahrstühle, rjy das Güteverhältniss der aufwindenden Trommel und t]₂ das Güteverhältniss der abwindenden Trommel, soweit diese Werthe von den Widerständen der Seil-, Gurt- oder Kettenwickelung und von den Effektverlusten durch die Reibung der Trommelwellenzapfen und der Stuhlführungen abhängen, so bestimmt sich die effektive Antriebkraft im Trommelumfang durch die Gleichung:

P-

n\

Gr].,,

während die ideelle Antriebkraft

Po = Q

sein würde.

Der Wirkungsgrad der. Trommelwelle für einen Doppelfahrstuhl ist

demnach:

207.

Man kann = i]₂ setzen und erhält dann noch genügend genau

„ -_____Qj»__

7    G+Q_G„*

-SS

rOl Ci

208

, so folgt

Ist beispielsweise wl — c,8 und G =

= ^ 0,68.

0,8

¹ -b ~ °>⁶4)

Wird der Doppelfahrstuhl durch ein einfaches Vorgelege angetrieben, dessen Wirkungsgrad gleich 0,92 ist, so würde sich schliesslich der Nutzeffekt des ganzen Aufzuges = 0,92 . 0,68 = 0,625 ergeben.

Will man bezüglich des Wirkungsgrades zwischen dem vollständig abbalancirten Doppelaufzug und einem einfachen Aufzug ohne Gegengewicht für die todte Last des Fahrstuhls einen Vergleich ziehen, so muss bei der Bestimmung des Güteverhältnisses der einfachen Fahrstuhlwinde derjenig-e Theil der aufgewendeten Arbeit in Anrechnung gebracht werden, welcher lediglich zum Heben des Eigengewichts der Förderschale dient. Da nun das Fahrstuhlgewicht durchschnittlich ungefähr der halben Maximal-Nutzlast entspricht, werden etwa 0,33 der aufgewendeten Arbeit für das Aufwinden der todten Last verbraucht. Ist der Nutzeffekt eines einfachen Aufzuges ohne Rücksicht auf den Arbeitsverbrauch durch die todte Last 0,8 — ein an sich sehr günstiger Werth — so ist der totale Nutzeffekt der Konstruktion in Wahrheit doch nur mit Rücksicht auf den Arbeitsverbrauch für die todte Last

7] = 0,8.0,67 = <^0,54,

also wesentlich ungünstiger als bei vollständig ausbalancirten Doppelaufzügen von sonst gleicher Konstruktion.

Gestatten räumliche Verhältnisse und das disponible Anlagekapital, die Konstruktion einfacher Fahrstühle mit den Vortheilen der Ausbalancirung auszustatten, oder zwingt die Beschränkung der verfügbaren Antriebkraft zu einer möglichst günstigen Ausnutzung derselben, vor allem bei Handbetrieb, so gewähren Seilfriktionsrollen oder Kettendaumenräder an Stelle der Windentrommeln die kompendiöseste Gesammtanordnung für den Aufzug, da man, wie bereits in den einleitenden Betrachtungen hervorgehoben, die Gegengewichtsbelastung alsdann direkt am freiherab-hängenden Trum des Windenseils oder der Fahrstuhlkette befestigen kann und somit besondere Gegengewichtsketten mit den zugehörigen Führungsrollen erspart.

Aufzug mit Seilfriktionsrollen aus der gräflich Stollberg''sehen Maschinen-Fabrik

zu Ilsenburg.

Ein Aufzug mit Seilfriktionsrollen, von der gräflich Stollberg’sehen Maschinenfabrik in Ilsenburg mehrfach für Zuckerfabriken etc. ausgeführt, ist auf Tafel 11 in den Fig. 1 und 2 dargestellt.¹)

Auf der über dem Fahrschacht gelagerten Lastwelle sind in 680 mm Abstand von einander zwei Seil friktionsrollen angeordnet. Über die Rollen ist ein Hanf-, oder Drahtseil ohne Ende geführt, in dessen u-förmigen Schlingen auf der einen Seite der Fahrstuhl, auf der anderen Seite das Gegengewicht hängt. Durch diese Anordnung wird die Last auf zwei Seilstücke vertheilt, also eine möglichste Beschränkung des erforderlichen Seil- und Rollenhalbmessers erzielt, gleichzeitig aber auch die Aufhängung des Fahrstuhls und des Gegengewichts näher an die Führungsschienen gerückt. Hierdurch werden die Schwankungen des Stuhls vermindert.

Um ungleichmässige Dehnungen des Seils oder Gleitungen in den Friktions-rollen auszugleichen, ist die Einhängung des Fahrstuhls, wie die des Gegengewichts, durch je zwei Rollen vermittelt, über welche sich das Seil ohne Ende frei beweglich fortziehen kann, so dass Fahrstuhl und Gegengewicht sich durch ihre gleichförmige Lastwirkung auch bei Unregelmässigkeiten im Seilzuge stets den Führungen entsprechend einstellen.

Der Rahmen des Förderkorbes wird aus zwei Eckeisenbogen mit Kopftraverse und angehängter Plattform gebildet. Die vertikalen Schenkel der Bogen bilden durch ihre unteren Umbiegungen, die Auflager für den hölzernen Bohlenbelag der Stuhlplattform. Die Kopftraverse ist zwischen die Eckeisenbogen im Scheitel derselben eingenietet und nimmt die Gehängerollen auf, um welche das Förderseil geführt ist. Zur seitlichen Versteifung der Korbbogen dient ausser der Kopftraverse noch ein Spannstangenpaar.

Die Umsteuerung des Fahrstuhls erfolgt durch Vermittelung der Ziehkette Zt welche im höchsten und tiefsten Punkt des Fahrschachtes über Kettenrollen geführt ist, und einerseits auf das Riemen-Wendegetriebe der Stuhlwinde, andererseits auf die Bremse derselben einwirkt. Zu dem Zweck sitzt auf der Welle W der oberen Kettenrolle eine Kurbel, welche durch eine Schubstange L mit der Riemenführerschiene in Verbindung steht und die Einrückung des offenen oder des gekreuzten Riemens gestattet, beziehentlich beide Riemen auf ihren losen Scheiben hält. Auf der Welle W sitzt ferner zur Steuerung der Bremse eine unrunde Scheibe, Fig. 141, deren Profil einem Rechteck mit abgerundeten Ecken entspricht.

C=>

-200-1

Fig. 141. i : 5-

Die Scheibe wirkt als Hebedaumen auf den Brems- — hebel zur Lüftung der Bandbremse, während eine Gewichtsbelastung des Bremshebels die selbstthätige Spannung vermittelt, sobald die unrunde Scheibe den Hebel zurücksinken lässt.

Abweichend von den sonst üblichen Anordnungen ist der Bremshebel hier parallel zur Bremswelle angeordnet.

In der Ruhelage, bei angezogener Bremse und hierdurch festgestelltem Fahrstuhl, müssen beide Treibriemen auf ihren losen Scheiben laufen, welche in üblicher Weise rechts und links neben der festen Antriebscheibe aufgesetzt sind. Um den Antrieb des Fahrstuhls zum Auffördern der Nutzlast zu vermitteln, oder umgekehrt den leeren Fahrstuhl zu senken, wobei das Übergewicht des Gegengewichts gehoben werden muss, ist der Riemenführer nach rechts, oder nach links zu verschieben, damit der offene oder der gekreuzte Riemen auf die Antriebscheibe übergeführt wird. Dementsprechend muss die Schubkurbel der Steuerwelle in der Ruhelage vertikal stehen und wird, um den Fahrstuhl in Gang zu setzen, in die rechte oder linke horizontale Lage gedreht, je nachdem der Fahrstuhl gehoben oder gesenkt werden soll.

Die Armlänge der Schubkurbel entspricht der Breite der Festscheibe und ist im vorliegenden Fall go mm.

Um die Spannung der Bremse für den Stillstand des Betriebes zu bewirken, muss sich der Bremshebel während dieser Periode frei senken können ; demnach liegt bei senkrechter Schubkurbelstellung der rechteckige Hebedaumen horizontal, während umgekehrt bei horizontaler Schubkurbel-

Stellung der Hebedaumen vertikal steht und den Bremshebel zur ungehinderten Bewegung des Triebwerks gelüftet hält.

Die rechteckige Form des Hebedaumens sichert in sehr einfacher Weise die erforderlichen Hauptstellungen der Steuerwelle, welche je um 90° auseinanderliegen.

Um den Aufzug für die Endstellungen selbstthätig umzusteuern, ist am Fahrstuhl selbst ein schmiedeeiserner Arm befestigt, der mit seiner ringförmigen Endigung das eine Kettentrum frei umfasst und kurz bevor der Fahrstuhl in die obere oder untere Endstellung gelangt, gegen eine der beiden gusseisernen Kugeln anstösst, welche zu diesem Zweck in das Kettentrum eingeschaltet sind. Durch den Anstoss wird die Steuerkette, unmittelbar ehe der Fahrstuhl oben eintrifft, aufwärts gezogen, abwärts dagegen, wenn derselbe die untere Endstellung erreicht, und in beiden Fällen wird hierdurch die Ausrückung des Treibriemens und damit der Stillstand des Fahrstuhls vermittelt.

Das Eigengewicht der Förderschale beträgt circa 300 kg, das Gegengewicht 500 kg, die Nutzlast 150 bis 200 kg Knochenkohlen, oder Zucker, die in Wagen von circa 100 kg Eigengewicht auf- und niedergefördert werden. Bei leerer Förderschale ist die Belastung der verschieden gespannten Seiltrümer demnach infolge der Doppelaufhängung 150 und 250 kg, beim Auffördern der Maximallasten dagegen 325 und 250 kg.

Bei der starken Beanspruchung des Förderseils durch Friktionsklemmung und raschen Betrieb empfiehlt es sich, die Belastung desselben auf ca. 33 kg pro qcm Querschnitt zu beschränken. Unter dieser Annahme erfordert die Maximalspannung von 325 kg 36 mm Durchmesser für das Hanfseil. Der Durchmesser der Seilscheiben bestimmt sich durch den Abstand der Mitten der Fahrstuhl- und Gegengewichtsbahn zu 790 mm.

Weil diese Abmessung im Verhältniss zur Seildicke etwas gering ist, um ein vollständig sicheres Anliegen für den Friktionsbetrieb auf dem ganzen umspannten Bogen zu erzielen — man rechnet gewöhnlich für den Durchmesser einer Seilfriktionsrolle den 3ofachen Durchmesser des Seiles — so ist andererseits für die Erhöhung der Reibung durch die Form der Rollenkeilnuth Sorge getragen, in welche sich das Seil einklemmt, ohne den Boden der Nuth zu berühren. Da bei Klemmung des Förderseils in einer Nuth von 30⁰ Keilwinkel die Spannungsdifferenz der Seiltrümer bis auf i : 4 gesteigert werden kann, ist für die vorliegenden Seilspannungen, welche bei der Maximalbelastung nur im Verhältniss von i : 1,7 stehen, ein vollständig sicherer Betrieb ohne Gleiten gewährleistet.

Lässt man die Erhöhung der Seilwiderstände durch die Nuthen-klemmung, für die dem Verfasser keine zuverlässigen Erfahrungsresultate zu Gebote stehen, unberücksichtigt, und legt der Rechnung nur die Widerstände zu Grunde, welche glatte Rollenumfänge bedingen , so bestimmt sich das Güteverhältniss der Seilfriktionsrollen durch Formel 129.

Das gleichzeitig mit der Aufstellung dieser Formel durchgeführte Zahlenbeispiel S. 117 entspricht den vorliegenden Konstruktionsverhältnissen und ergab für den Wirkungsgrad der Seilfriktionsrollen den Werth

Vi - °>77-

Für die Reibungsverluste durch die Stuhlführungen und durch die Leitung für das Gegengewicht wird man durchschnittlichen Erfahrungen entsprechend o,io der aufgewendeten Arbeit ansetzen können.

Genauere Rechnungen zur Bestimmung dieses Werthes lassen sich nicht wohl aufstellen, da die Reibungswiderstände infolge der unvermeidlichen Schwankungen des Stuhles und des Gegengewichts ständig wechseln und wesentlich von der mehr oder minder sorgfältigen Montage der Leitschienen abhängig sind.

Bezeichnet man das Güteverhältniss des Fahrstuhles, soweit dasselbe lediglich von den Reibungsverlusten der Vertikalführungen abhängt, mit tj.>, so ist also

V-> = °i9°

einzuführen.

Die Winde hat doppeltes Vorgelege. Die Triebräder desselben haben 18 und 19 Zähne, die zugehörigen Stirnräder 72 und 50 Zähne bei 39,23 und 32,69 mm Theilung. Die Wellenzapfen der Vorgelege sind 65, und 60 mm stark.

Für diese Abmessungen ergeben sich nach unseren Tabellen die Wirkungsgrade beider Vorgelege 77«, und 7/₁ annähernd gleich und sind mit 0,93 in die Rechnung einzuführen.

Dementsprechend ermittelt sich der Wirkungsgrad des ganzen Auf

zuges.

n = V\ ■ V‘2 • Va • Vi = °-77 • °,9° • o,93 • 0,93 =    0,6.

Der grösste Kraftaufwand wird infolge des Übergewichts des Gegengewichts zum Senken der leeren Förderschale erforderlich, und hierbei sind 200 kg am Rollenumfang zu heben, da das Gegengewicht 500 kg, die leere- Förderschale nur 300 kg wiegt. Der Riemscheibendurchmesser beträgt 520 mm, der der Seilrollen, wie oben angeführt, 790 mm; mithin ergiebt sich die Maximalumfangskraft P an der Riemscheibe durch die Gleichung

T9

P. 520

200.71)0

200

0,6

P = cv 48 kg.

Hierfür ist, wenn man 6 kg pro cm Riemenbreite als übertragbare Umfangskraft zulässt, ein Riemen von 80 mm erforderlich. Dem entspricht die Breite der Antriebscheibe mit 90 mm.

Unter gewöhnlichen Verhältnissen wird der Aufzug die Maximallast aufwärts und die leeren Wagen abwärts zu fördern haben. Dann beträgt der Spannungsunterschied der Seiltrümer nur 150, oder 100 kg, und da die Maximallast nicht immer gefördert wird, vertheilt sich der Verbrauch der motorischen Arbeit ziemlich gleichmässig auf Auf- und Abtrieb. Hierin liegt neben der vortheilhaften Verminderung* der erforderlichen

18*

Antriebkraft durch die Abbalancirung ein wesentlicher Vortheil der Ge-sammtkonstruktion für die gleichmässige Ausnutzung der motorischen Kraft, welche bei anderen Anlagen ohne Gegengewichtsanordnung die ganze Arbeit während der Auftriebperioden zu leisten hat, und während des Abtriebs ungenutzt bleibt. Für die gleichförmige Ausnutzung der motorischen Kraft wirkt auch die Unveränderlichkeit des Lastarms günstig, welche den Seil - Friktionsrollen im Vergleich zu Gurttrommeln eigen ist.

Ohne wesentliche Änderungen der allgemeinen Anordnung kann man statt der Seilfriktionsrollen Kettendaumenräder mit kalibrirter Gliederkette oder Galle’scher Gelenkkette anwenden, und erreicht dadurch, abgesehen von dem günstigeren Wirkungsgrad des Kettenbetriebs, im Vergleich zu Seilbetrieb, auch noch den Vortheil sehr kleiner Lastarme; denn man wird unter allen Umständen Räder mit geringer Daumenzahl anwenden, um störende Einwirkungen der Kettendehnungen möglichst zu vermeiden.

Andererseits hat der Fahrstuhlbetrieb mit Ketten den Nachtheil, dass er für schnelle Förderung weniger geeignet ist, da die Ketten nicht so ruhig wie Seile und Gurte laufen.

Der geringe Durchmesser, welchen Kettenrollen bei kleiner Daumenzahl erhalten, reicht nicht aus, den Abstand von Fahrstuhlmitte bis Gegengewichtsmitte zu überspannen. Aus diesem Grunde wird eine besondere Leitrolle nothwendig, um die Kette von der Windenrolle aus in die Bahn des Gegengewichts abzulenken.

Aktenaufzug für das Rathhaus in Berlin.

Die menschliche Arbeit ist für Fahrstuhlbetrieb, namentlich für grosse Aufzugshöhen, wenig geeignet, und ihre Anwendung für solche Zwecke empfiehlt sich also nur für Fahrstühle mit seltenem Betrieb und massiger Belastung, an Orten, wo sonst keine Elementarkraft Verwendung findet und verfügbar ist. Solche Fälle liegen beispielsweise vor bei Speisenaufzügen für Hotels, Aktenaufzügen für grosse Dienstgebäude etc.

Der Aufzug für das Rathhaus in Berlin, durch die Fig. i bis 7 auf Tafel 12 dargestellt, ist in der Maschinenfabrik von Thomas in Berlin ausgeführt²). Der Antrieb erfolgt durch eine Seilrolle von 700 mm Durchmesser und wird durch ein einfaches Vorgelege, dessen Räder 21 und 39 Zähne haben, auf die Lastwelle übertragen. Die Grösse der Friktionsrolle für das Fahrstuhlseil ist durch die geringe Entfernung zwischen Fahrstuhl-und Gegengewichtsmitte auf 280 mm beschränkt. Bei der verhältniss-mässig geringen Belastung des Fahrstuhls sichert diese Rollengrösse für das 20 mm starke Lastseil aber noch ausreichende Reibung, um ein Gleiten im Rollenumfang zu verhüten. Während das Lastseil durch die Last des Fahrstuhls einerseits und durch das Gegengewicht andererseits in den Umfang der Friktionsrolle hineingezogen wird, erfolgt die erforderliche Einpressung des Ziehseils in die zugehörige Haspelrolle dadurch, dass das Seil in sich geschlossen und fest gespannt im tiefsten Geschoss, Fig. 7, über zwei kleine Leitrollen geführt ist. Die unvermeidlichen Längenänderungen

des Ziehseils, durch die allmählichen Dehnungs Wirkungen des Ziehens, und die Einflüsse feuchter und trockener Witterung lassen die Anwendung einer selbstthätigen Spannregulirung empfehlenswerth erscheinen, welche dadurch zu erreichen ist, dass man, wie bereits früher in den einleitenden Bemerkungen über Aufzüge hervorgehoben, die Spann-Leitrollen in Schlittenstücken lagert, die vertikal verschiebbar, durch das Eigengewicht oder künstliche Gewichtsbelastung unverändert nach unten gezogen werden.

Während der Fahrstuhl selbst, dessen Einrichtung mit verschiedenen Aktenfächern aus Fig. 5 ersichtlich ist, eine sehr sorgfältige Führung durch Rollen erhalten hat, steigt das Gegengewicht vollständig frei auf und nieder.

Die Anordnung der Führungsrollen für den Fahrstuhl ist in Fig. 4 besonders dargestellt. Es sind je drei solcher Rollen zu einer Gruppe vereinigt. Die Mittelrolle läuft auf der hohen Kante des T-Eisensteges, welcher als Führungsschiene dient, die beiden anderen Rollen laufen auf den Seitenflächen des Steges. Im ganzen sind vier solcher Rollengruppen vorhanden, zwei oben, zwei unten am Fahrstuhl.

Das Gegengewicht besteht aus einem schmiedeeisernen Rahmen, Fig. 6, in den einzelne gusseiserne Platten eingelegt sind. Hierdurch ist es möglich, das Gegengewicht nach erfolgter Montage den Verhältnissen entsprechend zu adjustiren. Um den Auftrieb des belasteten Fahrstuhls möglichst zu erleichtern, ist das Gegengewicht so gross bemessen, dass andererseits der leere Fahrstuhl nicht selbstthätig niedersinkt, und es muss also auch hierzu das Ziehseil in Thätigkeit gesetzt werden. Ein besonderes Wendegetriebe ist hierfür nicht nothwendig, da der Handbetrieb die beliebige Benutzung des einen oder des anderen Haspelseiltrums gestattet. Im Ruhezustand wird der Fahrstuhl durch eine eigenartige Lösungsbremse in jeder Stellung festgehalten. Zu dem Zweck sind auf der Vorgelegewelle, wie auf der Lastwelle, zwei Keilnuthenräder angeordnet, Fig. 1, welche ohne gegenseitigen Eingriff in derselben Ebene liegen. Zwischen diese senkt sich durch den belasteten Bremshebel eine dritte Keilrolle und wirkt als Zwischenrad, so dass das Bestreben der Lastwelle, die Haspelwelle durch den Zahnrädereingriff im umgekehrten Sinne umzudrehen bei eingesenkter Zwischenrolle vernichtet wird, da diese Rollen nur eine gleichsinnige Umdrehung der Hauptwellen zulassen. Während des Betriebes muss daher die Lösungsbremse gelüftet werden, und dies geschieht durch die Einwirkung von Tritthebeln, Fig. 2, welche durch Ketten mit dem belasteten Bremshebel in Verbindung stehen. Die Tritthebel sind in jeder Etage doppelt angeordnet, Fig. 7, einer neben dem rechten, der andere neben dem linken Trum des Ziehseils, so dass stets einer derselben im Bereich des Arbeiters liegt, gleichgültig ob derselbe das rechte oder das linke Trum benutzt. Dem entsprechend muss auch von dem Bremshebel eine doppelte Kettenleitung durch alle Etagen geführt sein, deren Führungsrollen in den beiden gusseisernen Eckständern des Windenbocks, Fig. i, gelagert sind. Durch Anwendung einer Sperrradbremse würde sich dieser Theil der Gesammtkonstruktion vereinfachen. Da die Sperrradbremse dem Aufwinden kein Hinderniss entgegensetzt, würde ein einziges Kettentrum genügen, um den Bremshebel zu lüften, wenn der belastete

Fahrstuhl selbstthätig gesenkt werden soll, oder der leere Fahrstuhl durch das Flapelseil heruntergezogen wird.

Für die Effektberechnung dieses Aufzuges giebt die vorstehende Besprechung des Aufzuges der Stollberg’schen Maschinenfabrik die nöthigen Anhaltspunkte.

Speisenaufzug im Eisenbahnhötel zu Berlin.

Die gewöhnlichen Speisenaufzüge werden mit Rücksicht auf ihre geringen Belastungen überwiegend mit Handbetrieb ausgeführt.

Bei der einfachsten Anordnung besteht der Aufzug aus einem Seil ohne Ende, welches im höchsten und tiefsten Punkte des Fahrschachtes über Rollen geführt ist. Mit Rücksicht auf die unvermeidlichen Längenänderungen des Seiles, empfiehlt sich naturgemäss auch hier eine vertikal verschiebbare Lagerung der unteren Rolle.

In das geschlossene Seil wird auf der einen Rollenseite der Förderkorb, auf der anderen Seite das Gegengewicht für denselben eingeschaltet, so dass infolge der Ausbalancirung ein geringer Zug am einen oder anderen Seiltrum genügt, um den Förderkorb nach oben oder nach unten zu bewegen. Das Gegengewicht wird meist etwas grösser als das Eigengewicht der leeren Förderschale gewählt, damit letztere im unbelasteten Zustande stets selbstthätig in die höchste Stellung zurückkehrt. Während des Auf- und Absetzens der Belastung muss der Förderkorb demnach durch irgend eine besondere Vorrichtung festgestellt werden, beispielweise durch Riegel, welche dann während des Fährbetriebes ausser Wirksamkeit zu setzen sind.

Die Abmessungen des Förderkorbes sind den jedesmaligen Anforderungen entsprechend auszuführen, fast allgemein theilt man aber den Korb in zw-ei über einander liegende Fächer. Für gewöhnliche Fälle genügt eine Fachhöhe von 40 cm bei 50 bis 60 cm Breite und Tiefe.

Mit Rücksicht auf die Zerbrechlichkeit der Speisegeschirre und mit Rücksicht auf die Füllung derselben mit Flüssigkeiten, ist auf eine ruhige Fahrbewegungdurch sorgfältige Führungen Bedacht zu nehmen, sowie eine zu plötzliche Unterbrechung der Bewegung- bei Erreichung der Endstel-lungen entweder durch sanft wirkende Ausrückung des Betriebes, oder durch kleine Buffer zu verhindern.

Bei grösseren Speisenaufzügen beschränkt man den erforderlichen Antriebzug. durch Einschaltung eines besonderen Ziehrades von entsprechend grossem Durchmesser, welches auf die Welle der oberen Lastrolle aufgesetzt wird. Auch für dieses Ziehrad wendet man ein Seil ohne Ende an, dessen Lauf durch eine Gegenrolle im unteren Schachtende die erforderliche Spannungsführung erhält.

Für die Speisenaufzüge grosser Hotels erscheint der einfache Handbetrieb nicht ausreichend, so dass beispielsweise ein im Hôtel Kaiserhof zu Berlin ursprünglich für Handbetrieb angelegter Aufzug ausser Benutzung gesetzt und schliesslich mit hydraulischem Betrieb eingerichtet wurde.

Die neue Anlage der Speisenaufzüge für das Hôtel Kaiserhof ist als Muster für die Aufzüge im Eisenbahn-Hotel gewählt. Beide Anlagen sind von der Berlin - Anhaitischen Maschinenbau - Aktien - Gesellschaft zu Berlin-Moabit ausgeführt.³) Die Gesammtdisposition der Anlage ist so getroffen, dass für jede Etage ein besonderer Aufzug vorhanden ist, derart dass jeder Förderkorb nur in den beiden Endstellungen seiner Bahn selbst-thätig anzuhalten ist.

Fig. 143 veranschaulicht eine der für diesen Zweck im Kellergeschoss aufgestellten Aufzugswinden mit dem zugehörigen Friktionswendegetriebe, dessen specielle Anordnung besonders aus der zweiten Darstellung in Fig. 142 ersichtlich ist.

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Fig. 142.

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Als Motor für die verschiedenen Aufzüge ist eine hydraulische Zwillingsmaschine von Schmid in Zürich benutzt. Das Druckwasser wird der städtischen Wasserleitung entnommen, und genügt das Offnen des Zuflussventils, um den Motor in jeder Stellung sofort angehen zu lassen.

Der Antrieb des Motors wird von der Hauptwelle W aufgenommen und von hier aus durch die Friktionswendegetriebe mit Riffelscheiben und konischem Räderwerk je nach Redürfniss, auf die Zweigwellen der einzelnen Aufzugswinden fortgepflanzt. Die Kraftübertragung von den Zweigwellen auf die Trommelwellen wird durch ein einfaches Stirnrädervorgelege vermittelt.

den Fall einer sogenannten Krempelkette so, wie bei den gewöhnlichen Aufzügen mit Seil ohne Ende, einerseits der Förderkorb, andererseits das Gegengewicht eingeschaltet ist. Selbstverständlich ist für die Führung und zum Tragen der belasteten Kette ohne Ende eine zweite Gegentrommel im oberen Schachtende erforderlich, durch welche der Kettenlauf in ein vertikal aufsteigendes und in ein vertikal absteigendes Trum zerlegt wird.

Die Windentrommel T ist zur Aufnahme der Lastkette, im vorliegen-

eingerichtet, in welche eben

Das Gegengewicht ist so bemessen, dass sowohl die Senkung des leeren, wie das Aufwinden des belasteten Förderkorbes, motorischen Antrieb erfordert.

Unter diesen Verhältnissen ist bei den an sich geringen Belastungen die Einschaltung besonderer Bremswerke entbehrlich, und die Regulirung der Fahrgeschwindigkeit, wie das Ingangsetzen und Stillstellen der einzelnen Aufzüge, wird durch die Einstellung des Absperrventils am Motor und durch die Handhabung der Wendegetriebesteuerung’ mit Leichtigkeit bewirkt.

Mit ganz besonderer Sorgfalt ist der Ein- und Ausrückmechanismus des Wendegetriebes ausgeführt, um einen sanften, gleichmässigen und schliesslich konstanten Anpressungsdruck der Friktionskupplungen zu sichern.

Die Verstellung der mittleren, in Feder und Nuth auf der Hauptwelle W verschiebbaren Kuppelungsmuffe wird durch den Handhebel H, Fig. 143, S. 279, vermittelt. An diesen Handhebel ist durch die Lenkschiene L ein horizontaler Zwischenhebel angeschlossen, dessen Drehachse A die Verstellung des Handhebels durch ein Winkelhebelsystem auf die vertikale Schwinge fortpflanzt, welche die Kuppelungsmuffe umklammert.

Auf dem horizontalen Zwischenhebel sind zwei kleine Laufgewichte Gt und G₂ selbstthätig verschiebbar. Bei der Mittelstellung des Hebels befinden sich beide Laufgewichte unmittelbar am Hebeldrehzapfen. Sinkt der linke Hebelarm nach unten, so rollt das Gewicht Gx bis an das aufgekrümmte Ende desselben, während umgekehrt eine Senkung des rechten Hebelarmes die Verschiebung des Laufgewichtes G₂ bis zum rechten Endpunkt bedingt. Die Druckwirkung der Laufgewichte in ihren Endstellungen sichert eine ausreichende selbstthätige Anpressung der Riffelscheiben, und es bedarf nur einer kleinen Verstellung des Handhebels zur Einleitung der beabsichtigten Umsteuerung, um dieselbe alsdann durch den erörterten Mechanismus selbstthätig und » sanft zu Ende zu führen, bis die Einrückung der Friktionskuppelung vollständig geschlossen ist. Der Anpressungsdruck der Kuppelung bleibt ausserdem gleichförmig, bis eine neue Umsteuerung erfolgt.

Die selbstthätige Umsteuerung des Hebelwerks für die Ruhelage beim Eintritt des Förderkorbs in die tiefste Endstellung wird dadurch vermittelt, dass der Korb die Hebelzunge S' streift und nach unten drückt. Ähnlich erfolgt die Umsteuerung für die obere Endstellung. Zu diesem Zweck ist in der betreffenden Entfernung über dem Handhebel H ein zweiter Hebel im Fahrschacht gelagert, der ebenfalls mit einer Streifzunge ausgestattet und, wie in der Figur angedeutet, durch Drahtzüge mit dem unteren Hebel gekuppelt ist.

Die als Motor benutzte Wassersäulenmaschine von A. Schmid in Zürich, welche für derartige kleine Betriebsanlagen mit intermittiren-der Arbeitszeit ausserordentlich empfehlenswerth erscheint, ist in Fig. 144 im Längsschnitt, in der Seitenansicht und im Grundriss dargestellt.⁴) Die Zwillingsmaschine wird durch gegenseitige Kuppelung von zwei einfachen Maschinen an eine Welle mit um go° versetzten Kurbeln gebildet.

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Dp

Fig. 144.

Der Schmid’sche Motor arbeitet mit oscillirendem Cylinder. DieVer-theilung des Druckwassers erfolgt durch die schwingende Gleitbewegung des konvexen Cylinderbauches auf der konkaven Lagerung im Maschinenbett durch die abwechselnde Deckung der Kanalöffnungen im Cylinder-bauch und in der korrespondirenden Lagerfläche des Maschinenbettes. Je nach der momentanen Kurbelstellung gelangt das Druckwasser aus

dem Einströmungsrohr E, nachdem es den Windkessel W passirt hat, vor oder hinter den Kolben. Das verbrauchte Wasser entweicht auf der Gegenseite durch den jedesmal mit dem Abflussrohr A in Verbindung stehenden Cylinderkanal.

Die Drehzapfen des Cylinders bilden die Schildzapfen desselben, welche in den zu beiden Cylinderseiten in D durch besondere Scharnierzapfen angeschlossenen Hebeln H gelagert sind. Durch diese bewegliche Cylinderlagerung, in den Hebeln ist einmal eine sehr bequeme Anpressung der Gleitflächen ermöglicht, da sich die Hebel durch Spannschrauben vermittelst der Handräder R beliebig nach unten pressen lassen, andererseits lässt sich die ganze Maschine in einfachster Weise auseinander- ’ nehmen und nachsehen. Es bedarf nur einer Lösung der Spannschrauben, um den Cylinder zurückklappen zu können und die Gleitflächen , welche vor allem einer Kontrolle bedürfen, frei zu legen. Die Grösse der Gleitflächen hält die Abnutzung in unschädlichen Grenzen.

Die Fabrik von Schmid in Zürich liefert derartige Maschinen in 2i Normalgrössen von 40 mm Kolbendurchmesser bei 60 mm Hub, bis 300 mm Kolbendurchmesser bei 370 mm Hub.

Die Leistung der Maschinen hängt naturgemäss, ausser vom Kolbendurchmesser und von der Tourenzahl, von der verfügbaren Wasserdruckhöhe ab. Bei normaler Kolbengeschwindigkeit von 0,6 m kann man ungefähr auf einen Nutzeffekt von 75 pCt. rechnen.

Für die mittleren Druckhöhen städtischer Wasserleitungen von 15 bis 25 m erfordert nach Musil die effektive Pferdekraft pro Stunde 24 bis 13 cbm Wasser.

Hydraulischer Gichtaufzug mit Wasserkasten, von James Farmer

in Manchester.

Den vorstehend besprochenen Aufzügen mit Gegengewichtsanordnung schliessen sich in der Gesammt-Disposition der Anlage die hydraulischen Aufzüge an, deren Auf- und Abtrieb durch wechselnde Belastung der Förderschale mit Wasser bei konstanter Gegengewichtsbelastung vermittelt wird. Dieses System hat vorzugsweise für Anlagen von Gichtaufzügen Verwendung gefunden. Unter anderem finden sich im Harz und in Schlesien derartige Ausführungen,⁵) auch in England sind dieselben bekannt.

bis 3 dargestellte Aufzug von Farmer⁶) Der Auftrieb der belasteten

Der auf Taf. 13 in Fig. ist mit einer Förderschale eingerichtet.

Förderschale wird durch unveränderliche Gegengewichtsbelastung erzielt, die Senkung der leeren Schale durch entsprechende Wasserbelastung.

Zu dem Zweck ist die Förderschale einerseits an Ketten aufgehängt,

die an den vier oberen Ecken des Gichtförderthurms über Leitrollen geführt und mit gusseisernen Gegengewichten G belastet sind, andererseits ist unter der Plattform der Förderschale ein Wasserkasten aus Blech angeschlossen, der aus dem Reservoir über dem börderthurm gefüllt werden

kann. Um während der Auf- und Niederfahrt die Wirkung⁻ des Gegengewichts nicht durch die Veränderung⁻ der Kettenlängen zu variiren, sind die Ketten, welche die Gegengewichte tragen unterhalb der Gegengewichte verlängert und schliesslich wieder mit ihren Enden an der Förderschale befestigt, so dass sich der geschlossene Kettenlauf in sich selbst ausbalancirt. Das Gesammt-Gegengewicht muss gross genug sein, um das Eigengewicht der leeren Förderschale, die Nutzlast und das Gewicht der Wagen, in welchen die Gichtbeschickung transportât wird, sowie schliesslich die Widerstände der Kettenrollen zu überwinden. Die Füllung des Wasserkastens erfolgt in der höchsten Stellung der Förderschale, und reicht zu dem Zweck von dem Reservoir ein durch ein Absperrventil V verschliess-bares Rohr bis in den seitlich am Wasserkasten angebrachten Einlauf E hinein. Ist die Füllung vollendet und geht die Förderschale unter dem Einfluss der Wasserbelastung nieder, so schiebt die Schale beim Sinken den Handhebel H durch einen vorstehenden Anschlag S vor sich her und schliesst dadurch selbstthätig⁻ das Absperrventil. In analoger Weise würde man eine selbstthätige Öffnung des Ventils einrichten können, welche zur Wirkung gelangen müsste, sobald die Förderschale, von unten kommend, in ihre obere Endstellung gelangt. Erreicht die Förderschale ihre tiefste Stellung, so stösst sich hierbei ein im Boden des Wasserkastens angeordnetes Kegelventil auf und gestattet dem Wasser den Abfluss. Hierdurch erreicht das konstante Gegengewicht aufs neue das Übergewicht und es wiederholt sich dasselbe Spiel, dessen Vorgänge eben geschildert sind.

Um sowohl die Geschwindigkeit der Auf- und Niederfahrt zu regu-liren, wie die Förderschale in den Fndstellungen während der Ent- und Beladung festzuhalten, ist eine Bremse angeordnet, die in der vorliegenden Konstruktion in die Förderschale selbst eingebaut ist.

Die Bremse ist eine Backenbremse und wird gegen die vertikalen, mit eisernen Schienen beschlagenen Gleitbäume angepresst, welche durch die ganze Höhe des Förderthurms reichen.

Diese Anordnung ist doppelt symmetrisch ausgeführt.

Die Anpressung der Bremsbackenpaare erfolgt von einer gemeinsamen Hebelwelle aus, die unter der Plattform der Schale durchläuft. Ein Steuerbock B in der Mitte der Schalenplattform gestattet durch Zahneinschnitte die Feststellung des Handhebels durch Eingreifen eines Riegels, in ähnlicher Weise, wie dies bei den Steuerungshebeln der Lokomotiven geschieht. Die Presshebel der Bremsbacken sind, wie aus Fig. i, Taf. 13, ersichtlich, als Kniehebelwerk ausgeführt.

Die Anordnung vertheuert den Bau des Förderthurms, und bedingt, dass jedesmal ein Gichtarbeiter mit auf- und niederfährt, aber sie gewährt auch den Vortheil, dass sich die Bremse gleichzeitig bei etwaigen Kettenbrüchen als Sicherheitsfallbremse handhaben lässt, und in solchen Fällen nur etwas schärfer angezogen werden muss, um die Förderschale mit gefahrloser Geschwindigkeit hinabgleiten zu lassen.

Aus der Zeichnung ist schliesslich noch ersichtlich, dass die Förderschale durch kleine Rollen an den Ecksäulen des Förderthurms geführt wird. Die Rollen stehen in den Diagonalen des quadratischen Thurmquerschnitts und laufen gegen die inneren Kanten der Ecksäulen, welche mit Winkeleisen beschlagen sind.

Zur Speisung des Wasserreservoirs, das etwa 4 bis 5 mal so gross wie der Wasserkasten unter der EVrderschale angelegt ist, ist eine Pumpe erforderlich, wenn nicht etwa besonders günstige Terrainverhältnisse eine direkte Wasserzuleitung aus einem hochgelegenen natürlichen Wasserbecken oder Wasserlauf gestatten. Durch ein Überfallrohr ist einer Überfüllung des Reservoirs vorzubeugen.

Die Vortheile derartiger Aufzüge bestehen in der ausserordentlichen Einfachheit des Triebwerks, das einen hohen Nutzeffekt von etwa 0,70 gewährt, und in dem beschränkten Wasserverbrauch, der sich jedesmal genau nach der Grösse der Nutzlast reguliren lässt.

Dasselbe Konstruktionsprincip hat der Ingenieur R. Cramer in Berlin zur Ausführung eines Baumaterialien - Aufzuges benutzt, der zuerst beim Neubau des Anhalter Bahnhofs in Berlin Anwendung gefunden hat, und seitdem wiederholt von der Maschinenfabrik von Möller & Blum für grössere Bauten in Berlin, Cassel etc. geliefert ist.

Diese hydraulischen Baumaterialien-Aufzüge sind mit doppelten Förderschalen ausgeführt, deren jede, wie bei der oben besprochenen Anlage einen Wasserkasten unter der Plattform trägt. Die Schalen hängen an einer gemeinsamen Galle’schen Gelenkkette, die durch zwei Leitrollen in den höchsten Punkten des Förderthurms aus einem E'ahrschacht in den anderen abgelenkt wird. Da hier die festen Gegengewichte fortfallen und die E'örderschalen sich unter einander ausbalanciren, bedarf es nur einer Wasserfüllung der jedesmal obenstehenden E'örderschale, um die Gegenschale mit der Nutzlast emporzuziehen. Die Entleerung der Wasserfüllung erfolgt, wie oben beschrieben, in der tiefsten Stellung durch selbstthätige Ventilöffnung. Zur Regulirung der Fahrgeschwindigkeit und zum Festhalten der Förderschalen in den Endpositionen wird direkt die Welle der einen von beiden Kettenrollen gebremst. Zu dem Zweck ist auf die Achse derselben eine Bremsscheibe gesetzt und die Einwirkung der Kettenrolle auf die Lastkette durch Daumeneingriff gesichert. Das Bremswerk ist als Lösungsbremse mit Bremsklötzen konstruirt, deren Spannhebel in ruhendem Zustande durch eine Gewichtsbelastung so stark angepresst wird, dass der Stillstand des Aufzuges erst durch Lüftung des Hebels unterbrochen werden kann. Dies geschieht durch eine Zugleine, welche vom Bremshebel über Leitrollen nach dem Standort des Aufzugwärters geführt wird. Ist eine öffentliche städtische Wasserleitung von genügender Druckhöhe vorhanden, so kann man diese zur Füllung der Wasserkasten benutzen und das Reservoir ganz entbehren. Stellt man eine Dampfpumpe auf, so treibt man durch die Pumpe immer wieder das vom Aufzug verbrauchte Wasser in das Reservoir zurück.

Um 200 bis 250 gewöhnliche Mauersteine zu heben, die etwa 700 bis 800 kg. wiegen, ist, dem Nutzeffekt der Anlage entsprechend, ungefähr i cbm. Wasserfüllung erforderlich.

Aufzüge mit schiefer Ebene.

Statt der Vertikalförderung- wendet man bisweilen auch Förderung auf geneigten Bahnen an. Die grössere Länge der Förderbahn und der dadurch erforderliche umfassendere Unterbau, sowie die Beschränkung des Terrains durch die Anlage der schiefen Ebene dürften derartige Anlagen vorzugsweise nur in solchen Fällen empfehlenswerth erscheinen lassen, in denen natürliche Terrainverhältnisse, Bergabhänge etc. die Anlage unterstützen. Der Steigungswinkel der Auffahrt schwankt zwischen 20° und 40°.

Ein Doppelaufzug mit schiefer Ebene ist in Fig. 4 auf Tafel 13 dargestellt.⁷) Das Winden werk entspricht ganz den Anordnungen, welche für vertikale Doppelaufzüge mit gemeinsamer Lastwelle für Doppelseiltrommeln mit Riemenwendegetriebe ausgeführt werden. Die Förderseile sind in entgegengesetzten Richtungen um die zugehörigen Trommeln geschlungen, so dass die Förderwagen sich gegenseitig abbalanciren und der leere Wagen niederrollt, wenn der beladene Wagen die schiefe Ebene hinaufgezogen wird. Um das An- und Abkuppeln der Wagen zu vermeiden, sind bewegliche Auffahrten angewendet. Diese bestehen aus einem Wagengestell mit niedrigen Vorderrädern und hohen Ffinterrädern, derart, dass hierdurch für die Auffahrtplattform der Neigungswinkel der schiefen Ebene ausgeglichen wird und die Plattform stets horizontal bleibt. In der tiefsten Stellung befindet sich die Auffahrtplattform in gleicher Höhe mit der Sohle der Anforderung, in der höchsten Stellung schneidet dieselbe mit dem Gichtboden ab. Erz und Zuschlag können daher ohne Zeitverlust in Hunden auf die Auffahrt geschoben werden, steigen mit derselben in die Höhe und werden oben abgefahren. Die leeren Hunde werden durch die niedergehende Auffahrt zurückgenommen, Jede Auffahrt rückt den Riementrieb selbstthätig aus, sobald sie die höchste Stellung erreicht, indem ein seitlicher Vorsprung am Wagen gegen den Ausrückhebel streift und diesen zur Überführung des Riemens auf die lose Scheibe zur Seite schiebt. Die Einrückung des Riementriebs geschieht durch den Arbeiter. Um bei eintretenden Seilbrüchen ein Zurückrollen der belasteten Auffahrt zu verhindern, ist an die Vorderachse derselben eine Sperrklinke gehängt, die den Wagen durch Eingriff in eine Zahnstange abstützt. Für die niedergehende Auffahrt ist die Sperrklinke jedesmal zuvor auszuheben und festzulegen.

Bezeichnet

Q die Nutzlast,

G das Eigengewicht der beweglichen Auffahrt und der leeren Fördergefässe, Hunde oder dergleichen,

R den Radius der grösseren Räder der beweglichen Auffahrt, r den Radius der kleineren Laufräder, q den Zapfenradius, a den Neigungswinkel der schiefen Ebene, f den Koefficienten der wälzenden Reibung, fi den Zapfenreibungs-Koefficienten,

so ist zunächst

(Q -f- G) sin a die ideelle Spannung des Zugseils der belasteten Auffahrt,

und G sin a die ideelle Spannung des Zugseils der leeren Auffahrt,

ferner {Q + G) cos a der Druck der belasteten Auffahrt gegen die Schienen

und G cos a der Druck der leeren Auffahrt gegen die Schienen.

Infolge der Zapfenreibung und der Widerstände der Laufräder auf den Schienen ergiebt sich für die effektive Seilspannung der belasteten Auffahrt

S, = (ß+ G) sin a + rA;

cos a +

f* Q Q 4- G i f Q ~f G

2    r 2

cos a

Sy =

r+_R r R

2 sin a 4-

r + R rR

Ą-f Cosa W1

COS ßf)]

Setzt man Q = iooo kg, G = iooo kg, R = 450 mm, r =225 mm, q — 20 mm, fi = 0,08 mm, / = 0,5 mm,

« = 30 ⁰

so ergiebt sich

Ą = 1000 £1 -f-

67 .S

101250

(1,6 + 0,433)]

S'! = cNj 1014 kg.

Die ideelle Seilspannung (Q + G) sin a ist = iooo kg und demnach das Güteverhältniss der belasteten Auffahrt

Vi =

iooo

1014

0,986.

Für die effektive Spannung des Zugseils der leer niedergehenden Auffahrt erhält man

2 sin a —

■s. =4 [

und nach Einsetzung⁻ der Zahlenwerthe

Ą = 500 [i — 0,0135]

Ą = 493 kg.

Da nun die ideelle Spannung dieses Zugseils G sin a = 1000 0,5 = 500 kg, so folgt für den Wirkungsgrad der leer niedergehenden Auffahrt

(^1) =

493

500

= 0,986.

Der Wirkungsgrad der belastet aufsteigenden Auffahrt ist also gleich dem der leer niedergehenden. Die Effektverluste, welche durch die Leitrolle auf dem Gichtboden und durch die Trommelwelle eintreten, sind ebenfalls für das auflaufende und für das ablaufende Zugseil gleich zu setzen und dürfte im vorliegenden Fall — die Anwendung von; Drahtseilen vorausgesetzt — dieser Theil des Triebwerks einen Nutzeffekt von 0,90 gewähren.

Mit den vorstehenden Werthen ergiebt sich dann der Nutzeffekt der im Trommelumfang wirkenden Umfangskraft für die aufsteigende, wie für die niedergehende Auffahrt

= 0,986 . 0,9 = (>o 0,89.

Bezeichnet man die ideelle Antriebkraft im Trommelumfang mit P ^ so ist zu setzen:

P₀ = (Q + G)sina — G sin a — Qsina.

Für die effektive Antriebkraft erhalten wir dagegen infolge der Vermehrung des Lastwiderstandes durch die Effektverluste und infolge der Verminderung der Gegengewichtswirkung

-— G i] ₂ sina.

(Q + G) since

Es ist demnach schliesslich der totale Wirkungsgrad des ganzen

Aufzuges

(’

n - -q+g

Q >12

(?+    — i-i

209.

Für die aufgestellten Zahlenwerthe ermittelt sich im vorliegenden

Falle:

= 0,736.

Der Wirkungsgrad des Aufzuges mit schiefer Ebene und beweglichen Auffahrten ist also ein günstiger und fällt, wie die Gleichung 20g erkennen lässt, um so vortheilhafter aus, je leichter man die beweglichen Auffahrten und die Fördergefässe konstruirt, da der Werth von G einen wesentlichen Einfluss auf den Nutzeffekt der ganzen Anlage hat.

Auch diese Aufzüge kann man, wenn in der Höhe des Gichtbodens ein natürlicher Wasserzufluss vorhanden ist, sehr gut in gleicher Weise, wie vertikale Aufzüge mit wechselnder Wasserbelastung ohne Räder-und Riementriebwerk anlegen, indem man unter jeder Auffahrt einen Wasserkasten anbringt, der in der höchsten Stellung des Aufzuges gefüllt wird, um durch die Wasserbelastung der leer niedergehenden Auffahrt die Nutzbelastung der aufsteigenden in die Höhe zu ziehen. Die Wasserentleerung erfolgt dann jedesmal in der tiefsten Stellung durch selbstthätige Ventilöffnung. Die Fördergeschwindigkeit auf schiefen Ebenen beträgt zum Theil bis 1 m pro Sekunde. Zur grösseren Sicherheit des Betriebes dürfte die Anordnung von Centrifugalbremsen auf einer der beiden Laufachsen der Aufzug⁻wagen empfehlenswerth sein, und hierdurch das lästige Sperrwerk, welches zudem nur immer die aufsteigende Auffahrt im Fall eines Seilbruchs schützt, ganz entbehrlich werden, wenn man die Wagen unten gegen Buffer anlaufen lässt.

In England benutzt man Aufzüge mit schiefer Ebene und beweglicher Auffahrt unter anderem auch, um schwere Fässer aus Lagerkellern aufzuwinden , oder hinabzusenken. Derartige Aufzüge werden mit einer gewöhnlichen Kabel winde betrieben, die unter der schiefen Ebene aufgestellt wird. Die schiefe Ebene selbst wird so tief unter die Kellersohle hinabgeführt, dass die bewegliche Plattform in der tiefsten Stellung mit der Kellersohle abschneidet und andererseits in der höchsten Stellung sich mit dem Strassenniveau in gleicher Höhe einstellt, die Fässer sich also ohne Mühe auf- und abrollen lassen und auf der horizontalen Plattform der beweglichen Auffahrt sehr sicher gehoben und gesenkt werden⁸).

Y-

.Senkbremsen.

Während im allgemeinen ein einmal vorhandener Aufzug für den ganzen Vertikaltransport der Lasten ausgenutzt wird, und auch alle aus dem Speicher oder der Fabrik wieder abzuführenden Güter und Produkte, so weit sie in oberen Stockwerken lagern, oder fertig gestellt werden, mittelst des Aufzuges in die Tiefe zurück gefördert werden, können lokale Verhältnisse es bisweilen empfehlenswerth erscheinen lassen, an einem oder mehreren Punkten des Etablissements Maschinen aufzustellen, welche lediglich zum Senken von Lasten dienen, um den Horizontaltransport nach dem Llauptaufzuge zu ersparen. Auch sind in einzelnen Fällen, infolge von Bodenverhältnissen Lasten überhaupt nur auf ein tiefer gelegenes Niveau hinabzusenken, wie beispielsweise bei hohen Bollwerken, die ausschliesslich zum Anlegen zu befrachtender Schiffe dienen. Da in allen solchen Fällen die niedergehende Last den motorischen An-

trieb für die Winde bildet, beschränkt sich die Senkmaschine im wesentlichen auf eine Trommelwelle mit Bremse zur Regulirung der Lastsenkgeschwindigkeit. Ist der Lastantrieb zu kräftig, um die Bremse direkt auf die Trommelwelle setzen zu können, so ist das Bremswerk auf einer Vorgelegewelle anzuordnen.

Man bezeichnet derartige Senk win den, im Gegensatz zu den Aufzügen mit besonderem Kraftantrieb, einfach als „Senkbremsen“.

Der Rücktrieb der Maschine zum Aufholen des leeren Förderseils ist entweder durch ein Gegengewicht zu bewirken, das sich direkt an das Förderseil anhängen lässt, wenn man ^statt der Windentrommel eine Friktionsrolle anwendet, oder man hat Doppeltrommeln anzuordnen, die durch entgegengesetzte Seilumschlingung stets das zuletzt abgerollte Seil leer zurück win den, während das belastete Seil niedergeht, Auch kann man Kettendaumenrollen mit kalibrirter Kette anwenden. Diese verschiedenen Anordnungen entsprechen ganz den analogen für Aufzüge und sind nur durch den Fortfall einer besonderen Antrieb welle vereinfacht. Die Benutzung von Ketten mit Daumenrädern, oder die Anordnung von Doppeltrommeln für Senkwinden bietet dieselben Vortheile, wie Doppelaufzüge, und gestattet einen ununterbrochenen Betrieb ohne Leergang der Maschine,

1'

Iflf

it

Fig. H5-

i : 20.

Das Bremswerk selbst ist stets als Lösungsbremse zu konstruiren, so dass dasselbe die Senkwinde in ruhendem Zustande festgebremst

Ernst, Hebezeuge.

hält und die Maschine bei angehängter Last erst durch Lösung der Bremse ihren selbstthätigen Umlauf beginnt.

Fig. 145, S. 289, stellt eine Senkbremse dar, welche von Rudler, dem Erfinder des ganzen Systems, für die Tabaks-Manufaktur in Paris ausgeführt ist. ⁹) Die Trommelwelle liegt in zwei Deckenhängelagern. Für die Doppelseile ist eine gemeinsame Trommel von genügender Länge angeordnet. Die Bremse ist eine einfache Bandbremse, welche durch Gewichtsbelastung des Hebels die Eigenschaften einer Lösungsbremse besitzt und durch eine Stange von unten gelüftet werden kann. Die Thätigkeit des Arbeiters beschränkt sich auf das Lüften des Bremshebels während der Lastsenkung und auf das Anhängen neuer Lasten an das leer zurückgeführte Seil, welches durch die niedersinkende Last selbst-thätig aufgewickelt wird.

Die Senkbremsen lassen sich selbstverständlich auch für schiefe Ebenen, sogenannte Bremsberge, anwenden, und werden beispielsweise für hochgelegene Steinbrüche benutzt, um die gewonnenen Steine in Wagen auf geneigter Schienenbahn bis zum Abfuhrwege hinunterzufördern, wobei man dann stets die Anlage derart doppelt ausführt, dass der belastet niedergehende Wagen den leeren in die Höhe zieht. Solche Anlagen entsprechen also im wesentlichen den geneigten Gichtaufzügen, nur vereinfacht sich, wie bei allen Senkbremsen, das Triebwerk durch die umgekehrte Lastförderung, und das Riemenwendegetriebe für den motorischen Antrieb fällt fort.

ö. Elevatoren.

i. Elevatoren mit Be eher gurten.

Zum Heben von pulvrigen, körnigen und lockeren Massen benutzt man mit Vortheil Paternosterwerke, sogenannte Elevatoren mit becherförmigen Gefässen, welche sich selbstthätig füllen und entleeren. Zu diesem Zweck werden die Becher auf einem vertikalen oder geneigten Gurtlauf, oder auf einer endlosen Kette befestigt.

Die Führung der Gurte wird durch gewöhnliche Riemenscheiben vermittelt, deren obere die treibende ist. Für Becherketten benutzt man dagegen meist polygonale Trommeln, deren Polygonseiten genau den Gliedlängen der Ketten entsprechen müssen.

Die selbstthätige Füllung der Becher erfolgt, indem die Becher in der tiefsten Position durch die zu hebende Masse streifen. Je nach dem Widerstand, welchen die Masse dem Durchgang und der Füllung der Becher entgegensetzt, sind letztere aus einfachem Weissblech, oder aus starken Eisen- oder Stahlblechen entsprechend kräftig herzustellen, ferner Gurte oder Ketten für das Paternosterwerk zu verwenden.

Am verbreitetsten sind die Elevatoren in Mühlen, Brauereien, Speichern, Zuckerfabriken etc. zum Heben von Mehl, Getreide, Malz oder ähnlichen Substanzen. Hier genügen Becher aus Weissblech mit Leder-Gummi- oder Flanfgurten.

In Figur 146 ist ein derartiger Elevator skizzirt. ¹⁰) Die obere und untere Gurtrolle laufen in einem geschlossenen Kastengehäuse aus Holz oder Eisen, und auch der ganze Gurtlauf zwischen dem Elevator - Fuss und Kopf ist in zwei Rohre von rechteckigem Querschnitt, in die sogenannten Elevatorschläuche eingeschlossen, um ein Verstäuben des Materials zu verhüten. Diese Elevatorschläuche werden, wie die Gehäuse für die Scheiben, entweder aus Holz oder aus Eisenblech hergestellt.

Der Fusskasten hat eine Einfüllöffnung, in die das Mehl oder Getreide meist ununterbrochen durch Transportschnecken eingeschüttet wird. Am Elevatorkopf ist umgekehrt ein schräges Ausschüttrohr mit nach unten gekehrter Öffnung vorhanden, durch die das gehobene Material bei der Umkehr der Becher über die obere Rolle herausgestürzt wird.

Für die Spannung des Elevatorgurtes pflegt man die Achse der oberen oder der unteren Rolle in einer Schlittenführung- beweglich zu lagern und, wie die Skizze erkennen lässt, eine Nachstellvorrichtung durch eine Druckschraube anzuordnen.

Fig. 146.

<E

Fig. 147. i : 8.

19¹⁰

Die ältere, noch vielfach verbreitete Becherform, Figur 147, entspricht einem Viertel - Cylinderausschnitt von etwa 100 mm Radius und 70 bis 200 mm Breite. Die Becherwände werden zu-sammengelöthet und mit dem Rücken durch zwei flachköpfige Riemenschrauben am Elevatorgurt befestigt, die den Bechern beim Passiren der gekrümmten Rollenumfänge ein Abkippen von dem sich dem Rollenumfang anschmiegenden Riemen gestatten. Derartige Becher darf man infolge ihrer hohen Vorderwand nur mit massiger Geschwindigkeit laufen lassen, da sonst der Inhalt durch die Centrifugalkraft gegen die steile Vorder wand geschleudert wird und erst ein spätes Entleeren erfolgt. Die nachstehende Tabelle giebt nach den Angaben von Gebrüder Weismüller in Frankfurt a./M. eine Zusammenstellung der von dieser Fabrik angewandten Scheibengrössen, Tourenzahlen und der Bechervertheilung auf den Gurten unter Angabe der Förderleistungen.

¹

Die Mittheilung der Konstruktion verdankt der Verfasser der Gefälligkeit des Herrn Bergrath AVebers, Direktor der Maschinenfabrik in Ilsenburg.

²

Die Zeichnungen sind dem Skizzenbuch für den Ingenieur und Maschinenbauer von Wiebe, 1870 Heft LXVII, entnommen.

³

E. Blum. Die hydraulischen Aufzüge im Eisenbahn-Hotel zu Berlin, Sonderabdruck aus den Verhandlungen des Vereins zur Beförderung des Gewerbfleisses 1880, A. Seydel. Polytechnische Buchhandlung, Berlin 1880.

⁴

Siehe Musil. Die Motoren für das Kleingewerbe, Taf. 1.

⁵

Vergl. Wiebe, Skizzenbuch 1859 Heft-«

⁶

Engineering, Decemberheft 1874«

⁷

Die Zeichnung ist Hülsse’s Maschinen-Encyklopädie entnommen, aus welcher Quelle dieselbe auch in Weisbach-Herrmann’s Ingenieur- und Maschinenmechanik übergegangen ist.

⁸

Yergl. Colyer, Hydraulic, Steam and Hand Power Lifting Machinery. S. 83 Tafel 51.

⁹

Vergl. Armengaud, Publication industrielle. Vol. VIII. Taf. 1.

¹⁰

Ausführung von Gebrüder Weismüller in Frankfurt a/M.

Tabelle für Mühlenelevatoren von Gebrüder Weismüller in Frankfurt a/M.

Durchmesser

der

Gurtscheiben.

Breite der Gurtscheiben

Umdrehungszahl pr. Minute

Anzahl Becher pr. IO Meter Gurt

Leistung pro Stunde in Hectoliter

mm.

mm.

300

100

50

30

40

400

120

38

30

SO

500

150

30

25

70

700

180

22

25

90

900

250

16

20

Der Inhalt der Becher bestimmt sich nach der zu hebenden Materialmenge, der Rollengeschwindigkeit und der Becherzahl, doch pflegt man statt des theoretisch erforderlichen Bechervolumens den Bechern in der

Ausführung meist den 1¹/₂fa.claen Inhalt zu geben, weil sich erfahrungs-mässig die Becher nicht gleichmässig und vollständig füllen.

Die Bechergurte wählt man etwa 20 mm breiter als die Becher selbst, die zugehörigen Scheiben 30 bis 40 mm breiter als die Becher, und kon-struirt die Scheibengehäuse so, dass die Gurtscheiben in diesen auf jeder Seite wieder etwa 10 mm Spielraum finden.

Hinter dem Elevatorgurt lässt man bei vertikalen Elevatorschläuchen 15 bis 20 mm, vor den Bechern 35 bis 40 mm Spielraum.

Eine neuere und als recht brauchbar empfohlene Becherform ist in Fig. 148 skizzirt, die auf folgende Weise bestimmt wird:¹)

Man konstruirt überder angenommenen Bechertiefe AD = a — meist 100 bis 130 mm — ein Quadrat AB CD, theilt den Winkel bei A in vier gleiche Theile von je 22'/₂°, und findet durch die Schnittpunkte E und F der freien Schenkel des ersten und letzten Theilwinkels mit den Quadratseiten die Eckpunkte der Becherseitenfläche, welche dem unregelmässigen Viereck ADEF entsprechend ausgeführt wird.

Bei dieser Form erhält die vordere Becherfläche eine so starke Nei-

-'1C

<<

■>

Fig. 148

gung, dass man derartige Becher bei Mehlfüllung mit 1 bis 1,2 m, bei Körnerfüllung mit etwa 2 m Geschwindigkeit pro Sekunde laufen lassen kann, ohne dass die Ausschüttung beeinträchtigt wird, wobei die Becher selbst in Abständen von 0,4 bis 0,5 m von einander auf dem Gurt befestigt werden.

Die Becherbreite b wählt man > a.

Der Inhalt V₀ dieser Becherformen bestimmt sich durch

VQ — o,6 alb.

Bei Veranschlagung- des Förderquantums setzt man für den Becherinhalt nur den Werth

V — 0,4 cPb

in Rechnung.

Bezeichnet man

mit Q die stündliche Leistung in kg, mit l die Förderhöhe in Metern,

so ergiebt sich der Kraft verbrauch durch die Gleichung

PS.

<?(/+ 0

250000

Bei senkrecht aufgestellten Elevatoren mit der oben angegebenen älteren Becherform kann das Mehl oder Getreide beim Umkippen der Becher nur dadurch vollständig in das schräge Abfallrohr des Elevatorkopfes gelangen, dass es auf den gekrümmten Rücken des nächst tieferen Bechers fällt und hierdurch in schräger Richtung abgleitet. Um den ganzen Becherinhalt sicher in das Abfallrohr zu entleeren, muss zu dem Zeitpunkt, wo der im Ausschütten begriffene Becher von der Gurtscheibe in die vertikale Bahn übergeht, also den letzten Rest seines Inhaltes fallen lässt, der nächst tiefere Becher hinreichend weit von der Unterkante des Abfallrohres entfernt sein, damit das aus dem oberen Becher ausstürzende Material noch auf den tieferen auffällt und in das Abfallrohr abgleitet, bevor der untere Becher in den Eievatorschlauch eintritt.

1

Bezeichnet v die Peripheriegeschwindigkeit der Gurtscheibe, a den Abstand zweier Becher von einander, x den Abstand des unteren Bechers von der Unterkante des Abfallrohres, sobald der nächst höhere Becher den horizontalen Durchmesser der oberen Scheibe nach unten passirt,

t die Zeit, nach welcher der untere Becher aus der augenblicklichen Stellung in den Elevatorschlauch eintritt, so ist zunächst der Becherweg in der Zeit t

x — v t,

ferner die Fallhöhe des ausstürzenden Getreides

gt*

a -f- x — v t + — ’

also auch

und schliesslich

x = vy.

Legt man den Elevator geneigt, so entleeren sich die Becher leichter und sicherer, und die Abfallmündung kann höher angeordnet werden, ohne dass ein Theil des aufwärts geförderten Materials wieder in den Elevatorfuss zurückfällt. Bei Mühlen- und Speicherelevatoren, die durch alle Stockwerke gehen, erschwert sich aber alsdann das Einbauen des Elevators in das Gebäude, da die Balkenlagen mit Rücksicht auf die Neigung des Elevators in den verschiedenen Etagendecken verschieden ausgeführt werden müssen. Ausserdem hängt in der geneigten Lage der Elevatorgurt durch, und wenn man auch das obere belastete Trum auf der Schlauchwandung gleiten lassen kann, so muss doch die Unterseite der Schlauchwandung für das niedergehende Trum ausgebaucht werden, weil sich sonst die Becher leicht festhaken würden. Zu beachten ist ferner, dass das Aufschleifen des belasteten Gurtes die schädlichen Widerstände erhöht und den Gurt selbst schneller abnutzt. Es empfiehlt sich daher unbedingt die Anordnung von Tragrollen.

Elevator für die Thonmühle der Gesellschaft Vieille Montagne zu Mühlheim a. Ruhr.

Der auf Taf. 14 in Fig. 1 bis 5 dargestellte Elevator veranschaulicht eine geneigte Elevatoraufstellung. Die Anlage ist von der Friedrich-Wilhelmshütte zu Mühlheim ausgeführt und dazu bestimmt, den auf Kollergängen zermahlenen gebrannten Thon etc., welcher zur Herstellung feuerfester Materialien benutzt wird, zu Siebtrommeln emporzuheben.²)

Das Gehäuse für die Fussscheibe des Elevators ist aus Gusseisen, das ganze übrige Gehäuse aus Schmiedeeisen. Die grösste Ausbauchung der unteren Schlauchwand für das Durchhängen des Bechergurtes liegt ungefähr in ¹j₃ der ganzen Länge von unten und beträgt 105 mm, bei 9 m Länge des Elevators von Mitte zu Mitte Rolle und 53⁰ Neigung. Fig. 2 giebt einen Schnitt durch den Elevator an dieser vStelle, aus der die Bildung des Kastenquerschnittes aus dünnen Blechen mit Winkeleisenverbindungen ersichtlich ist.

Die oberen Schlauchplatten sind aufgeschraubt, um das Innere des Elevators zugänglich zu erhalten, im übrigen sind Nietverbindungen angewendet. Kopf und Fuss des Elevators sind auf Gebälk gelagert, ausserdem aber noch eine Zwischenunterstützung durch Hängeschienen H angeordnet, welche das Eigengewicht auf der mittleren Strecke abfangen und auf die Balkenkonstruktion des Gebäudes übertragen. Zur gegenseitigen Versteifung der Seitenwandungen sind Stehbolzen mit übergeschobenen gusseisernen Hülsen eingesetzt und die Seitenbleche an diesen Stellen durch aufgelegte Flacheisenschienen verstärkt. Fig. 5 giebt eine Detailzeichnung der Stehbolzen.

Die Tragrollen für das obere Gurttrum sind aus Holz, wie Fig. 4 erkennen lässt, zur Einlage einer schmiedeeisernen Achse aus zwei Hälften hergestellt, die durch schwache, warm aufgezogene Ringe an den Enden zusammengehalten und durch eine in der Mitte über die Achse geschobene kleine Scheibe an einer gegenseitigen Verschiebung gehindert werden. Die Rollenachse läuft zwischen Schraubenspitzen. Zum Einsetzen der Schrauben sind aussen gegen die Seitenbleche des Schlauchkastens durchlaufende Flacheisenschienen gelegt, Fig. 1 und 2. Die Schrauben selbst greifen mit ihrem Gewinde in diese Schienen ein und werden durch Gegenmuttern festgeklemmt.

Die Achse der oberen Gurtrolle liegt fest, die Achse der unteren Rolle dagegen ist zur Nachspannung des Gurtes in zwei schrägen Bocklagern verstellbar, die ausserhalb des Fussgehäuses abgesondert aufgestellt sind. Das Fussgehäuse selbst enthält schräge Schlitze, um eine ungehinderte Verstellung der Achse zu gestatten. Die gleichzeitige Verstellung der beiden Lagerschlittenstücke wird durch Schneckenrad und Schrauben mit dem Handrade S', Fig. 1, bewirkt. Konstruktion und Form der Becher ist durch Fig. 14g veranschaulicht.

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Fig. 149.

Die Gurtgeschwindigkeit beträgt o© 425 mm pro Sekunde, die Entfernung- der Becher von einander 470 mm. Demzufolge entleeren sich in der Minute 54 Becher.

Elevator be eher von Schmidt in Wurzen.

Die Elevatorbecher von Schmidt in Wurzen i. S., D. R. P. Nr. 5703, Fig. 150, haben eine von den sonst üblichen Bechern wesentlich abweichende

Form, die auch bei vertikalen Elevatoranlagen eine leichte und frühzeitige Ausschüttung sichert, und ausserdem den Vortheil gewährt, dass man die Gurtgeschwindigkeit beliebig steigern kann, ohne eine Beeinträchtigung der Ausschüttung durch die Centrifugalkraft herbeizuführen.

Schnitt

Varde ransiehl

Fi g- 150. i : 5

Der Schmidt’sche Patentbecher ist aus zwei Blechstücken hergestellt. Der Rücken und die hohen Seitenwände sind aus einem Blech gebogen, das zweite Blech bildet die Schaufel, welche über die Oberkante des Rückenblechs eingehängt und mit umgebogenen Seitenrändern zwischen den Seitenflächen festgenietet ist. Durch die Riemenschrauben, mit welchen der Becher am Gurt befestigt wird, werden die beiden Rückenbleche dicht zusammengepresst. Die flach gekrümmte Schaufelform bedingt den Beginn einer kräftigen Ausschüttung kurz nachdem der Becher den Scheitel der oberen Scheibe passirt hat, und die Centrifugalkraft unterstützt dieselbe noch, da die flache Schaufelkrümmung den Becherinhalt leicht nach aussen gleiten lässt. Die Ausschüttung erfolgt bei genügender Geschwindigkeit in einem flachen Wurf bogen so hoch, dass die Ausschüttöffnung in ¹/₃ des Scheibendurchmessers unter der Elevatorkopfmitte angeordnet werden kann. Nach den Angaben der Fabrik soll die Gurtgeschwindigkeit mindestens i m pro Sekunde betragen, wird aber vortheilhaft für mehlige Substanzen auf 1,33 m, und für Körner auf 1,4 pro Sekunde gesteigert. Diese Geschwindigkeiten sind etwa doppelt so gross wie die für Elevatoren mit den alten Viertel cylinder-Bechern anwendbaren. Da nun die Schmidt’schen Patentbecher auch eher in geringeren Zwischenräumen als die' älteren angeordnet werden können, ohne die Füllung zu beeinträchtigen, wird die Leistungsfähigkeit der Elevatoren, selbstverständlich unter entsprechendem Kraftaufwand, durch die schnellere Fördergeschwindigkeit ungefähr auf das Doppelte gesteigert. Die hohen Seitenflächen bewirken trotz der flachen Schaufelform eine reichliche Becherfüllung.

Ausser der quantitativ grösseren Leistungsfähigkeit der in Rede stehenden Elevatoren ist die raschere Ausschüttung der Becher in kürzeren Pausen von Vortheil, falls der Elevator das Material direkt Verarbeitungsmaschinen zuführt, weil hierdurch eine gleichmässigere Beschüttung erzielt wird.

Dass bei allen Elevatoren stets die obere Scheibe als Betriebsscheibe dient, ist bereits früher angedeutet. Treten Gurtreckungen ein, so sichert das Eigengewicht des belasteten Bechergurtes an sich schon eine ziemlich ausreichende Umfangsreibungund die Spannung des Gurts, sowie die Zapfendrucke fallen geringer aus, als wenn man den Antrieb nach der unteren Scheibe verlegen wollte. Schmidt empfiehlt die Betriebsscheiben mit Seitenrändern auszuführen.

Freihängender Elevator für Getreidemagazine, von Gebr. Weismüller.

Für Kornmagazine, welche am Wasser liegen, können mit Vortheil bewegliche Elevatoren benutzt werden, um das Getreide direkt aus den

Schiffen auf den Magazinboden zu heben. Die Disposition einer solchen Anlage von Gebrüder Weismüller in Frankfurt a./M. ist durch die Skizze Fig. 151 veranschaulicht. Der Elevator ist am auskragenden Arm eines

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Fig. 151-grossen, im Dachgeschoss gelagerten Balanciers ausserhalb des Speichers vertikal aufgehängt und reicht mit der Schöpfrolle bis in den Laderaum des Schiffes. Der in das Gebäude hineinragende Balancierarm ist mit einem Gegengewicht belastet und wird durch eine Kette gehalten, welche durch eine Trommelwinde verkürzt, verlängert oder durch das Windensperrwerk festgelegt werden kann. Hierdurch ist die Möglichkeit geboten, den Elevator zu heben, zu senken, oder in einer bestimmten Höhe zu halten. Um den Antrieb der oberen Gurtrolle des Elevators in jeder Stellung unverändert von der Wellenleitung des Speichers vermitteln zu können, sind auf die Drehachse des Balanciers zwei Riemenscheiben aufgesetzt, deren eine vom Speicher aus angetrieben wird, während die andere den Antrieb auf die Elevatorgurtscheibe im Balancierkopf fortpflanzt.

Die Abflussrinne für das gehobene Getreide ist unter der Ausschüttöffnung des Elevatorkopfes drehbar befestigt und reicht durch eine Luke in den Speicher hinein. Aus dieser Abflussrinne fallt das Getreide zunächst in eine automatische Wage und wird von hier durch Transportschrauben weiter geführt, während gleichzeitig ein Staubfang über dem einlaufenden Getreide mit einem Exhaustor in Verbindung steht, um die erste oberflächliche Reinigung des Getreides zu bewirken.

2. Elevatoren mit Gliederketten und polygonalen Trommeln.

Elevatoren mit Gliederketten finden hauptsächlich für Bagger Verwendung, um den ausgebaggerten Schlick zu heben, aber auch zum Heben grobkörniger fester Massen, wie Kohlen etc., werden dieselben benutzt. Naturgemäss müssen die Schöpfbecher entsprechend kräftig aus starkem Eisenblech, womöglich mit verstählten Angriffskanten hergestellt werden. Um die Becher solide mit der Kette verbinden zu können, wendet man langgliedrige Doppelketten an und nietet die Becher zwischen die parallelen Schienen korrespondirender Glieder. In den aufeinanderfolgenden Gliedern jeder einzelnen Kette wechseln stets einfache Flacheisenschienen mit Doppelschienen ab, Fig. 152, so dass in jedem Kettengelenk drei Schienen durch einen Bolzen verbunden sind. Bolzen und Bolzenaugen müssen durch Einsetzen gehärtet werden. Bei sorgfältigen Ausführungen

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Fig. 152. 1:15.

ist, wie im vorliegenden Fall, der Bolzen ganz aus gehärtetem Stahl gefertigt. In die Schienenaugen sind gehärtete stählerne Buchsen eingesetzt und durch Umbörteln des Schienenmaterials vernietet. Ganz besondere Sorgfalt ist ferner auf Erzielung vollständig gleicher Gliedlängen zu richten. Es sollten daher vorzüglich beim Bohren zuverlässige Vorkehrungen getroffen werden, um durchaus gleiche Entfernungen für die Bolzenlöcher zu erzielen, da der geringste Unterschied in den Gliedlängen Störungen im Kettenlauf bedingt.

Die Kettentrommel, Fig. 6, Taf. 14, besteht aus zwei auf gemeinsamer Welle aufgekeilten polygonalen gusseisernen Scheiben, die im vorliegenden

Fall noch durch kräftige Stehbolzen unter einander verbunden sind.³) Um die Abnutzung der Trommelflächen zu vermindern, sind auf dieselben besondere verstählte Schienen aufgenietet, die nach stärkerer Abnutzung durch neue ersetzt werden können.

Am gebräuchlichsten sind 5- und óseitige Trommelpolygone. Bei grösserer Seitenzahl fallen die Trommeln für bestimmte Kettengliedlängen unbequem gross aus, und vermindert man andererseits die Seitenzahl auf 4, so wird die Bewegungsübertragung sehr ungleichmässig.

Kipp bcchcrzvcrk von M. Neuer bürg in Köln a. Rh.

Das auf Taf. 15 durch die Figuren 1 bis 3 dargestellte Kippbecherwerk von Neuerburg, D. R. P. No. 13632,⁴) weicht von den bisher besprochenen Anordnungen durch die drehbare Beweglichkeit der Becher ab. Die Becher sind nicht mit den Kettengliedern vernietet, sondern sitzen lose auf den Kettengelenkbolzen D. Um bei dieser beweglichen Befestigung den belasteten Becher während des Aufsteigens festzuhalten, ist das Schienenband, welches den oberen Becherrand verstärkt, auf der Rückseite mit zwei Vorsprüngen S ausgestattet, die sich hinter die Kettenglieder legen und die Kippbewegung des Bechers so lange verhindern,

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Fig. 153-wie derselbe vertikal aufsteigt. Auf den Trommelscheiben ändert sich mit der Ablenkung der Kette auch die Becherlage, der Schwerpunkt der

Füllung- rückt auf die entgegengesetzte Seite des Drehbolzens ; damit erfolgt das Umkippen nach innen noch bevor der Scheitel der Kettenscheiben erreicht wird, indem der Becher zwischen den Seitenketten durchschlägt. Das Umschlagen der Becher wird durch seitliche Scheibenvorsprünge V begrenzt und gleichzeitig durch die Erschütterung beim Aufschlagen auf diese Vorsprünge eine vollständige Entleerung gesichert, selbst wenn Substanzen gefördert werden, die leicht anhaften.

Die Konstruktion der Becher und Ketten geht nach den vorstehenden Erläuterungen aus den Hauptfiguren und aus der Detailzeichnung, Big. 153, S. 299 zur Genüge hervor. Zu bemerken ist noch, dass die Daumenvorsprünge auf den Umfängen der Kettenscheiben, wie aus Fig. 1 und 2 ersichtlich, zwischen die Doppelschienen der Kette fassen und dadurch ein seitliches Abgleiten des Kettenlaufs hindern. Becher sowohl, wie Ketten sind aus Stahl hergestellt.

Die Neuerburg’schen Becherwerke haben seit der kurzen Zeit ihrer Einführung bereits in namhaften Werken Aufnahme gefunden. Dieselben sind unter anderem in den Lintorfer Bleiwerken zu Lintorf, in den Werken der Gebr. Stumm in Neunkirchen, in dem'Farbe werk zu Höchst a./M. etc. in Betrieb.

Fasselevator.

Big. 4 auf Tafel 15 veranschaulicht die Konstruktion eines Elevators mit Kettentrieb, der in England zum Heben von B’ässern benutzt wird.⁵) Zu diesem Zweck sind in die Ketten an Stelle von becherförmigen Trans-portgefässen hornförmige Glieder eingeschaltet, welche die Fässer von unten fassen und mit in die Blöhe nehmen. Um die Doppelkette in konstanten Abstand von einander zu halten, werden die Hornglieder durch Stehbolzen versteift.

Die Trommeln sind in einem, aus zwei gusseisernen Trägern gebildeten Maschinengestell gelagert, welches sich unten mit seitlich angegossenen Bussen auf das Mauerwerk der Bordersohle aufsetzt und oben mit den eisernen Trägern der oberen Etage verschraubt ist. Die geneigten Träger dieses Maschinengestells dienen ausserdem noch durch Vermittelung von gusseisernen Rollen, deren Zapfen in ihnen ruhen, zur Unterstützung des belasteten Kettentrums. Der Antrieb des Elevators erfolgt durch ein Zahnrädervorgelege mit Riemenscheibe. Die B'ässer rollen auf einer schwach geneigten schiefen Ebene selbstthätig bis an die Elevatorkette und können ebenso selbstthätig oben den Elevator verlassen, wenn die Transporthörner dieselben auf einer schiefen Ebene absetzen.

Man hat schliesslich auch unter Anwendung sehr grosser Kettenscheiben Paternosterwerke für Gichtaufzüge und ähnliche Zwecke in der Weise ausgeführt, dass man an einzelne der durchgehenden Glied bolzen B'örderschalen auf hängt, deren Plattformen bei dieser Art der Aufhängung horizontal auf- und niedersteigen und daher zum Aufstellen beliebiger Lasten benutzt werden können. Derartige Aufzüge fallen sehr schwer aus und werden durch die unerlässlich sorgfältige Ausführung kostspielig.

Da zudem der Hauptvortheil der Paternoster werke, die selbstthätige Be- und Entladung⁻ hier fortfällt, bieten diese Aufzüge keinerlei wesentlichen Vorzug⁻ im Vergleich zu solchen mit einfacher Förderschale. Die grosse Zahl der bewegten Theile, sowie die unvermeidlichen Schwankungen der Förderschalen geben zu häufigen Reparaturen Veranlassung, und auch bei sehr langsamem Umlauf wirkt die ununterbrochene Bewegung störend für das Aufsetzen und Abnehmen der Lasten. Schliesslich ist die aussergewöhnliche Lastarmgrösse für den motorischen Antrieb unbequem. Förderschalen von noch nicht i m Höhe bedingen Kettenscheiben von mehr als i m Radius, damit die Schalen beim Passiren des Scheibenscheitels frei durchschwingen können.

Alle diese Übelstände erklären zur Genüge die geringe Verbreitung der Konstruktion, welche vor mehreren Jahrzehnten in Belgien auftauchte. ⁶)

e. Krahne.

ce. Allgemeines über Krahne.

Die Konstruktionsform der Hebemaschine, welche man als Krahn bezeichnet, dient dem Zweck, Lasten vertikal zu heben und gleichzeitig horizontal zu versetzen.

Diesen Zweck erfüllen verschiedene Anordnungen, die man im wesentlichen in zwei Hauptgruppen trennen und

a als Krahn mit Ausleger, b als Krahn mit Bühne

bezeichnen kann.

Bei den Krahnen mit Auslegern bildet dieser — meist ein einfacher, schräg aufsteigender Balken aus Holz oder Eisen, oder eine galgenförmige Balkenkonstruktion ein drehbar bewegliches Gerüst, über welches die Lastkette zum Aufwinden der Last fortgeleitet ist. Die Höhe des Auslegers begrenzt demnach die Hubhöhe der Last und die horizontale Versetzung derselben ist abhängig von dem Dreharm des Auslegers.

Der Ausleger kann entweder um eine vertikale oder um eine horizontale Achse drehbar angeordnet werden. Man unterscheidet demnach,

1.    Schwingkrahne,

2.    Wippkrahne.

Die allgemeinere Bezeichnung Drehkrahn wird vorzugsweise mit besonderer Beziehung auf Schwingkrahne angewendet, da die Wipp-krahnkonstruktionen überhaupt nur vereinzelt Anwendung finden.

Bei Schwingkrahnen bestreicht der Ausleger eine horizontale Kreis

fläche.

Bildet der Ausleger eine einfache schräge Strebe und hängt die Last an einer festen Rolle im Kopf des Auslegers, so bleibt die horizontale Versetzung der Last auf Punkte der Kreisbahn beschränkt, welche unter dem Auslegerkopf liegen. Wird eine horizontale Versetzung der Last an beliebige Punkte innerhalb der ganzen Kreisfläche gefordert, so muss der einfache schräge Ausleger mit fester Kopfrolle durch einen galgenförmigen Ausleger, und die feste Kopfrolle durch eine Laufkatze ersetzt werden, die sich auf dem horizontalen Galgenbalken mit der angehängten Last hin- und herziehen lässt.

Die Drehbewegung des Krahns in Verbindung mit gleichzeitiger radialer Verschiebung der Laufkatze von, oder nach dem Mittelpunkt der Drehbewegung, gestattet dann Lasten in jedem beliebigen Punkt der vom Ausleger bestrichenen Kreisfläche aufzunehmen und in jedem andern derselben abzusetzen. Derartig konstruirte Schwingkrahne finden vorzugsweise in Giessereien Verwendung und werden daher kurz als Giesserei-K rahne bezeichnet.

Die Wippkrahne bewegen die Last in einer vertikalen Ebene und die horizontale Komponente der Auslegerbahn bedingt die horizontale Versetzung der Last.

Mit dieser Konstruktionsform ist der Nachtheil verbunden, dass der Drehwinkel der Auslegerbahn beschränkt ist, und dass ferner mit der Nutzlast gleichzeitig auch immer das Eigengewicht des Auslegers um eine beträchtliche Höhe gehoben werden muss. Die Wippkrahne stehen also im allgemeinen den Schwingkrahnen nach und sind, wie bereits oben angedeutet, verhältnissmässig selten, aber sie zeichnen sich infolge der tiefliegenden horizontalen Drehachse vor den Schwingkrahnen durch grössere Stabilität aus. Aus diesem Grunde empfiehlt sich ihre Anwendung für aussergewöhnliche Hubhöhen und sehr grosse Lasten. Man findet dieselben unter anderem auf Werften zum Bemasten von Schiffen.

Während bei den Wippkrahnen Heben und Senken des Auslegers im wesentlichen nur zur horizontalen Versetzung der Last dient und die Last selbst, wie bei den Schwingkrahnen durch eine über den Auslegerkopf zur Winde geführte Kette emporgezogen wird, benutzen einige Konstrukteure die auf- und absteigende Bewegung des Auslegers direkt zum Heben und Senken der Last, und vereinigen das System der Schwingkrahne mit dem der Wippkrahne, indem sie dem Ausleger zur Wippbewegung die Form eines Balanciers geben und ausser dem horizontalen Wippzapfen noch einen vertikalen Drehzapfen anordnen, um welchen sich die Krahnmaschine zur seitlichen Versetzung der Last bewegt.

Die ausgedehnte Verwendbarkeit der Schwingkrahne hat zu mannigfachen Abänderungen der Gerüstkonstruktionen geführt. Für die Anordnung des Gerüstes ist zunächst entscheidend, ob der Krahn in Gebäuden, oder im Freien aufgestellt werden soll. Findet der Krahn innerhalb eines Gebäudes Aufstellung, so lässt sich die ganze Konstruktion an eine drehbare vertikale Säule anschliessen, die sich in den meisten Fällen durch ein Fuss- und Kopf lager solide auf dem Fundament und im Gebälk abstützen lässt. Diese Aufstellungsweise zeigen fast alle Giessereikrahne. Findet der Krahn unmittelbar an den Umfassungsmauern, innerhalb oder ausserhalb des Gebäudes Aufstellung, so benutzt man Wandlager zur Ab-

Stützung⁻ des Krahnsäulenkopfes. Magazinkrahne geben hierfür zahlreiche Beispiele.

Das Windenwerk wird meist direkt in das Krahngerüst eingebaut, kann aber auch durch passende Anordnung von Leitrollen für die Lastkette abgesondert aufgestellt werden. Die Ablenkung der Lastkette von dem drehbaren Krahngerüst zur Winde muss in solchen Fällen in der Drehachse des Krahns erfolgen.

Bei freistehenden Krahnen ist die Abstützung der Maschine durch das Fundament zu vermitteln. Am häufigsten schliesst man zu dem Zweck das Krahngerüst an eine feste gusseiserne Säule an, die in eine mit dem Fundament verankerte Grundplatte eingesetzt wird; seltener wird die Krahn-säule drehbar in das Fundament eingebaut.

Die Drehkrahne mit fester Krahnsäule erfordern ein bewegliches Obergestell, welches haubenartig über die Krahnsäule gehängt und von dieser durch einen vertikalen Stützzapfen getragen wird. Das bewegliche Obergestell nimmt sowohl das Windenwerk, wie den Ausleger auf, so dass zwischen beiden eine feste Gerüstverbindung besteht, die das ungestörte Arbeiten der Winde bei jeder Auslegerstellung sichert.

Die einseitige Belastung des Obergestells durch den Ausleger und durch die Nutzlast bedingt ausser dem Stützlager im Kopf der Krahnsäule noch ein Halslager, welches Kippbewegungen des Obergestells hindert, ohne dessen Drehbarkeit zu beeinträchtigen. Zur Verminderung der Reibung wendet man ganz allgemein hierfür Rollenlager an. Die Friktionsrollen werden im unteren Theil des Obergestells gelagert und entweder cylindrisch oder konisch ausgeführt. Die cylindrischen Friktionsrollen erhalten vertikale Achsen und laufen direkt auf dem cylindrischen Umfang der Krahnsäule. Konische Friktionsrollen bedingen im allgemeinen geneigte Achsenlagerung und eine konische Ringbahn, die entweder an der Krahnsäule selbst angebracht, oder auf die Grundplatte verlegt wird. Bei horizontalen cylindrischen Friktionsrollen wirkt der ganze Vertikaldruck der belasteten Maschine auf den oberen Stützzapfen, während durch konische Friktionsrollen der Vertikaldruck theils vom Stützzapfen, theils von den Rollen aufgenommen wird. Durch passende Wahl der Konicität lässt sich sogar eine vollständige Entlastung des Zapfens herbeiführen. Die Anwendung konischer Laufrollen vermindert ausserdem das Biegungsmoment der Säule.

man

Die Drehkrahne mit beweglicher Krahnsäule gestatten Ausleger und Windenwerk direkt fest mit der Stützsäule zu verbinden, die Krahnsäule muss aber alsdann entsprechend tief nach unten verlängert werden, um durch ein Fusslager, und durch ein Halslager unter dem Aus-legerfuss, die Kippwirkung des Krahns abzufangen. Zu dem Zweck stellt den Krahnfuss in einen Fundamentschacht, bringt auf dem Boden desselben das Stützlager für den Spurzapfen der Krahnsäule an und baut das Halslager in die Schachtmündung ein. Auch hier wird das Halslager als Rollenlager ausgeführt. Diese Art der Krahnaufstellung verlangt tiefere Fundamentirungen als die mit fester Krahnsäule.

Die Krahne mit drehbarer Stützsäule sind besonders durch Fairbairn weiter ausgebildet und verbessert. Derselbe vereinigt den Krahnsäulen-kopf, den Ausleger und die Zugstangenverbindung zwischen beiden mit dem Fuss der Krahnsäule zu einem einzigen Blechkörper, welcher sich aus dem vertikalen Fuss frei zur erforderlichen Ausladung umbiegt. Neben den Vorzügen einer solchen ganz in Schmiedeeisen durchgeführten Konstruktion für stark beanspruchte Krahngerüste, gewährt die Fai-bairn’sche Anordnung durch die Beseitigung des geraden Auslegers wesentliche Vortheile für die vollkommenere Ausnutzung der Krahnhöhe. Die zurückgebogene Form des Fairbairn’schen Auslegers gestattet auch umfangreiche Lasten bis dicht unter den Kopf desselben aufzuwinden, während der gerade Ausleger die freie Lastbahn erheblich beschränkt. Man benutzt daher die gekrümmte Auslegerform auch für Krahne mit fester Stützsäule. Die Fairbairn-Krahne sind zum Theil in riesenhaften Abmessungen ausgeführt. Der grösste Krahn dieser Gattung ist, soweit dem Verfasser bekannt, für die Schiffswerften in Woolwich von Rennie in London aufgestellt. Der Krahnkopf befindet sich 6o' englisch über der Quaiplattform, die Ausladung, von der Drehachse aus gemessen, beträgt 50' und die Maximalbelastung 1600 Ctr.

Für einzelne Konstruktionsanordnungen bildet die Krahnsäule ein Hinderniss. Dieselbe ist bei verschiedenen neueren Krahnkonstruktionen durch eine kräftige bewegliche Grundplatte ersetzt , auf welcher die ganze Krahnmaschine aufgebaut wird. Um die bewegliche Grundplatte gegen Kippen zu sichern, ruht dieselbe auf einem Friktionsrollenkranz oder liegt zwischen zwei solchen Kränzen. Die Centrirung der Grundplatte wird durch einen Mittelpunktszapfen, oder durch einen Kranz horizontaler Friktionsrollen, welche den Kreisumfang der Grundplatte umgeben, bewirkt.

Um eine und dieselbe Krahnmaschine an verschiedenen Orten benutzen zu können, muss dieselbe fahrbar angeordnet werden. Die Krahnform bleibt hierbei im wesentlichen unverändert, und nur an Stelle des festen Fundaments tritt der bewegliche Wagenunterbau. Der Kippwirkung des Krahngerüstes wirkt das Gewicht des Wagens entgegen. Da aber einerseits der Arm des widerstehenden Drehmoments durch die Spurweite des Krahnwagens begrenzt ist, andererseits auch die todte Gewichtsbelastung des Wagens nicht immer beliebig gesteigert werden kann, so lässt sich vorzüglich für Krahne, welche für die Normalspur unserer Eisenbahnen kon-struirt sind, auch die Tragfähigkeit des Krahns durch die beschränkten Gleichgewichtsverhältnisse der Anordnung nicht leicht beliebig steigern, Die Anbringung eines besonderen Gegengewichts für den Ausleger erhöht die Stabilität der ganzen Maschine, aber auch hier sind Grenzen gezogen, da eine weitgehende Steigerung des Gegengewichts den Gleichgewichtszustand des Krahns im unbelasteten Zustande gefährdet.

Das sehr verbreitete Hülfsmittel, den Krahnwagen durch Zangen an den Schienen festzuklammern, erscheint als ein Nothbehelf, weil hiermit die Gefahr einer Schienenlockerung verbunden ist.

Bei den Krahnen mit Bühne bildet ein kräftiger, horizontaler Träger, die Bühne, die Unterstützung für das Emporwinden der Last und gleichzeitig einen bequemen Aufstellungsort für das Windenwerk. Ersteres setzt voraus, dass die Bühne in geeigneter Höhe über der Last angeordnet ist. Die Bedingung, die Last nicht nur durch das über ihr auf der Bühne stehende Windewerk zu heben, sondern auch seitlich zu versetzen, fordert eine bewegliche Aufstellung- der Winde, d. h. dieselbe wird fahrbar angeordnet. Befindet sich die Winde nicht auf der Bühne selbst, so ist die Lastkette über eine Laufkatze und über Leitrollen zum Standort der Winde zu führen. Soll die Last nicht nur nach einer Richtung, sondern beliebig im Raum versetzt werden können, so muss die Bühne selbst gleichfalls fahrbar konstruirt werden.

Die Anordnung der Krahnbühne in erforderlicher Höhe über dem Fuss-boden unterliegt in Gebäuden, wie in Giessereien, Montirungsschuppen etc. keinen besonderen Schwierigkeiten, indem hier das Umfassungsmauerwerk genügende Unterstützung für die Anlage bildet. Die unter solchen Verhältnissen ausgeführten Krahnkonstruktionen werden gemeinhin einfach als Laufkrahne bezeichnet. Das Wort „Bühnenlauf krahn“ dürfte die besondere Konstruktionsform genauer kennzeichnen.

Für die Anordnung der Bühnenkrahne im Freien muss ein besonderes Bockgerüst als Unterstützung für die Bühne errichtet werden. Man nennt daher auch derartige Krahne Bockkrahne. Ist das Bockgestell selbst fahrbar ausgeführt, um für die Lastversetzung eine horizontale Doppelbewegung, wie bei den Bühnenlaufkrahnen für Giessereien, zu erzielen, so pflegt man die Ausführung als Rollkrahn zu bezeichnen. Bock- und Rollkrahne werden auf Eisenbahnstationen zum Verladen besonders schwerer und umfangreicher Güter benutzt. —

In den meisten Fällen reicht für die Krahne Handbetrieb aus, und nur da, wo motorische Elementarkraft zur Verfügung steht, oder eine sehr lebhafte Benutzung der Krahne stattfindet, ordnet man Elementarkraftbetrieb an. Man kann die Kraft wie bei den einfachen Winden entweder durch einen Riemen- oder Seiltrieb von einer Transmissions welle aus zuleiten; anderenfalls stattet man den Krahn mit einem selbstständigen Motor aus. Die späteren Besprechungen ausgeführter Konstruktionen werden Gelegenheit bieten, die verschiedenen Anordnungen hierfür näher zu erörtern.

ß Ausgeführte Krahnkonstruktionen.

I. Auslegerkraline.

Uferkrahn für 3000 kg, von E. Becker in Berlin.

Beschreibung der Konstruktion. Der auf Taf. 16 durch die Figuren 1 bis 5, und auf Taf. 17 durch Fig. 1 mit sämmtlichen Details dargestellte Krahn veranschaulicht die verbreitetste Anordnung für Uferkrahne mit Handbetrieb. Die Konstruktion kennzeichnet sich als Krahn mit fester Säule. Der konische Fuss der hohlen gusseisernen Säule ist in die entsprechend konische Nabenbohrung der sternförmigen Fundamentplatte eingelassen, und diese, der Zahl der Sterne entsprechend, durch acht Anker mit dem Fundamentmauerwerk verbunden.

Das Rahmenwerk des drehbaren Obergestells wird durch zwei gusseiserne Seitenplatten, die sogenannten Krahnschilde, gebildet, welche, durch eine kräftige Kopfplatte und durch einen durchbrochenen Bodenkasten unter einander mittelst Verschraubung verbunden, die Krahnsäule mantelförmig umschliessen. Gleichzeitig nehmen dieselben den Ausleger

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Ernst, Hebezeuge.

wie das Triebwerk der ganzen Maschine auf. Die Abstützung des Aus-legerfusses ist durch ein Scharniergelenk vermittelt, dessen Seitenlappen an die Vorderseite des Bodenkastens angegossen sind, während die schräge Stellung des Auslegers durch eine doppelte Zugstangenverbindung zwischen dem Kopf desselben und dem Scheitel der Krahnschilde gesichert wird. Ausleger, Zugstangen und Krahnschilde bilden ein Dreieck, nach dessen Seiten sich die Kraftwirkung der Krahnbelastung zerlegt.

Die drehbare Abstützung des Obergestells auf der unbeweglichen Krahnsäule wird durch ein Spurzapfenlager im Kopf der Säule und durch ein Halslager mit horizontalen Friktionsrollen vermittelt, welche den Fuss der Krahnsäule dicht über der Grundplatte umschliessen. Der stählerne Stützzapfen ist in die Kopfplatte der Krahnschilde eingesetzt, der zugehörige Spurlagertopf dagegen in den Kopf der Krahnsäule eingelassen.⁷) Da der Zapfen mit Rücksicht auf die Biegungsbeanspruchung, welche er gleichzeitig erleidet, kräftiger ausgeführt werden muss, als bei ausschliesslicher Vertikalbelastung, so ist andererseits die untere Lauffläche schwach gewölbt, um die Stützzapfenreibung nicht unnöthig zu vergrössern, und ausserdem ist zur möglichsten Beschränkung der Stützfläche eine Stahlplatte unter den Zapfen gelegt. Das Halslager am Fuss der Krahnsäule wird durch drei Friktionsrollen gebildet, die horizontal im Bodenkasten der Krahnschilde untergebracht sind. Die Lauffläche an der Krahnsäule ist genau cylindrisch, und die Friktionsrollen können daher nur den Horizontalschub des Auslegerfusses aufnehmen, während der ganze Vertikaldruck den oberen Stützzapfen belastet. Die Laufrollen selbst sind schwach gewölbt, um Eckungen bei kleinen Ungenauigkeiten der Montage zu vermeiden. Die Schubwirkung vertheilt sich auf die vorderen Rollen, deren Berührungsnormalen mit der Krahnsäule unter einander einen Winkel von 6o° bilden. Die dritte Rolle, dem Auslegerfuss diametral gegenüber, wird nur bei unbelastetem Krahn beansprucht und sichert gleichzeitig die Cen-trirung des Rollenlagers.

Die Rollenachsen sind einfache Stahlbolzen, welche von oben in den Rollenkasten eingesetzt werden.

Der Krahnausleger wird durch ein schmiedeeisernes gezogenes Rohr mit konischer Verstärkung in der Mitte gebildet, das unten in einen gusseisernen Schuh eingesetzt ist, Fig. i, Taf. 16, und oben in einem gusseisernen Kopf, Fig. i, Taf. 17, endigt, in dessen Gabel die Kettenrolle gelagert ist. Mit dem Schuh ist das Rohr durch einen Eckeisenring verschraubt ; die Befestigung im Kopf wird durch einen Querbolzen gesichert, welcher beide Theile durchdringt, und an dem gleichzeitig die Zugstangen angreifen.

von

Glatte gezogene Auslegerrohre mit konischer Verstärkung in der Mitte werden bisher nur in England gefertigt und sind dort in Längen bis zu 7 m und in Stärken bis zu 300 mm äusserem Durchmesser bei 6 bis 10 mm Wandstärke zu beziehen. Dieselben zeichnen sich, abgesehen ihrer Solidität, durch ihr elegantes Aussehen aus.

Die meisten deutschen Fabriken bilden das Auslegerrohr durch Nietung aus einzelnen Blechtafeln, oder verwenden einfache gewalzte Träger. Auch findet man hin und wieder hölzerne Ausleger.

Das Triebwerk des Krahns ist in den Schilden gelagert. Die Lastwinde hat doppeltes ausrückbares Vorgelege. Kurbelwelle und Trommelwelle liegen auf dem Rücken der Krahnschilde, während das Zwischenvorgelege mit Sperr- und Bremsrad auf der Vorderseite untergebracht ist. Die Zahnräder und Kurbeln befinden sich zu beiden Seiten ausserhalb der Schilde, Sperr- und Bremsrad, sowie die Trommel zwischen denselben. Die Länge der Trommel bestimmt bei allen diesen Anordnungen den Abstand der Krahnschilde.

Zur Ausrückung des Zwischenvorgeleges ist die Kurbelwelle in üblicher Weise in ihren Lagern verschiebbar und wird durch eine Uberfallklaue K, welche sich vor oder hinter den Wellenbund W einlegen lässt, in den beiden verschiedenen Stellungen für das Arbeiten mit einem und mit beiden Vorgelegen festgestellt. In der gezeichneten Stellung ist das Zwischenvorgelege eingerückt. Der Kurbelantrieb wird zunächst durch das Triebrad mit 16 Zähnen auf das 66 zahnige Rad der Zwischenvorgelegewelle übertragen und von hier durch den Eingriff eines 12 zahnigen Triebrades in das grosse Trommelrad mit 84 Zähnen auf die Trommelwelle fortgepflanzt. Verschiebt man die Kurbel welle nach links, so gelangt das 12 zahnige Triebrad dieser Welle zum Eingriff mit dem Trommelrade und das Zwischenvorgelege läuft leer mit.

Sperr- und Bremsapparat entsprechen den gewöhnlichen älteren Anordnungen. Zum Schutze der Arbeiter gegen Kurbelschläge während des Lastniederganges sind nur volle Kurbelscheiben an Stelle der sonst üblichen Kurbelarme vorhanden. Der Bremshebel wird im Ruhezustände durch ein Belastungsgewicht gelüftet, während umgekehrt die Sperrklinke durch die Einwirkung eines Gewichts in Eingriff mit dem Sperrrade gehalten wird. Der Arbeiter muss daher zum Senken der Last den Sperrklinkenhebel so weit umlegen, dass der Sperrzahn ganz nach unten fällt.

Für die Drehung des Krahngestells ist ein besonderes Triebwerk mit konischer Räderübersetzung ausgeführt. Die Kurbelwelle dieses Triebwerks liegt in einem Bock, der am Rücken der Krahnschilde angeschraubt ist und gleichzeitig noch ein Halslager für die vertikale Vorgelegewelle enthält. Das Spurzapfenlager für die vertikale Welle sitzt am Bodenrahmen der Krahnschilde. Durch das konische Räderpaar wird der Antrieb der Kurbel welle auf die Vorgelegewelle fortgepflanzt, und indem sich das kleine Triebrad dieser Welle in dem auf der Krahnsäule festgekeilten grossen Stirnrade auskämmt, dreht sich hierdurch das ganze Ober-g-estell mit dem Ausleger um die Krahnsäule.

Um die Last

Der Krahn ist für 3000 kg Belastung konstruirt. durch zwei Arbeiter bewältigen zu können, muss das Umsetzungsver-hältniss der Windenvorgelege noch durch eine in die Lastkette eingehängte

lose Rolle verdoppelt werden.

Zur Befestigung des ruhenden Kettentrums am Auslegerkopf ist an der unteren Nase desselben durch einen Bolzen ein schmiedeeiserner Bügel befestigt, in den das Kettenende eingehängt wird. Die Konstruktion der

20*

losen Flasche mit Lasthaken ist in früheren Abschnitten S. 35 u. 56 behandelt und daher hier nicht weiter in der Zeichnung berücksichtigt.

Die lose Rolle verdoppelt die aufzuwickelnde Kettenlänge. Um daher die Trommellänge möglichst zu beschränken, sind die Spiralnuthen mit Kreisbogenprofil zur Aufnahme der Kettenwindungen sehr dicht um den Trommelumfang geführt. Die Kette legt sich in derartig profilirte Nuthen, wie wir früher erörtert haben, so, dass sich die Kettenglieder unter 45⁰ gegen die Trommelachse einstellen und dadurch die Breite der Kettenwindung auf das kleinste Mass beschränkt wird. Die richtige Zuführung der Kette wird durch die Doppelnuth der Auslegerrolle gesichert.

Auf der Strecke zwischen der Auslegerkopfrolle und der Trommel wird die Kette durch kleine walzenförmige Tragrollen mit konoidischem Profil — meist ein oder zwei — unterstützt, deren Lagerständer durch Klemmung auf den Zugstangen befestigt werden, Fig. 154. Es empfiehlt sich, die vertikalen Stützen mit Schraubengewinde in die Klemmschellen einzusetzen, da dieselben dann bei der divergirenden Richtung der Zugstangen leicht so eingestellt werden können, dass die Augen für die Drehzapfen der Tragrollen genau konachsial stehen. Die justirten Stützen werden durch eine Gegenmutter in ihrer Stellung festgehalten.

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JJ

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Fig- 154.

2: iS-

Man pflegt die schmiedeeiserne Achse direkt mit in die Tragrolle einzugiessen und giebt derselben, so weit sie in der gusseisernen Walze liegt, quadratischen Querschnitt. Um die Walze selbst möglichst leicht herzustellen, giesst man dieselbe hohl, ist alsdann aber genöthigt den Kern im Gussstück zu belassen.

Statische Berechnung des Krahngerüstes.

1) Bestimmung der Zugstangen- und Ausleger - Beanspruchung.

Das Krahngerüst wird durch die Krahnbelastung, durch das Eigengewicht des drehbaren Obergestells und durch die Spannung der Lastkette zwischen der Auslegerrolle und der Windentrommel beansprucht. Die Kettenspannung verändert die Beanspruchung, welche im Gerüst auf-treten würde, wenn man die Last statt an der Trommelkette, direkt am Ausleger aufgehängt denkt. Läuft die Kette in der Richtung eines Zugbandes, so entlastet sie die Spannung desselben, läuft sie dagegen in der Richtung von Druckstreben, so vermehrt sie die Druckwirkung, und liegt der Kettenlauf zwischen Zug-bändern und Druckstreben, so vertheilt sich die Wirkung seiner Spannung- auf eine theilweise Entlastung der gezogenen Konstruktionsglieder und auf eine theilweise Vermehrung der Belastung der Druckstreben. ⁸)

Hängt die Last direkt an der Kette, dann ist, abgesehen von dem Widerstand der Leitrolle, die Kettenspannung gleich der Last, und nur durch Einschaltung eines Eiaschenzuges vermindert sich die Spannung im Verhältniss zur Rollenzahl desselben. Da aber andererseits Rollenzüge als Hülfsgetriebe für die Kraftumsetzung nur bei schwer belasteten Krahnen Anwendung finden, so ist die Grösse der Kettenspannung unter allen Umständen für die jedesmaligen Krahn-Konstruktionsverhältnisse so beträchtlich, dass man dieselbe nicht ohne weiteres ganz ausser Acht lassen darf. Der Vortheil einer Spannungsverminderung im festen Gerüst durch die Einwirkung der Trommelkette kann zeitweilig verloren gehen, wenn sich die Kette durch einen Zufall im Auslegerkopf festklemmt.

Im Hinblick hierauf hat man die SpannungsVerminderungen durch den Kettenzug bei der Dimensionenbestimmung der Zugbänder unberücksichtigt zu lassen. Erhöht man aber nach dieser Richtung hin die Sicherheit der Konstruktion, dann sind um so weniger etwaige Druckerhöhungen durch die Wirkung des Kettenzuges auf Streben zu vernachlässigen, ohne jene theilweise Sicherheit der Gesammtkonstruktion zwecklos zu machen. Es lässt sich ausserdem beim Entwurf bereits durch geeignete Führung des Kettenlaufs darauf Rücksicht nehmen, dass Druckerhöhungen durch indirekten Einfluss der Kettenspannung im System womöglich vermieden werden.

Die Skizze Eig. 155 veranschaulicht schematisch die Gerüstform eines

freistehenden Uferkrahns, dessen Anordnung dem vorstehend näher erläuterten Krahn entspricht.

Es bezeichne

t)

I)

Q+G

'iS

a-

/Ë

Q die Last an der losen Rolle, G die Summe der Gewichte der losen Rolle mit Haken, der vertikalen Kettentrümer bei vollständiger Abwickelung der Trommelkette, des halben Auslegers und der halben Zugstangen,

A die Spannung der Lastkette,

Dg. 155.

Z die Spannung in den Zugstangen,

D den Druck im Ausleger, a den Neigungswinkel des Auslegers, ß den Neigungswinkel der Zugstangen,

den Neigungswinkel des Kettentrums zwischen Auslegerkopf und Trommel.

Alsdann bestimmen sich die Beanspruchungen im Ausleger und in den Zugstangen durch die allgemeinen Gleichgewichtsbedingungen:

Q -f- G + 5 sin y + Z sin ß = D siu a

und

S cos y -f- Z cos ß — D cos a.

Hieraus folgt:

(Q -f- G) cos cc — Ssin (cc — y)

sin (« — ß)

211.

( Q -j- G) cos ß — Ssin (ß — y)

sin (ß — ß)

212.

Ist, wie in der Figur angenommen, ß>y, so vermindert die Kettenspannung sowohl die Beanspruchung des Auslegers, wie die der Zugstangen.

Gewöhnlich läuft die Lastkette nahezu in der Ebene der Zugstangen. Für diesen Fall, d. h. für y — ß gehen die Gleichungen über in

und

z=

( (7 T Gr) COS Ci

(sin a — ß)

(Q -j- G) cos ß

sin (ß — ß)

213

214.

Die Kettenspannung entlastet bei dieser Anordnung die Zugstangen und die Beanspruchung des Auslegers bleibt vollständig unberührt vom Kettenzug.

Wird y > ß < ci, d. h. liegt die Trommel innerhalb des Winkels zwischen Ausleger und Zugstangenrichtung, so bleibt a — y positiv, aber ß — y wird negativ, und die Gleichungen gehen über in

z=

(Q + G) cos « — Ssin (cc — y) sin (ß — ß)

215

und

( () -f- G) cos ß    G sin (y — ß)

sin (a — ß)

216

Die Zugstangen werden für diesen Fall noch theilweise durch die Kettenspannung entlastet und die Druckspannung des Auslegers wird durch dieselbe erhöht.

Wird schliesslich die Trommel so tief gelegt, dass y = u ~ so folgt

z=

( Q T G) cos cc

sin (cc — ß)

217

und

( Q -j- G) cos ß

sin (ß — ß)

218.

Die Spannung der Zugstangen bleibt alsdann frei von der Einwirkung der Kettenspannung, dafür wächst aber der Druck im Ausleger um die volle Grösse des Kettenzuges.

zu setzen.

Anmerkung: In allen vorstehenden Gleichungen ist für Krahne mit einfacher Leitrolle im Auslegerkopf S — Q, für Krahne mit loser Kettenrolle S — ~

2) Berechnung der Krahnsäule und der Fundamentirung.

Die Gesammtanordnung der in Betracht gezogenen Uferkrahn-Kon-struktion gestattet die Annahme, dass sich das Eigengewicht des beweglichen Obergestells mit Ausschluss des in dem Werthe von G bereits berücksichtigten Gewichtes der nach aussen gerichteten Krahnschnabelhälfte um den Stützzapfen annähernd ausbalancirt. Bei der Lage der Kettentrommel und des Drehtriebwerks am Rücken der Krahnschilde werden die unmittelbar um die Krahnsäule gruppirten Theile des Obergestells höchstens ein Kippen des Krahngestells anstreben, welches dem Drehmoment von Q-\-G entgegenwirkt. Eine Vernachlässigung dieses Kippmoments bei Bestimmung des Gesammt-Kippmoments des Krahns erhöht also die .Sicherheit der Rechnung für die Stabilitätsbedingungen, und wir werden das Gesammtgewicht des beweglichen Obergestells nur bei der Berechnung des Stützzapfens zu berücksichtigen haben. Treffen die Verhältnisse der hier in Rede stehenden Konstruktion anderweit nicht zu, d. h. ist das Trieb- und Windenwerk im beweglichen Krahngestell so untergebracht, dass auch die der Krahnsäule zunächst liegenden Theile des Obergestells die Kippwirkung des belasteten Auslegers unterstützen, so ist für die Berechnung der Krahnsäule eine entsprechende schätzungsweise Erhöhung des Lastmomentes in Ansatz zu bringen.

Für die ferneren Rechnungen sei ausser den bereits eingeführten Bezeichnungen nach Fig. 156

a die horizontale Ausladung des Krahns von Säulenmitte bis Lasthaken, h die Höhe der Krahnsäule von Spurzapfenmitte, bis zur Mitte der Eriktionsrollenbahn,

11

// der Horizontaldruck auf den Stützzapfen und auf die Friktionsrollen,

V die Vertikalbelastung des Stützzapfens.

Fig. 156.

Um die Wirkung der Hebelkraft Q + G am Arm der Krahnausladung auf die Stützsäule K klar zu stellen, denke man sich in einem beliebigen Punkte E der Säulenmittellinie die Vertikalkräfte EF und El — Q + G in entgegengesetzter Richtung angebracht.

Hierdurch wird im ganzen Kräftesystem nichts geändert, da sich diese Kräfte an sich gegenseitig aufheben, es ist nun aber ersichtlich, dass sich die Wirkung der Hebelkraft Q + G auf die Säule aus der Wirkung eines Kräftepaares a (Q-\-G) und einer Vertikalkraft Q-\-G zusammensetzt. Die Vertikalkraft Q-\-G, welche nur ausschliesslich durch den Stützzapfen aufgenommen werden kann, da die Friktionsrollen des Rollenlagers cylin-drisch sind und horizontal liegen, erhöht sich durch das Gewicht des um den Zapfen ausbalancirten Theiles des Krahnobergestells, und ist demnach der Vertikaldruck V auf den Stützzapfen , wie naturgemäss, gleich dem Gesammtgewicht des belasteten beweglichen Obergestells. Der Vertikaldruck des Stützzapfens pflanzt sich durch die Säule auf das Fundament fort.

Das Kräftepaar des belasteten Obergestells (Q-\-G)a, kann nur durch ein Reaktionskräftepaar, welches in den Lagermitten zur Wirkung gelangt, aufgenommen werden.

Somit bestimmen sich die Horizontalkräfte H in den Lagern durch die Bedingung

H. h — (Q + G) a

II

219.

Die Horizontalkraft H ist diejenige Kraft, welche gleichzeitig den Stützzapfen und die Krahnsäule auf Biegung beansprucht, und der gefährliche Querschnitt der Säule liegt in der Mittelebene des Friktions-Rollenlagers.

Das Biegungsmoment der Krahnsäule wird schliesslich durch das Fundament aufgenommen, indem die Strahlen der sternförmigen Grundplatte auf der Auslegerseite gegen das Fundament gepresst werden, während andererseits die diamentral gegenüberliegenden Strahlen sich vom Fundament abzulösen suchen und nur durch die Fundamentanker niedergehalten werden.

Die ungünstigste Stellung des Auslegers für die Beanspruchung der Fundamentplatte und der Anker tritt ein, wenn der Ausleger in der Halbi-rungsebene zweier Strahlen steht.

VI

ÀL

Fig. 157.

In dieser Stellung tritt das Bestreben auf, die Fundamentplatte um die Achse AB, Fig. 157, welche durch die Mitten der vorderen Anker geht, aufzukippen; die Zugwirkung, durch welche die Platte niedergehalten wird, ist in erster Linie durch die beiden diametral gegenüberliegenden Anker C und D zu leisten. Für die Rechnung pflegt man stets anzunehmen, dass diese Anker ausschliesslich die ganze auftretende Zugbeanspruchung auszuhalten haben.

Bezeichnet K die Zugbeanspruchung für jeden Anker,

P das Gesammtgewicht der Stützsäule mit Fundamentplatte und der gleichmässig um die Krahnsäule vertheilten Last des Krahn-Obergestells,

^ den Radius des Ankerkreises,

ô den Winkel zwischen zwei Strahlen der Fundamentplatte,

so besteht unter Benutzung der bereits früher eingeführten Bezeichnungen für die Kippachse AB folgende Momentengleichung

(Q+G) (a

COS

à .    „    â

--\- 2 K .2 s cos —

2    '    2

((?+ G) \a

— s cos

220.

4-r cos

Diese Kraft K ist auch gleichzeitig diejenige Kraft, welche die jedesmal am meisten beanspruchten Strahlen der Fundamentplatte von der Nabe derselben abzubrechen sucht.

Das Gleichgewicht der ganzen Konstruktion hängt schliesslich von dem Gewicht des Fundaments ab, das durch die Anker an die Fundamentplatte gehängt ist. Die Wirkung der Anker erstreckt sich durch den Verband des Mauerwerks auf einen Steincylinder unterhalb der Fundamentplatte, dessen Querschnitt jedenfalls grösser ist, als die von der Fundamentplatte bedeckte Grundfläche, und dessen Tiefe der Länge der Anker entspricht.

Um bei der Bestimmung des Fundaments mit ausreichender Sicherheit zu rechnen, empfiehlt es sich, anzunehmen, dass sich die Wirkung des Steinverbandes auf die Belastung der Fundamentanker nur etwa um eine Steinlänge, d. h. um circa 0,25 m über den direkt von den Ankern eingeschlossenen Steincylinder hinaus geltend mache.

Bezeichnet dann schliesslich L die Länge der Anker in Metern und

Y das Gewicht eines Kubikmeters Mauer-werk,

so ist, unter Beibehaltung der bereits früher eingeführten Bezeichnungen, die Momentengleichung für das Kippbestreben der ganzen Konstruktion auf eine horizontale Achse zu beziehen, welche durch einen Punkt im Grundkreise des Fundamentsteincylinders vom Radius .y-j-0,25 gelegt zu denken ist.

Hierfür erhalten wir:

(ö T G) [a - (s + 0,25)] = y (s + o,25)² n L (s + 0,25) -fP(H 0,25)

und hieraus folgt die Ankerlänge in Metern

(Q T G)\_a — (J 4-    — Ab T °'²5)

y (S + 0,25)3 n

221.

Wenden wir die vorstehend allgemein entwickelten Resultate auf die specielle Berechnung des bereits bezüglich seiner Gesammtanordnung beschriebenen Uferkrahns, Taf. 16, Fig. 1 bis 5 an, so sind folgende Werthe in Rechnung zu stellen:

Maximalbelastung Q = 3000 kg,

Eigengewichtsbelastung des Auslegerkopfes G, schätzungsweise

- 40° kg'»

Neigungswinkel des Auslegers a = 48° 30',

Neigungswinkel der Zugstangen und der Trommelkette ß — y — 34⁰.

Diese Werthe entsprechen einer Ausladung des Krahns von 4,5 m, gerechnet von der Säulenmitte, bei ca. 5 m Höhe des Auslegerkopfes über Oberkante Quaimauerwerk.

Zugstangen und Ausleger. Vernachlässigt man mit Rücksicht auf etwaige Störungen in der regelmässigen Kettenabwickelung die Entlastung der Zugstangen durch die Kettenspannung S, so ist nach Formel 213 der Zug in den Auslegerstangen

sin (« — ß)

(Q -f- G) cos a _ 3400 . cos 48° 30' sin 14⁰ 30'

Z=c^> 9000 kg.

Bezeichnet d den Durchmesser der beiden gleich starken Zugstangen, so bestimmt sich derselbe aus der Gleichung

n d‘l

9000

Mithin für k =. 7 kg pro qmm

= oj 30 mm.

l/ 4500.4 1 7-3d4

Der Druck im Ausleger ist nach Gleichung 214

J) — ((? + G)cosß _ 3400 . cos 34° sin (et — ß)    sin 14⁰ 30'

D = oj 11260 kg.

Der Ausleger wird durch diesen Druck auf Zerknicken beansprucht. Berechnet man die Dimensionen des schmiedeeisernen Rohres auf 5 fache Sicherheit gegen Bruch, so ist nach den Zerknickungsgesetzen, falls

E den Elasticitätsmodulus des Materials,

I das Trägheitsmoment des Querschnitts, l die Länge des Auslegerrohres

bezeichnet.

Es ist ferner, falls R der äussere Radius des Rohrquerschnittes in der Mitte und r der innere Radius,

II

Ri _ ,A

Aus 1. und II. folgt

R⁹ 10 —

4

n³£

222.

Da diese Bedingungsgleichung zwei Unbekannte, R und r, enthält,

kann man über eine derselben oder über das Verhältniss -^r beliebig verfügen.

Für die Praxis empfiehlt es sich, den äusseren Radius des mittleren Querschnitts mit Rücksicht auf die ganze Länge des Auslegers so anzunehmen, dass die Auslegerstrebe für das Auge einen kräftigen Eindruck macht, und dann durch Ermittelung des Werthes von r aus der Festigkeitsgleichung die für die angenommene äussere Auslegerstärke erforderliche Blechdicke zu bestimmen.

Der Ausleger erscheint für das Auge kräftig genug, wenn man

223

R — 0,0151 bis 0,02/

wählt.

Dementsprechend wäre im vorliegenden Fall für die Auslegerlänge von oj 650 cm

R — 0,015.650 = 9,75 — cv 10 cm.

Es ergiebt sich dann schliesslich

20.11260.650*

31.2000000

r — 70 9,6 cm.

Es würde demnach bei 5 fâcher Sicherheit gegen Bruch durch Zerknicken eine Blechstärke

10 — 9,6 = 0,4 cm

genügen.

Mit Rücksicht auf die schnelle Zerstörung schwacher Bleche durch Rost empfiehlt es sich, die Blechdicke für die Ausführung etwas stärker zu wählen.

Es ist im vorliegenden Fall ö = 6,5 mm.

Das Auslegerrohr wird nach beiden Enden stark verjüngt, da der Ausleger an den Enden nur auf direkte Druckwirkung in Anspruch genommen wird. Man erhält gute äussere Verhältnisse und hinreichende Festigkeitssicherheit, wenn man den Rohrdurchmesser an den Enden etwa gleich ³/₄ des Durchmessers in der Mitte wählt, so dass bei gleichförmiger Blechstärke im vorliegenden Fall die Rohrenden auf 15 cm äusseren Durchmesser beschränkt sind.

Der Gelenkzapfen, durch welchen der Auslegerschuh mit den Krahn-schilden verbunden ist, wird durch den Auslegerdruck in seinen beiden Befestigungsquerschnitten auf Abscheren in Anspruch genommen. Bezeichnet

d den Zapfendurchmesser und t die zulässige Schubbeanspruchung pro qmm,

so ist

²JLdl.t = D

d= ]/

77 t

224.

Beschränkt man t auf 4 kg pro qmm, so folgt im vorliegenden Fall

= (v 42 mm.

1/11260 _ r 271

In der Ausführung ist der Zapfen noch etwas kräftiger = 50 mm

gewählt.

Krähnsäule. Die Krahnsäule wird durch den Horizontaldruck des Stützzapfens auf Biegung beansprucht. Wir fanden für diese Kraft in Gleichung 21g

( Q ~4~ G)a

Es ist

Q + G = 3400 kg,

a die Krahnausladung von Säulenmitte bis Haken 4,5 m, h die Höhe der Krahnsäule zwischen den Lagermitten 1,45 m.

Demgemäss ergiebt sich

10550 kg.

Bezeichnet man

mit M das Biegungsmoment der hohlen gusseisernen Säule,

,, R den äusseren Radius des Säulenfusses an der Rollenlagerstelle,

„ r den inneren Radius,

„ k die zulässige Biegungs-Zugspannung pro qcm, so besteht die Bedingungsgleichung für Biegungsfestigkeit

M=-

77 /d — r'¹

225.

Die Rechnung erledigt sich am einfachsten, wenn man von vornherein ein bestimmtes Höhlungsverhältniss für die Säule annimmt.

In der Praxis findet man für das Höhlungsverhältniss gusseiserner Krahnsäulen

226.

-- - 0,5 bis 0,7

Nehmen wir für den vorliegenden Fall = 0,5 Ä, so folgt

(i —0,5V'

Um die Wandstärke und das Gewicht der gusseisernen Krahnsäule zu beschränken, verwendet man Gusseisen bester Qualität und formt die Säule zur Vermeidung künstlicher Gussspannungen in Masse oder Lehm. Unter solchen Voraussetzungen kann man die zulässige Biegungs-Zugspannung ohne Gefahr zu 400 kg pro qcm annehmen.:i:)

Es ist das Biegungsmoment M — 10550 . 145 kgcm, mithin für k — 400 kg pro qcm.

₄.10550.145 _

tKi-o,5⁴).₄oo

= 17.3 cm.

Es war r = 0,5 R, also r = c>j 8,5 cm.

Beide Werthe stehen in sehr naher Übereinstimmung mit der Aus

führung.

Die Säule verjüngt sich nach oben auf g cm äusseren Radius. Der Fuss ist mit schwacher Konicität in die entsprechend konische Nabenbohrung der Fundamentplatte eingesetzt.

Die Veränderung der Biegungsspannungen durch die gleichzeitige Einwirkung des Vertikaldrucks auf den Kopf der Säule, kann bei gusseisernen Krahnsäulen stets vernachlässigt werden, da einmal die Druckspannung pro Flächeneinheit infolge des grossen Ringquerschnittes sehr klein ausfällt — im vorliegenden Fall etwa 7 kg pro qcm — und da ausserdem, falls man diese geringfügige Wirkung berücksichtigt, sich nur die Gesammtbeanspruchung der Krahnsäule zu Gunsten einer kleinen Spannungsverminderung in den am meisten gefährdeten Zugfasern ändert.

Berechnung des Stützzapfens. Der Stützzapfen wird durch den Horizontalschub H auf Biegung, und durch den Totaldruck des belasteten Krahn-Obergestells auf direkten Druck beansprucht.

Bezeichnet l die Zapfenlänge,

d den Zapfendurchmesser,

kx die zulässige Materialbeanspruchung durch Biegung pro qmm.

so ist

d=

227.

*) Vergl. Bach, Maschinenelemente. S. 20 u. 21.

Wählt man mit Rücksicht auf die seltene Drehung der Krahne das Längenverhältniss des Zapfens -- = i und beschränkt ferner mit Rücksicht auf die Erhöhung der Spannung durch die direkte Druckwirkung die Maximal-Biegungsspannung auf 9 kg pro qmm des Gussstahlzapfens, so folgt

Nimmt man das Gewicht des beweglichen Krahnobergestells schätzungsweise zu 2000 kg an, so ist der totale Vertikaldruck V auf den Stützzapfen

V — 3000 4- 2000 = 5000 kg.

Hieraus ergiebt sich pro qmm Zapfenquerschnitt bei 78 mm Zapfendurchmesser eine specifische Druckspannung

¹

Siehe „Hütte“. Des- Ingenieurs Taschenbuch, Elevatoren.

²

Die Details des Elevators sind aus der Sammlung von Zeichnungen für die Hütte entnommen, in der auf Taf. 9a und 9b, 1867, die Gesammtanlage der Thonmühle veröffentlicht ist.

³

Trommel und Kette gehören zu einem von Waltjen in Bremen für Geestemünde ausgeführten Dampfbagger, dessen Zeichnungen in Wiebe’s Skizzenbuch 1864 Heft XXXII und XXXIII veröffentlicht sind. Andere Baggerausführungen siehe Armengaud, Publication industrielle Band 15, Taf. 36 und Band 17, Taf. 7.

⁴

Die Zeichnungen verdankt der Verfasser der gefälligen Mittheilung seitens des Patentinhabers, M. Neuerburg, Werkstelle für Maschinenbau in Köln.

⁵

Vergl. Colyer, Hydraulic, Steam and Hand Power Lifting Machinery. S. 59, Taf. 43.

⁶

Genaue Zeichnungen eines derartigen Aufzuges für belgische Hüttenwerke finden sich in Hülsse’s Mascliinenencyklopädie und eine ähnliche Anordnung zum Aufziehen von Zuckerhüten in Le Blanc’s Receuil des Machines, Abtheilung 4, PI. 18.

⁷

Die umgekehrte Anordnung, den Stützzapfen in der Krahnsäule zu befestigen und die Kopfplatte als Lager zu benutzen, findet sich gleichfalls in der Praxis ausgefiilirt, erscheint aber nicht empfehlenswert!!, weil sich in diesem Falle das Schmieröl nicht in dem Lager halten kann.

⁸

Ausführlich ist der Einfluss der Kettenspannungen auf die Beanspruchung der Krahn-gerüste zuerst in einer Abhandlung von L. Putzrath in Uhland’s Praktischem Maschinenkonstrukteur 1877 S. 307 u. 324 erörtert.

⁹

_

¹⁰

r — j/ 10

4= ₄⁵^- = ~ikg.

Die Maximalspannung im Zapfen erreicht demnach in den am ungünstigsten beanspruchten Druckfasern nur den für Gussstahl durchaus zulässigen Werth

+ b? = 9 + i = 10 kg pro qmm.

Zur Verminderung der Stützzapfenreibung ist die auf einer Stahlscheibe laufende Spurfläche durch schwache Wölbung verkleinert.

Nach Tredgold ist für Krahnzapfen ein Flächendruck p von 5 kg pro qmm statthaft, falls Stahl auf Stahl läuft. ¹)

Bezeichnet r₂ den Radius der Laufflächen, so ist

r, =

= ]/

77 p

228

1/ v°°

* 3,140

= (v2 o mm.

Rollenlager. Der Horizontalschub H wird im unteren Rollenlager durch zwei Friktionsrollen aufgenommen und auf die Säule übertragen.

Bezeichnet, Fig. 158,

N den Anpressungsdruck der Rollen gegen die Säule,

s den Winkel der durch die Rollen- ! und Säulenmitte gerichteten Druck- \ normalen,

Fig. 158.

H wie früher den Horizontaldruck des belasteten Auslegers, so ist ganz

allgemein

//

229.

2 cos —

Mithin hier für e = 6o°

105^0

2.0,87

= 00 6060 kg.

Der Rollendruck beansprucht die Rollenachsen in den Befestigungsquerschnitten auf Abscheren.

Bezeichnet r₄ den Radius der Rollenachsen und

t die zulässige Scherbeanspruchung des Materials,

so ist

N — znr? t

r4 =

1/    —

j    271 t

230.

Setzt man t — 6 kg pro qmm, der Ausführung entsprechend Stahl als Material vorausgesetzt, so folgt

r₄

6060

12 7T

= (v 13 mm.

Den Friktionsrollen pflegt man den 4- bis ófachen Radius ihrer zugehörigen Achsen zu geben.

In Übereinstimmung mit dem mittleren Werth ist der Radius der Friktionsrollen = 60 mm.

Fundamentanker. Für die Berechnung der Fundamentanker ist nach Gleichung 220

(<2+c)(«

cf

4 s cos --

Es ist

Q + G = 3400 kg,

P — 2000 kg (schätzungsweise der grösseren Sicherheit halber

etwas gering angenommen),

a = 4,5 m,

A = 0,825 m

d'    ₀    ,

— = 22 ⁰ 30 .

Mit diesen Werthen folgt

34OO (4,5 — 0,825 cos 22° 3O') — 2000.0,825 rw 22° 30'

4.0,825 COS 22° 30'

= 00 3680 kg.

Bezeichnet man den Bolzendurchmesser des Ankers mit d, so besteht die Festigkeitsgleichung

71 (ft

— Æ, mithin für k = 7 kg pro qmm.

1/3680 . 4

I' 3,14-7

= cv 26 mm, der Ausführung entsprechend.

Die Ankerlänge bestimmt sich nach Formel 221 durch Y (<2+ G) p — 0+ °>²5)]—~F°,25)

A —    y (j + °,25)³7t

Setzen wir in diese Gleichung die früheren Werthe ein und nehmen das Gewicht eines Kubikmeters Mauerwerk zu 1500 kg an, so folgt

3400(4,5 — 1,075) — 2000.1,075 1500.1,075* 3,14

= 00 1,6 m.

Zur Erhöhung der Sicherheit des Fundaments sind die Anker 2 m lang ausgeführt.

Ie

Fundamentplatte. Für die Arme der sternförmigen Fundamentes c m—>

s-rr

= 11,9

a 5 cm

y.„:

platte ist ein T-Profil gewählt, dessen Abmessungen an der Nabe der Fundamentplatte aus der Skizze Fig. 159 ersichtlich sind. Die Abmessungen sind so angenommen, dass der Schwerpunkt der Querschnittsfläche nahezu in */3 der ganzen Profilhöhe liegt, so dass die verschiedene Widerstandsfähigkeit des Gusseisens bezüglich der Zug-und Druckspannungen gleichmässig ausgenutzt wird. *) Der Schwerpunktsabstand des Querschnitts von der Y-Achse bestimmt sich durch die Gleichung

tig. 159-

x₀ =

16.3,5 • b75 + 3C5 - 2,5 .19.25 i6.3,5 + 3i,5-2,5 ""

= ii,g cm.

x₀ = 00 12 cm.

*) Profilangaben über gusseiserne Träger von gleicher Festigkeit siehe Hütte, des Ingenieurs Taschenbuch, S. 257.

achse ist

Das Trägheitsmoment des Querschnitts bezogen auf die Schwerpunkts

35³-16 — 31,5³.13,5

(16.3,5 + 31,5.2,5) 23².

4 = tv 16590.

Es ist nun der Abstand der Anker von der Ansatzfläche der Sternarme an der Fundamentnabe = 63 cm, mithin das Biegungsmoment,

M— 3680.63 kg cm.

Hieraus folgt für den ausgeführten Armquerschnitt die Maximalzug-

7 M Spannung k = —

ky =

_ 3680.63. 12

16590

= cv 168 kg

und die Maximaldruckspannung

7    3680.63 .23    ,

*»=■■    -~32» kg.

Die Fundamentplatte ist den vorstehenden Werthen entsprechend mit überreichlicher Sicherheit konstruirt. Hierfür dürfte die praktische Rücksicht leitend gewesen sein, dasselbe Modell auch für gleichbelastete Krahne mit grösserer Ausladung benutzen zu können, da gerade hierbei häufig Abänderungen Vorkommen, welche die Gesammtausführung nur hinsichtlich einer stärkeren Beanspruchung der Gerüsttheile beeinflussen, ohne eine Veränderung des Triebwerks zu verlangen. Bei genügend kräftiger Fundamentplatte hat man daher für solche Fälle nur die Wandstärke der Krahnsäule und des Auslegers, wie den Durchmesser der Zugstangen den veränderten Verhältnissen anzupassen.

Will man die Fundamentplatte auf die für den vorliegenden Fall erforderlichen Abmessungen beschränken, d. h. die Maximalzugspannung auf nahe 250 kg und die Druckspannung auf circa 500 kg pro qcm steigern, so würden die nebenstehend skizzirten Dimensionen, Fig. 160, für das Querschnitts - Profil geeignet erscheinen, dessen Schwerpunkt alsdann in tv 10 cm Abstand von der Oberkante liegt. Das Trägheitsmoment bezogen auf die Schwerpunktsachse ergiebt sich hierfür Is = 9846.

Berechnung der Krahnwinde. Um die Maximallast von 3000 kg durch zwei Arbeiter aufwinden zu können, ist eine Kraftumsetzung durch eine lose Rolle und doppeltes Rädervorgelege erforderlich. Durch die lose

*-..16,00 tu.—>

a+jo

>2,5

Y—

Fig. 160.

Rolle beschränkt sich die Beanspruchung der Kette auf die halbe Maximallast. Eine Kette von 15 mm Eisenstärke bietet hierfür sehr ausreichende Sicherheit. Dieser Kettenstärke entsprechend ist der Trommeldurchmesser von Kettenmitte zu Kettenmitte = 300 mm, in Übereinstimmung mit der Regel, dass derselbe gleich der 20 fachen Kettendicke gewählt werden soll.

Die Kurbelradien sind = 400 mm angenommen.

Lastmoment

45

Schätzt man das Güteverhältniss des ganzen Windentriebwerks einschliesslich der losen Rolle auf 0,80 und rechnet für jeden Arbeiter auf einen Kurbeldruck von 12,5 kg, so bestimmt sich das Umsetzungsver-hältniss des doppelten Vorgeleges durch den Quotienten Kraftmoment _ 2 . 12,5.400 _ 1,6 "    1500 . 150 “

0,8

Stellt man die Forderung, dass mit einfachem Vorgelege ungefähr ein Viertel der Maximallast gehoben werden soll, so ist das Umsetzungsverhält-niss des ausschaltbaren Vorgeleges = 1 : 4 zu wählen. Giebt man dem Triebrad dieses Vorgeleges 16 Zähne, so müsste das zugehörige Rad 64 Zähne erhalten, und es folgt dann für das Umsetzungsverhältniss des ersten Vorgeleges aus dem obigen Gesammtumsetzungs-Verhältniss = c>o -y.

64

Wählt man für das Triebrad auf der Kurbel welle 12 Zähne, so erfordert demnach das Gegenrad 84 Zähne.

In naher Übereinstimmung hiermit findet sich in der Ausführung

das Umsetzungsverhältniss des doppelten Vorgeleges = ü • ~ , also nur

wenig grösser, als hier veranschlagt.

Bestimmt man für diese Disposition aus den Tabellen und Werthen S. 41, 118, 136 u. 138 die Wirkungsgrade der einzelnen Getriebe, so ermittelt sich für den zweirolligen Kettenflaschenzug rjl — 0,937,

% = °’97b für das Kurbelvorgelege = 0,93, für das zweite Vorgelege ^, = 0,94. Mithin der totale Wirkungsgrad rj —    = 0,937-°,97¹.0,93.0.94

für die Kettentrommel

V - °i79-

Das Güteverhältniss ergiebt sich also nur wenig ungünstiger als ursprünglich angenommen war, und da andererseits auch das ausgeführte Umsetzungsverhältniss etwas grösser ist als zunächst unter der schätzungsweisen Annahme eines Wirkungsgrades von 0,80 bestimmt wurde, so bleibt der erforderliche Kurbeldruck auf 12,5 kg pro Arbeiter beschränkt.

Arbeitet man mit einfachem Vorgelege, so erhöht sich der Nutzeffekt auf 0,86. Für diesen Fall bestimmt sich die Belastung der losen Rolle, welche sich noch mit 25 kg Gesammtkurbeldruck bewältigen lässt, durch die Gleichung

0,86

• 150

25 .400

= 2 . 7, d. i. y — 800 kg.

Anmerkung. Bezüglich der Zahntheilung und der Wellenstärken für die Vorgelege, sowie der Berechnung des Sperr- und Bremswerkes, vergleiche S. 213 u. f.

Ist eine Hubhöhe von 6 m für die lose Rolle gefordert, so sind 12 m Kette aufzuwickeln. Bei 300 mm Trommeldurchmesser windet die Trommel bei einer Umdrehung 942,5 mm Kette auf, und die ganze aufzuwickelnde Kettenlänge nimmt 12,7 d. i. cv 13 Windungen ein.

Für die engste Lagerung der Kettenglieder unter 45⁰ erfordert jede Windung bei 49 mm äusserer Gliedbreite, 15 mm Ketteneisen und 3 mm Spielraum, 34 cos 45⁰ -(- 15 + 3 = 42 mm Ganghöhe.

Es ist demnach die benutzbare lichte Länge der Trommel zwischen den Flanschen 13.42 = 556 mm. Die ausgeführte Trommel misst diesen Verhältnissen entsprechend 550 mm.

Triebwerk für die Krahndrehung. Beim Drehen des Krahns sind die Reibungswiderstände im Stützzapfen- und im Rollenlager zu überwinden. Im Stützzapfenlager tritt sowohl auf der Grundfläche, wie am cylindrischen Umfang des Zapfens Reibung auf. Der Reibungswiderstand des Rollenlagers setzt sich zusammen aus der wälzenden Reibung der Rollen und der gleitenden Reibung der Rollenachsen.

Bezeichnet V den Vertikaldruck im Stützzapfenlager,

H den Horizontaldruck im Stützzapfenlager,

N den Anpressungsdruck der Friktionsrollen, r, den Radius des Stützzapfencylinders, i\L den Radius seiner durch Wölbung verkleinerten Stützfläche,

r₃ den Radius der Friktionsrollen, r₄ den Radius der Rollenachsen, r₅ den Radius der Krahnsäule,

11 den Zapfenreibungskoefficienten, f den Koefficienten der rollenden Reibung,

R den Theilkreisradius des auf der Krahnsäule festsitzenden Zahnrades, in welches das Drehtriebwerk eingreift,

so bestimmt sich der auf den Umfang dieses Theilkreises reducirte Ge-sammtwiderstand aller Reibungen durch

W _    ,    2 n Vra , 2 p Nrt    r,    ,    if N    r₅

.R '    3 R ' r₃    R    ' r₃    R

w=

^{Hr, + Ą-Vrt)+^-^rt+f)\    . . 231.

Es ist hier zu setzen H— 10550 kg, V- 5000 kg, N — 6060 kg, fi = 0,08,

/= 0,5 mm, r, = 40 mm, r.j = 20 mm, r3 = 60 mm, r₄ = 13 mm, r₅ = 173 mm.

Mit diesen Werthen ergiebt sich

W. R = 92784 kg mm.

Für die seltenen Fälle der Maximalbelastung des Tvrahns und mit Rücksicht auf die kurze Zeit, welche jede einzelne Krahndrehung dauert, kann man dem Arbeiter 20 kg Kurbeldruck zumuthen. Wählt man der Ausführung entsprechend den Kurbelarm = 300 mm und rechnet für das doppelte Vorgelege des Drehtriebwerks auf ein Güteverhältniss von 0,85, so folgt

Moment der Reibungswiderstände

92784

Kraftmoment

0,85.300.20

— OJ 18,2

Dieser Werth lässt sich geeignet in die Faktoren 3 und 6 zerlegen. In vollständiger Übereinstimmung hiermit finden sich in dem Kegelrädervorgelege die Zähnezahlen 13 und 39, während das Stirnräderpaar 9 und 55 Zähne hat, d. h. die Gesammtumsetzung

_ 39 . 55 _

13

Ermittelt sich der Durchmesser des festliegenden Zahnrades, in welchem sich das Stirntriebrad des Drehwerks abwälzt, zu gross, um das Rad wie im vorliegenden Fall, direkt auf der Krahnsäule zwischen den Krahnschilden anbringen zu können, so ersetzt man dasselbe durch einen mit der Fundamentplatte verschraubten Zahnkranz, der meist innen verzahnt wird. Diese Anordnung ist ganz allgemein üblich für Krahne mit drehbarer Säule.

Graphische Bestimmung der Krahnbcanspruchung.

Die Schnelligkeit des graphischen Verfahrens bietet besondere Vortheile für den ersten Konstruktionsentwurf, und die Möglichkeit, auf dem Zeichenbrett direkt den Einfluss konstruktiver Änderungen auf die Zerlegung und Vertheilung der Kräfte übersichtlich zur Darstellung zu bringen, erleichtert eine rasche Disposition. Bezüglich der Genauigkeit der ermittelten Resultate gewährt im allgemeinen der reine Rechnungsweg grössere Sicherheit, und derselbe behält unter allen Umständen seinen Werth zur Kontrolle des graphischen Verfahrens.

Es sei in Fig. 2, Taf. 17, zunächst das Krahndreieck festgelegt, welches im wesentlichen durch die gegebene Ausladung und Auslegerkopfhöhe, sowie durch die den Verhältnissen angepasste Höhe der Krahnsäule — für Uferkrahne meist 1,25 bis 2 m — bestimmt ist.

Ferner sei AB die Richtung der Zugstangen, Ui? die Auslegerrichtung.

Zur Ermittelung der in den Zugstangen und im Ausleger wirkenden Kräfte bestimme man zunächst durch Schätzung die voraussichtliche Vermehrung der Nutzbelastung des Auslegerkopfes durch das Eigengewicht desselben, durch die frei herabhängende Kette nebst Rollen und Haken, sowie durch die Gewichte des halben Auslegerrohres und der halben Zugstangen. Nimmt man für diesen Theil der Eigengewichte, wie früher, 400 kg an, so sind vom Auslegerkopf nach einem beliebig gewählten Kräftemassstab bei 3000 kg Nutzbelastung 3400 kg vertikal nach unten in die Zeichnung einzutragen. Es entspreche dem die Vertikale BD. Eine Parallele durch D zur Zugstangenrichtung AB schneidet dann direkt auf der Auslegerrichtung die Druckkomponente BE ab, welche im Ausleger wirkt, während die Parallele DE selbst die Zugkomponente für die Zugstangen bestimmt.

Für die weitere Ermittelung der auf die Krahnsäule wirkenden Kräfte ist zu berücksichtigen, dass die Kippwirkung des vollbelasteten drehbaren Krahnobergestells durch die Reaktionskräfte der Krahnsäulen-lager aufgenommen werden muss, und man kann auch hier leicht das Kräftedreieck verzeichnen, da die Richtung der Lager-Reaktionen durch die konstruktive Ausführung der Lager und durch den Angriffspunkt der Gewichtsresultante des belasteten Obergestells bestimmt ist. Die Seitenlangen des Kräftedreiecks sind alsdann von der Grösse der Gewichtsre-rultante abhängig.

Zur Bestimmung der Belastungsresultante müssen ausser der Nutzlast das Eigengewicht des drehbaren Krahngerüstes und die Schwerpunktslage desselben bekannt sein. Da eine genaue Angabe dieser Grössen im voraus nicht möglich ist, muss man den Weg der Schätzung betreten.

Man wird die Verhältnisse am besten berücksichtigen, wenn man sich, wie in unseren früheren numerischen Rechnungen, das bewegliche Obergestell durch einen Schnitt in zwei Theile zerlegt denkt, welcher durch die Mitte des Auslegerrohres und der Zugstangen geführt wird. Das hierdurch abgetrennte, der Krahnsäule zunächst liegende Stück des Obergestells wird, wie wir bereits früher hervorgehoben haben, bei den meisten Uferkrahnkonstruktionen, sich annähernd um den Stützzapfen ausbalanciren, oder höchstens ein Kippmoment besitzen, das dem Kippmoment des abgesonderten belasteten Krahnschnabels entgegenwirkt. Berücksichtigen wir dementsprechend nur das leicht bestimmbare Kippmoment des Krahnschnabels, so werden die hieraus resultirenden horizontalen Reaktionswirkungen der Stützsäule höchstens etwas zu grosse Werthe ergeben, deren Einführung in die Festigkeitsrechnungen die Sicherheit der Konstruktion erhöht.

Unter dieser Voraussetzung bestimmen wir die Resultante aus dem vertikalen Lastzug am Auslegerkopf und aus dem Eigengewicht des Krahnschnabels bis zur Ausleger- und Zugstangenmitte. Die Richtung dieser Resultante falle in die Vertikale ZZ, ihre Grösse ist durch den bereits oben bestimmten Werth der Gesammtbelastung des Auslegerkopfes durch Nutzlast und Eigengewicht der nächstliegenden Konstruktipnstheile berücksichtigt und im vorliegenden Fall = BD — 3400 kg.

Da die in Rede stehende Resultante sich mit beiden Reaktionskomponenten als ein System im Gleichgewicht befindlicher Kräfte, in einem Punkt schneiden muss, und das Rollenlager nur eine Reaktionswirkung senkrecht zu den Laufflächen der Rollen äussern kann, ist zunächst durch den Schnittpunkt I dieser Reaktionswirkung mit der Resultantenrichtung ZZ derjenige Punkt bestimmt, durch welchen auch die Reaktion des Stütz-

Zapfens gerichtet sein muss. Wir erhalten die Richtung dieser Kraft durch die Gerade ML

Trägt man nun zur Grössenbestimmung der Reaktionskräfte auf ZZ von / aus die Belastungsresultante IF — BD — 3400 kg ab und zieht durch F eine Parallele zur Reaktionsrichtung des Rollenlagers, so schneidet diese auf der Reaktionsrichtung IM in der Strecke 1L die Reaktionskraft des Stützzapfens ab, während FL, oder die parallele und gleiche Strecke KI den Reaktionsdruck des Rollenlagers zur Darstellung bringt. Zerlegt man IL in eine horizontale und in eine vertikale Komponente, so ergiebt FL die horizontale Reaktionskraft des Stützlagers, KL die vertikale.

Die Horizontalkräfte fallen, wie selbstverständlich, für beide Lagerstellen gleich gross aus und bedingen das Biegungsmoment der Krahn-säule. Der vertikale Stützzapfendruck erhöht sich durch das Eigengewicht der für die Untersuchung abgetrennten Theile des drehbaren Krahnge-rüstes. Die Vermehrung dieses Drucks ist für die Stützzapfenberechnung und die Ermittelung der Drehbewegungs - Hindernisse in Rechnung zu ziehen.

Wollte man statt der cylindrischen Laufrollen konische an wenden, so müsste naturgemäss auch die Rollenbahn am Krahnsäulenschaft entsprechend konisch ausgeführt werden. Dieser Fall ist durch punktirte Linien in der Figur berücksichtigt. Ist N der Schnittpunkt der Rollenreaktionsrichtung , d. h. der Normalen auf der Mitte der Rollenbahn mit der Belastungsresultante des Krahnschnabels, so verschiebt sich jetzt die Reaktion des Stützzapfens in die Richtung MN. fragt man alsdann die Belastungsresultante des Krahnschnabels auf ihrer Richtung in der Strecke NO auf und zieht durch O eine Parallele zur Rollenreaktion, so schneidet diese Parallele auf der Stützzapfen-Reaktionsrichtung die zugehörige Reaktionsgrösse NP ab, während OP selbst die Reaktionskraft des Rollenlagers misst. Beide Reaktionskräfte sind in diesem Falle geneigt. Bei horizontaler und vertikaler Zerlegung ergeben sich gleiche horizontale Komponenten, entsprechend dem Biegungskräftepaar der Krahnsäule, während die Vertikal - Komponente für den Stützzapfen durch die Strecke PS, der Vertikaldruck des konischen Rollenlagers durch die Strecke SR bestimmt wird. Zu berücksichtigen bleibt, dass auch in diesem Falle sich der Stützzapfendruck durch das von der bisherigen Untersuchung ausgeschlossene Eigengewicht der um die Krahnsäule gruppirten Theile des Krahngerüstes vermehrt.

ver-

man

Aus der Zeichnung ist ersichtlich, dass die Anwendung konischer Friktionsrollen unter allen Umständen den Stützzapfen mehr oder minder entlastet, vor allem aber wird das Biegungsmoment der Krahnsäule kleinert. Diese Verkleinerung des Biegungsmomentes der Krahnsäule lässt sich weiter treiben, wenn man die konische Laufbahn möglichst gross wählt, d. h. dieselbe von der Krahnsäule auf die Fundamentplatte verlegt, um den Radius derselben beliebig steigern zu können. Den Übelstand des grossen Weges der rollenden Reibung, welcher hierbei bezüglich der Drehbeweglichkeit des Krahns zur Geltung gelangt, sucht man dann möglichst dadurch unschädlich zu machen, dass man die Hauptlast des Krahns künstlich auf den Stützzapfen zurückbringt. Zu diesem Zweck setzt

den Stützzapfen mit Schraubengewinde in die Krahnhaube ein, um durch Verstellung der Höhenlage desselben den Laufrollendruck auf Kosten des Stützzapfendrucks zu lüften. Einfacher lässt sich dies durch passende Wahl des Neigungswinkels der Rollenbahn erreichen. Je flacher man den Neigungswinkel der Friktionsrollenbahn wählt, um so höher rückt der Punkt N, um so kleiner wird gleichzeitig der Zapfendruck PS, und schliesslich kann der letztere sogar negativ ausfallen, d. h. es kann das Kippmoment bei flach geneigter Rollenbahn ein Auskippen des Krahns aus dem Lager im Kopf der Krahnsäule bewirken. Man hat daher beim Entwurf durch passende Wahl des Neigungswinkels der Rollenbahn diesen Fall zu vermeiden und dafür Sorge zu tragen, dass der Mittelpunktszapfen wirklich in ausreichender Weise als Stützzapfen ausgenutzt wird, da man sonst, abgesehen von der störenden Überlastung der Rollen, zu der unvortheil-haften Anordnung gezwungen wird, den Zapfen in der Säule zu befestigen und das Aufkippen des Krahngerüstes durch einen Zapfenbund zu hindern, welcher sich auf die Deckplatte der Krahnhaube legt.²)

Uferkrahn für 1000 kg Last mit Sicherheitskurbel von E. Becker.

Fig. 3 bis 6, Taf. 17 stellt einen Uferkrahn für 20 Ctr. Nutzlast, ebenfalls von Becker konstruirt, dar, dessen feste Stützsäule zur Beschränkung der Abmessungen aus Stahl hergestellt ist. Die Krahnschilde sind hier durch eine bis nahe zur Fundamentplatte hinabreichende gusseiserne Haube ersetzt, an welche die gusseisernen Wangen des Krahnwinden-gestells seitlich angeschraubt sind. Ein einfacher Rohrstutzen am unteren Mantel der Krahnhaube bildet den Schuh für den Auslegerfuss, während die Zugstangen für den Ausleger an den Wangen der Krahnwinde befestigt sind. Der Stützzapfen wird im Kopf der Krahnhaube durch eine Mutter festgehalten und läuft im Kopf der Krahnsäule. Der Rollenkasten für die Friktionsrollen des unteren Halslagers ist an die Krahnhaube selbst in Form einer kranzförmigen Erweiterung angegossen. Das Triebwerk der Krahnwinde besteht aus einem einfachen Zahnrädervorgelege mit allen Sicherheitsvorkehrungen für den Lastniedergang, mit Auskuppelung der Kurbel während der Lastsenkung und Bremsregulirung durch selbstthätig wirkende Centrifugalbremse. Die specielle Anordnung der Sicherheitskurbel mit Centrifugalbremse ist eingehend im Abschnitt über Bremswerke und Sicherheitskurbeln S. 189 u. 196 besprochen und auf Taf. 3, Fig. 7 und 8, bezw. Taf. 4, Fig. 2 u. 3, in grösserem Massstabe gezeichnet. Die Schwenkung des Krahns erfolgt ohne besonderes Triebwerk durch direkten Zug an der Lastkette, oder durch seitlichen Druck gegen den Ausleger.

Freistehender Eisenbahn-Drehkrahn ohne Fundanientverankerung, von Mohr & Fcderhajf.

Die Fundamentverankerung- kann entbehrt werden, wenn man die gusseiserne Krahn-Grundplatte gross und schwer genug macht, um bei genügend festem Untergrund in sich den Gleichgewichtszustand derKrahn-aufstellung zu sichern. Die Skizze, Fig. 161, zeigt eine derartige Grundplatte,

7.

Fig. 161.

entsprechend den Ausführungen der Mannheimer Maschinenfabrik von Mohr & Federhaff. Die Sternrippen liegen nach oben und endigen aussen in einem geschlossenenRingkranz, der ein gleichmässiges Aufliegen der Grundplatte im ganzen Umfang sichert. Zur Aufstellung des Krahns wird der Boden auf geringe Tiefe abgegraben, geebnet und der grösseren Sicherheit halber ein flaches Fundamentmauer werk ausgeführt, das unter Umständen auf eine Abpflasterung mit einer Rollschicht beschränkt werden kann. Auf dieses Fundament wird die Grundplatte ohne weitere Verbindung frei aufgesetzt.

Um die Grundplatte genügend zu belasten, werden in die Sektoren derselben zwischen die Sternrippen Gussstücke eingelegt; schliesslich wird der ganze Krahnunterbau, nach Einsetzung der Krahnsäule, durch lose Kiesschüttung so weit eingebettet, bis der Erdboden wieder vollständig eben ist.

Die freie Aufstellung bietet durch die Möglichkeit, den Platz derselben ohne wesentliche Vorarbeiten und umfassende Fundamentirungen verändern zu können, Vortheile für solche Fälle, die durch allmähliche Vergrösserung und Verlegung der Ladeplätze im voraus eine spätere Änderung der Krahnaufstellung wünschenswerth oder nothwendig erscheinen lassen, aber man wird eine derartige Anordnung ohne tiefe Fundamentirung doch nur auf ganz festem Boden wagen können. Ist auch bei genügender Grösse und Belastung der Fundamentplatte ein Umkippen des Krahns ebensowenig, wie das eines fahrbaren Krahns zu befürchten, wenn der Krahn nicht über seine Tragfähigkeit beansprucht wird, so können doch leicht Bodensenkungen eintreten, die ein Schiefstellen des Krahngerüstes zur Folge haben, und erfahrungsmässig wird schon bei geringer Neigung die Drehbarkeit des Krahns sehr beträchtlich erschwert. Krahne dieser Gattung für 2000 kg Tragfähigkeit und darüber werden zur Verminderung des Kippmoments mit Gegengewicht ausgeführt.

Bezeichnet Q die Nutzlast,

a die Krahnausladung von der Säulenmitte,

G das totale Eigengewicht des Krahns mit Ausnahme der Fundamentplatte,

e den Schwerpunktsabstand des Krahngerüsts von der Säulenmitte,

s den Radius der Grundplatte,

J die Dicke der in die Fundamentplatte eingelegten eisernen Sektorenstücke,

Y das Gewicht der Kubikeinheit-Eisen, so knüpft sich die Stabilität der Aufstellung an die Bedingung:

Q (a — s) — G (s ± e) y n s² J s,

mithin

Q{a — s) — G(s± e)

y n r³

232.

In dem Faktor s±e gilt das positive Zeichen, falls, wie bei Gegengewichtsanordnung der Schwerpunkt des Krahngerüstes auf die dem Ausleger entgegengesetzte Seite des Auslegers fällt, das negative, wenn der Schwerpunkt mit dem Ausleger auf derselben Seite liegt. Die Gleichung lässt den wesentlichen Einfluss der Vergrösserung des Grundplattenradius s auf die Verkleinerung von J erkennen.

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Fig. 162.

Fig. 162 veranschaulicht die in Rede stehende Krahndisposition gemäss der von der Mannheimer Maschinenfabrik gewählten Form für

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das Krahngerüst, welches sich durch elegante und solide Konstruktion auszeichnet.

Das ganze Krahngerüst ist mit Ausnahme der oben skizzirten Grundplatte aus Schmiedeeisen hergestellt. Der Ausleger ist aus doppelten durch Stehbolzen versteiften U-Eisen gebildet und mit schwacher Krümmung so steil gestellt, dass bei 4,5 m Ausladung und 6,2 m Rollenhöhe das für Eisenbahnen vorgeschriebene Normalladeprofil vollständig frei bleibt. Auslegerfuss und Gegengewichtsträger sind an den Rollenlagerkasten angeschlossen, welcher den Horizontalschub des Auslegers gegen den Fuss der Krahnsäule abstützt, während die sonst üblichen gusseisernen Krahn-schilde durch einfache Hängeschienen ersetzt sind. Diese nehmen den vertikalen Auslegerdruck auf und übertragen denselben durch die Kopftraverse auf den Stützzapfen und die Krahnsäule.

An die Kopftraverse schliessen sich ferner die Zugstangen des Auslegerkopfes und der Gegengewichtsträger an. Die Krahnwinde ist auf dem Rücken des Auslegers befestigt.

Sicherheitssperre für Krahne von Hohenegger.

Die öffentliche Aufstellung und Benutzung der Uferkrahne setzt dieselben noch mehr als Hebezeuge in geschlossenen Etablissements, deren Gebrauch einer leichteren Überwachung unterliegt, der Gefahr einer Überlastung aus, welche die Zerstörung im übrigen richtig und gut ausgeführter Krahnanlagen zur Folge haben kann. Aber selbst wenn die Normallast nicht überschritten wird, können bisweilen Unglücksfälle eintreten, sobald durch einen Zahnbruch, oder durch plötzliches Abgleiten und Schlagen der Lastkette die Last eine kurze Strecke frei fällt und diese Bewegung dann durch einen Stoss infolge der ruckweisen Wiederspannung der Lastkette unterbrochen wird. Dieser ruckweise Zug wirkt am Auslegerkopf, also im gefährlichsten Punkt, nicht nur auf Zerreissen der Kette, sondern auf Bruch der ganzen Maschine.

Unter der Voraussetzung, dass die Last von einer losen Rolle getragen wird, hängt Hohenegger das für gewöhnlich am Auslegerkopf befestigte Ende der Lastkette in einem Bügel auf, der durch ein Kegelfederpaar abgestützt wird. Bei Überlastungen presst sich das Federwerk soweit zusammen, dass dadurch ein Bremsklotz die Leitrolle im Auslegerkopf festklemmt, somit die Bewegung der Lastkette unmöglich macht und gleichzeitig das Aufwinden der Last hindert, während auch zufällige Kettenschläge bei aufgewundenen Normallasten durch die Art der Kettenbefestigung abgefedert werden. Die bezügliche Anordnung ist in Figur 163 bis 165 dargestellt.³)

Fig. 164 ist ein Schnitt durch den Auslegerkopf, Fig. 163 die Rückenansicht desselben und Fig. 165 eine Ansicht von oben. Die Leitrolle A ist im Auslegerkopf wie gewöhnlich angeordnet und nur mit Daumen ausgerüstet, um relative Bewegungen zwischen Kette und Rolle zu verhindern. Die Leitrolle ist ferner seitlich zu zwei Bremsscheiben B erweitert, deren Umfänge zur Erzielung einer kräftigeren Bremswirkung mit konischen Riffelnuthen versehen sind.

Über dem Rücken jeder

Bremsscheibe liegt ein gusseiserner Bremsklotz C mit korrespondirenden Riffelnuthen. Diese Bremsklötze sind in die durch die Kegelfedern F abgestützten Bolzen D eingespannt, deren gemeinsame Traverse E den Belastungszug des ruhenden Kettentrums aufnimmt. Die Kopfmuttern der

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Fig. 165.

Bolzen gestatten eine genaue Justirung der Federspannung, welche so bemessen werden muss, dass eine Zusammenpressung der Federn, und damit das Einsenken der Bremsklötze in die Bremsscheiben der Kettenleitrolle erst bei Überschreitung der normalen Maximallast erfolgt, um alsdann aber auch sofort die versuchte Windenbewegung zu unterbrechen. Tritt bei normaler Belastung ein plötzlicher Kettenschlag auf, so erfolgt natur-gemäss gleichfalls eine Zusammenpressung der Federn, die den Stoss elastisch ausgleicht. Die Hohenegger’sche Sicherheitssperre ist zuerst auf der österreichischen Nordwestbahn eingeführt und soll dort sehr zufriedenstellend wirken.

Magazinkrahn mit getrennter Bockwinde von Gebrüder Weismüller in Frankfurt a/M.

Die Magazinkrahne dienen dazu, Lasten ausserhalb des Gebäudes in die Höhe zu winden und durch Einschwenken des Krahns in die Magazinluke das Absetzen der Lasten auf den Magazinboden zu ermöglichen.

Fig. 166 stellt die Skizze eines derartigen Krahns dar, entsprechend den Ausführungen der Maschinenfabrik von Gebrüder Weismüller in Frankfurt a/M.

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Die Magazinkrahne werden ganz allgemein als Wandkrahne mit schmiedeeisernem Gerüst konstruirt und die Krahnzapfen, wie die Skizze zeigt, in zwei mit dem Mauerwerk verankerten Konsollagern untergebracht. Da der Magazinboden den natürlichsten und sichersten Standort für die Arbeiter bildet, stellt man die Krahnwinde abgesondert vom Gerüst innerhalb des Gebäudes auf, und kann hierzu jede beliebige Bockoder Konsol winde benutzt werden. Die Lastkette muss unter diesen Verhältnissen von der Auslegerkopfrolle der Trommelwinde durch be-

sondere Leitrollen zugeführt werden. Ausser der vertikalen Rolle, welche die Kette im Innern des Gebäudes der Winde zuleitet, sind noch zwei horizontale Rollen auf dem oberen Krahn-Konsollager vorhanden, zwischen denen die Kette bei den Schwenkbewegungen des Auslegers die unveränderliche Führungsrichtung für die Leitung durch das Mauerwerk erhält.

Diese Krahnkonstruktion wird auch vielfach für Güterschuppen ausgeführt, deren Ladeperrons zu schmal sind, um gewöhnliche freistehende Krahne aufstellen und ungehindert bedienen zu können. Man findet in der Praxis Ausführungen bis für 100 Ctr. Last, bei Ausladungen bis zu 2,5 m.

Magazinkrahn mit Kette7musswinde im Krahngerüst.

Der in Fig. 167 skizzirte Krahn veranschaulicht eine neuere Konstruktion, welche als Wandkrahn für Lagerhäuser, Magazine u. s. f. von

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Fig. 167.

der Maschinenfabrik der Gebrüder Weismüller in Frankfurt a/M., wie von E. Becker in Berlin vielfach für Lasten von 500 bis 2000 kg ausgeführt wird. Die Ausladungen dieser Krahne schwanken meist zwischen 2 und 3 m, während die gewöhnliche Höhe der Auslegerkopfrolle ungefähr 3 m beträgt. Das Krahngerüst ist, wie bei der vorher besprochenen

Ausführung, ganz aus Schmiedeeisen konstruirt und die Form des Auslegers durch die Anordnung doppelter Dreiecksfelder für das Gerüst so gewählt, dass auch umfangreiche Lasten ungehindert gehoben werden können.⁴) Die zwischen die Krahnsäule und die untere Auslegerstrebe eingebaute Kettennusswinde ist in den Verbindungsblechen dieser Gerüst-theile gelagert. Ein durch die Bleche gebildeter Kasten nimmt das beim Aufwinden der Last frei von der Kettennuss ablaufende Kettentrum auf.

Die Verwendung der Kettennuss mit kalibrirter Kette gestattet durch die Beschränkung des Lastarms eine sehr gedrängte Anordnung für das Windenwerk und eine Verminderung der Vorgelege, so dass das Einbauen der Winde in das Krahngerüst, trotz des beschränkten Raumes für die Bedienung des Wandkrahnes keine Schwierigkeiten bietet.

Durch die unmittelbare Vereinigung der Winde mit dem Krahngerüst wird die Anlage und die Bedienung des Krahnes vortheilhaft vereinfacht.

Schwenkkrahn für Baumaterialien-Aufzüge.

Die Schwenkkrahne findenauch geeignete Anwendung bei Neubauten zum Aufziehen von Baumaterialien. Fig. 168 zeigt eine Anordnung für diesen Zweck von Gebrüder Weismüller in Frankfurt a/M.

Fig. 1C8.

Der Schwenkkrahn selbst ist, wie ersichtlich, an einem Gerüstbaum festgeklammert und kann leicht mit fortschreiten der Bauhöhe höher angebracht werden. •Ausser der Kopfrolle im Ausleger ist eine zweite auf dem Rücken der Auslegerstreb e gelagert, durch welche das Windenseil möglichst nahe in HH der Richtung der Krahndrehachse

über eine dritte tiefer am Gerüst befestigte Leitrolle der Winde zugeführt wird, deren specielle Konstruktion beliebig" gewählt werden kann.

Richtbamnwinde von Möller & Blum.

Die Maschinenfabrik von Möller & Blum in Berlin hat den hölzernen Richtbaum, welcher bei gewöhnlichen Hausbauten häufig mit angehängtem

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Fig. 169.

Flaschenzug zum Aufziehen der Balken unter Anwendung von Pferdebetrieb benutzt wird, in einfachster Weise in einen Schwenkkrahn mit Räderwerkwinde für Handbetrieb verwandelt, um die Störungen des Strassen-verkehrs durch den Pferdebetrieb zu vermeiden und eine möglichst zufriedenstellende Ausnutzung der menschlichen Arbeitskraft zu erzielen. Zu diesem Zweck sind, Fig. 169, die Auslegerstrebehölzer über die Krahnsäule nach rückwärts verlängert und auf diese Verlängerung ist eine Stauffer-Mégy’sche Winde festgeschraubt, deren zusammengedrängte Konstruktion mit Kettennuss und kalibrirter Kette in Verbindung mit Sicherheitskurbel und Centrifugal - Bremsregulator früher bei Besprechung dieses Windensystems, S. 182, erörtert ist. Die Anordnung hat in der Praxis vielfach Anerkennung gefunden, da ja der Nutzeffekt der Winde ein weit grösserer als der der Flaschenzüge ist, und die Vortheile der selbstthätigen Lastsperrung sowie des schnellen Senkens des leeren Seiles auf der Hand liegen. Solche Richtbaumwinden werden meist für 600 kg Last ausgeführt.

Fair bairn-Kr aim von L. Schwartzkopjf für die Königliche Artillerie-Werkstatt in Spandau.

Das Charakteristische des Fairbairn’schen Systems ist, wie bereits in den einleitenden Bemerkungen über Krahnkonstruktionen hervorgehoben, die Verschmelzung des Auslegers mit der drehbaren in das Fundament versenkten Krahnsäule zu einem gemeinsamen Blechkörper von kastenförmigem Querschnitt.

Die grosse Widerstandsfähigkeit der Blechträger, bei einigermassen grossen Querschnittsdimensionen, ferner die Möglichkeit, dem Ausleger jede beliebige gekrümmte Form zu geben, macht das ganze System besonders geeignet für schwere und umfangreiche Lasten und grosse Krahn-ausladungen.

Die hier in Betracht gezogene Ausführung, Taf. 18, Fig. 1 bis 9, ist für 180 Ctr. Maximalnutzlast bei 20' = cv 6,3 m Ausladung bestimmt.*)

Beschreibung der Konstruktion. Der Krahnkörper ist aus V₄" starken Blechen gebildet, deren Eckverbindungen durch innenliegende Winkeleisen von 3" x 3" X ⁵/vermittelt sind. Die Gurtungsbleche sind zunächst durch aussen aufgelegte Gurtungsschienen von 6" Breite und ³/₈" Dicke verstärkt, und ausserdem die Druckgurtung durch innen aufgenietete T-Eisen von 5³/₄" X Alf x xh“ versteift. Die Stossfugen der Bleche sind aussen durch Blechlaschen von 5³/₄" Breite und ¹/₄" Stärke, innen durch T-Eisen von entsprechender Flanschbreite überdeckt.

Die Wellen der Krahnwinde durchdringen den Rumpf des Krahn-auslegers und sind in gusseisernen Buchsen gelagert; letztere sind in die Seitenbleche des Auslegers eingesetzt. Die Kettentrommel befindet sich im Innern des Auslegerrumpfes und wird durch eine seitliche Öffnung, welche nachträglich wieder verschlossen ist, eingebracht, während die Zahnräder, Brems- und Sperrwerke der Winde zu beiden Seiten des Auslegers liegen.

Die Kraftumsetzung des Winden triebwerks ist durch die Einschaltung einer losen Rolle in den Kettenlauf und durch die Anordnung eines doppelten Rädervorgeleges erzielt. Zum Aufwinden kleinerer Lasten wird das zweite Vorgelege ausgeschaltet und das Kurbelwellentriebrad direkt in das Trommelrad eingerückt. ¹

Der Kettenlauf ’ist auf der Strecke zwischen der Kopfrolle des Auslegers und der Windentrommel über drei kleine Leitrollen geführt, welche ebenfalls im Innern des Auslegers untergebracht sind.

*) Die Zeichnung ist mit gefälliger Erlaubniss der Herren Ernst und Korn aus dem in diesem Verlage erschienenen Skizzenbuch von Wiebe, 1870, Heft LXX Bl. 3 entnommen.

Will man die Unbequemlichkeiten der innen liegenden Triebwerkskonstruktion vermeiden, welche auch die schnelle Wiederherstellung des Betriebes bei eintretenden Kettenbrüchen erschwert, so kann man mit Leichtigkeit die ganze Krahnwände in einem gusseisernen Bockgestell lagern und dieses auf dem Rücken des Auslegerrumpfes festschrauben, oder man verlängert die Seitenbleche des Rumpfes nach hinten, um direkt aus diesen die Wangen des Krahnwindengestells zu bilden. In beiden Fällen wird gleichzeitig der Vortheil erzielt, dass das Eigengewicht der Winde eine theilweise Entlastung des Krahnkippmoments herbeiführt, während bei der in der vorliegenden Konstruktionszeichnung gewählten Anordnung der Schwerpunkt der Krahnwinde auf der Seite des Auslegers liegt und sich daher das Drehmoment des belasteten Auslegers noch etwas erhöht.

Mit Rücksicht auf die grossen Lagerdrucke des schwer belasteten und weit ausladenden Krahnes ist das Halslager zur Vermeidung von Zapfenreibungen mit Wälzungsrollen ausgestattet, eine Anordnung, die für alle Fairbairn-Krahne gewählt wird. Die Wälzungsrollen laufen in einem schmiedeeisernen Kranz, der, wie aus Fig. 3, 4 und 8 ersichtlich, aus zwei durch Stehbolzen, Zwischenlagen und Verbindungschienen versteiften Flacheisenschienenpaaren gebildet wird.

Der Walzenkranz ^ liegt lose beweglich zwischen dem drehbaren Krahngerüst und der Fundamentplatte und wird durch konische Friktionsrollen getragen, welche zwischen den Wälzungsrollen angeordnet auf einer korrespondirenden konischen Ringbahn der Fundamentplatte ruhen.

Für die Laufbahnen der Wälzungsrollen ist die Fundamentplatte cy-lindrisch vertieft und andererseits ein kräftiger Gusseisenring mit dem Krahnrumpf durch Blechplatten und Winkeleisenbandagen vernietet. Der Krahnstützzapfen ist mit einer langen Zapfenwurzel in ein Gussstück eingesetzt. Dieses füllt den Fuss der Blechkrahnsäule aus und ist mit demselben durch eine Eckeisenbandage vernietet. Das Fusslager für den Stützzapfen steht direkt auf der Grundplatte der gusseisernen Mantelauskleidung des Fundamentschachtes.

Für die Krahnarbeiter ist eine besondere Plattform angeordnet, welche dicht über der Fundamentplatte an den Krahnrumpf angeschlossen an der Drehbewegung des Krahns theilnimmt. Die Plattform ist kreisrund und wird durch schmiedeeiserne Konsole unterstützt, welche aus je zwei Eckeisen mit zwischengenietetem Vertikalblech gebildet werden.

Unter der beweglichen Plattform liegt der feste, mit dem Fundament verschraubte Zahnkranz, in den das Triebwerk für die Krahn-drehung eingreift. Durch eine horizontale Kurbelwelle mit konischem Triebrad wird der Antrieb der Kurbel auf eine vertikale Welle fortgepflanzt, die einerseits durch ein Kegelrad mit dem konischen Triebrad, andererseits durch ein Stirnrad mit dem festliegenden Zahnkranz in Eingriff steht. Die beiden Wellen sind in einem vertikalen Ständer gelagert, der auf der beweglichen Plattform festgeschraubt ist.

Berechnung des Krahngerüstes. Eine vollständig genaue Berechnung des Krahns auf gleiche Widerstandsfähigkeit in allen Theilen, führt zu sehr umfangreichen Rechnungen mit wiederholten Korrekturen,

Ernst, Hebezeuge.

da bei der Beanspruchung der einzelnen Krahnquerschnitte das Eigengewicht der Konstruktion eine ziemlich wesentliche Rolle spielt und dieses nicht im voraus genau bestimmbar ist. Man beg'nügt sich daher in der Praxis, die Dimensionen des gefährlichen Querschnitts in der Ebene des Rollenlagers zu ermitteln, und verjüngt alsdann den Kastenquerschnitt unter Beibehaltung der Blechstärken nach dem Auslegerkopf und nach dem Krahnfuss. Für das Mass der Verjüngung sind der äussere Eindruck der ganzen Krahnform und die Abmessungen massgebend, welche für die Unterbringung der Kettenrolle im Krahnkopf und für das Fusszapfen-gusstück erforderlich scheinen. Es ergeben sich aus diesen Rücksichten meist Abmessungen, welche den Anforderungen der reinen Festigkeitssicherheit überreichlich genügen. Zur Kontrolle empfiehlt sich die Berechnung eines Zwischenquerschnitts auf der verjüngten Strecke, nachdem man die Verjüngungsverhältnisse festgestellt hat.

Bei der Festigkeitsrechnung vernachlässigt man ferner die geringe Erhöhung der Festigkeit durch die Seitenbleche, deren Dicke in Übereinstimmung mit der Stärke der einfachen Gurtungsbleche gewählt zu werden pflegt, und nimmt an, dass die ganze Beanspruchung durch die Gurtungen allein aufgenommen wird. Durch das Biegungsmoment der Nutzlast und des Eigengewichts des Krahnauslegers, treten in beiden Gurtungen gleich grosse Beanspruchungen auf, in der oberen Gurtung Zug, in der unteren Druck. Die direkte Druckwirkung, welche aus dem Eigengewicht der Konstruktion und aus der Nutzlast resultirt, erhöht die Druckspannungen und vermindert die Zugspannungen.

In der Rechnung berücksichtigt man zweckentsprechend die Spannungsänderungen erst, nachdem man den Kastenquerschnitt für die Biegungsbeanspruchung bestimmt hat, durch eine nachträgliche Verstärkung der Druckgurtungen.

Da bei den geringen Blechstärken im Verhältniss zur Höhe des Auslegerkastens die Verschiedenheit der Abstände der einzelnen Gurtungslamellen von der neutralen Achse des Querschnitts verschwindend klein ist, kann man eine gleichmässige Vertheilung der Zug- und Druckwirkung über den ganzen Gurtungsquerschnitt für die Rechnung zu Grunde legen. Von der Einführung des Trägheitsmomentes des Kastenquerschnitts in die Festigkeitsrechnung ist dann ohne wesentlichen Fehler Abstand zu nehmen, indem man den mittleren Abstand der Gurtungsplatten von der neutralen Achse als Hebelarm für den Zug- und Druckwiderstand des Gurtungsmaterials einführt.

Bezeichnet, Fig. 170,

Q die Nutzlast,

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a den Hebelarm der Nutzlast bezogen auf die Mittelachse der Krahnsäule,

G das Eigengewicht des Auslegers bis zum Halslager,

b den Hebelarm desselben bezogen auf die Krahndrehachse,

Fig. 170.

D den Druckwiderstand der Gurtung auf der Brustseite,

Z den Zugwiderstand der Gurtung auf dem Krahnrücken, x den Abstand der Krahngurtungen von einander, so resul-tirt für die Biegungsbeanspruchung des gefährlichen Querschnitts unter den vorstehenden vereinfachenden Annahmen die Bedingungsgleichung

Qa + Gb =(Z+D) f.

Werden beide Gurtungen gleich ausgeführt, so ist Z = D, und es folgt alsdann

233.

Qa -f- Gb — Zx — Dx

Bezeichnet F den Flächeninhalt des einzelnen Gurtungsquerschnitts k die zulässige Materialbeanspruchung pro Flächenein

heit, so muss

234

235.

Fk — Z — D

sein, und wir erhalten daher schliesslich

Qa + Gb

Fk

Diese Gleichung gestattet in einfachster Weise die Bestimmung des erforderlichen Abstandes der Gurtungen von einander, wenn man von vornherein über den Gurtungsquerschnitt verfügt. Führt die Rechnung zu unbrauchbaren Werthen von x, so hat man die Disposition über den Gurtungsquerschnitt entsprechend zu ändern.

Die Breite der Gurtung ist abhängig von der erforderlichen Kettentrommellänge.

Da nun aber das Material am günstigsten ausgenutzt wird, wenn man die Breite des Kastenquerschnitts auf Kosten der Höhe desselben möglichst beschränkt, so findet man bei allen Fairbairn - Krahnen mit Rücksicht hierauf auch die Kettentrommeln mit beträchtlich grösserem Durchmesser ausgeführt als sonst üblich, um die Länge derselben zu vermindern. Im vorliegenden Fall beträgt der Kettentrommeldurchmesser 2' 5³/₈", während für die ⁷/₈" Lastkette an sich ein Durchmesser von i' ₅V₂" genügen würde.

Durch diese Trommel Verstärkung beschränkt sich die Trommellänge für die aufzuwickelnde Kettenstrecke auf 2'.

Wählt man dementsprechend, mit Rücksicht auf die nach innen einspringenden Lageraugen der Trommelwelle in Übereinstimmung mit der Ausführung, Fig. 4, die Breite der Gurtung = 78 cm bei 0,65 cm Blechstärke, und vervollständigt in fernerer Übereinstimmung mit der Ausführung den Gurtungsquerschnitt durch Verstärkungsschienen von 16 cm Breite und 1 cm Dicke, sowie durch Winkeleisen von 7,5 x 7,5 X 0,8 cm zum Anschluss für die Seitenbleche, so ergiebt sich der volle Gurtungsquerschnitt

= 50.7 + 3² + 24,54 = 00 107,2 qcm.

Dieser Querschnitt wird durch 4 Nietlöcher abgeschwächt. Bei 2 cm starken Nieten beträgt der Querschnittsverlust durch die Nietlöcher

/ = 2 . 2 . (1 + 0,8 + 0,65) + 2.2(1+ 0,65) = 16,4 qcm

Der in die Rechnung einzu-setzende Gurtungsquerschnitt ist demnach :

F = Fx —/ = co 91 qcm.

Es is ferner

Q = 9000 kg, a — 630 cm,

G = 5000 kg (schätzungsweise nach einem überschläglichen Konstruktionsentwurf) b — 150 cm, ebenfalls schätzungsweise.

Gestatten wir schliesslich, um die Ungenauigkeiten der Schätzungsannahmen zu berücksichtigen für k nur 550 kg pro qcm, so folgt nach Gleichung 235

= fv 128 cm.

_ 9000.630 + 5000 . 150 X ~    9' • 550 “

In naher Übereinstimmung hiermit zeigt die Ausführung x — 4' = = 125,5 cm.

Berücksichtigt man nachträglich noch die direkte Druckspannung, welche aus dem Eigengewicht des Auslegers und aus der Nutzlast resul-tirt, so ist zu erwägen, dass sich diese Druckwirkung auf die beiden Gurtungen gleichmässig vertheilt. Die Druckgurtung- ist demnach nur zur Aufnahme des halben Gesammtdrucks von

9000 + 5000

= 7000 kg

zu verstärken.

In der Ausführung sind zur Aufnahme dieses Druckes, wie bereits angedeutet, 3 T - Schienen gegen die Innenseite der Druckgurtung genietet. Einfacher würde man der erhöhten Beanspruchung der Druckgurtung durch Verstärkung des an sich schwachen Gurtungsbleches genügen können.

Bezeichnet / die Verstärkungsdicke des Gurtungsbleches, und nehmen wir wieder 550 kg als zulässige Materialbeanspruchung pro qcm an, so muss bei 78 cm Breite der Gurtung der Bedingung genügt werden.

y • 78 • 55° = 7000 / = 00 0,17 cm.

Es würde also unter Beibehaltung der Eckeisen und Gurtungsschienen ein Verstärken des Gurtungsbleches von 0,65 cm auf 0,65 + 0,17

= 0,82 = oj i cm ausreichen , um der doppelten Beanspruchung⁻ durch den indirekten Biegungsdruck und durch den direkten Last- und Eigengewichtsdruck ausreichenden Widerstand zu leisten.

Eine entsprechende Abschwächung der Zuggurtung scheint nicht rathsam, da die Blechstärken schon an sich so schwach sind, dass dieselben durch Rost sonst schnell zerstört werden würden. In der Praxis findet man sogar häufig die Zuggurtung ebenso stark ausgeführt, wie die Druckgurtung, da eine durchweg gleichmässige Materialverwendung für die Werkstatt Vortheile bietet.

In dem vertikal aufsteigenden Schaft des Auslegerrumpfes ändern sich die Biegungsbeanspruchungen nicht, und darf daher die Verjüngung des Querschnitts erst da beginnen, wo sich der Schaft in die Richtung des Auslegerschnabels umbiegt.

Der Auslegerschnabel verjüngt sich, ebenso wie der Krahnfuss gleichförmig nach den Enden zu, sowohl in der Breite, wie in der Höhe. Kontrollirt man die Festigkeitsverhältnisse des Krahnschnabels beispielsweise im Querschnitt AB, Fig. 7, so findet man, falls man die Druckgurtungsversteifung durch die T-Schienen vernachlässigt, für die reine Biegungsbeanspruchung eine Materialspannung von nur 350 kg pro qcm, so dass also bei den vorhandenen Dimensionen hier ein besonderes Versteifen der Druckgurtung zur Aufnahme der direkten Druckkräfte überhaupt überflüssig erscheint.

Bevor der ganze Entwurf endgültig fertig gestellt wird, ist eine annähernd genaue Berechnung des Eigengewichts und der Schwrerpunktslage des Auslegers erforderlich, um sich zu überzeugen, ob die hierfür eingeführten Schätzungswerthe nicht überschritten werden und andererseits auch nicht unverhältnissmässig gross angenommen sind. Nöthigenfalls werden dementsprechend noch Korrekturen des Entwurfs zu bewirken sein.

Im vorliegenden Falle erscheinen die Schätzungswerthe genügend genau, um beibehalten werden zu können.

Berechnung der Lagerwiderstände. Die Horizontaldrucke in den Lagern ermitteln sich, wie bei jeder anderen Krahnkonstruktion, aus dem Gesammtkippmoment.

Bezeichnet H die gleich grossen Horizontalreaktionen der Lager, h den Abstand der Lagermitten,

so ist mit den früheren Bezeichnungen

236.

Qa+ Gb

Der Stützzapfen wird durch den Horizontalschub H auf Biegung, durch das Totalgewicht des vollbelasteten Krahns auf direkten Druck beansprucht, und ist demgemäss, wie in analogen früher behandelten Fällen, auf zusammengesetzte Festigkeit zu berechnen.

Für die Bestimmung des Drehungswiderstandes des Krahnes ist anzunehmen, dass der ganze Horizontalschub H durch zwei benachbarte Wälzungsrollen aufgenommen wird, und der Rollendruck unter der

Voraussetzung zu ermitteln, dass der Ausleger gerade in der ITalbirungs-ebene zwischen zwei Rollen steht.

\ 'S

-v'

¹

Bei Spurscheiben aus Rothguss darf der Spurzapfendruck nur auf I kg pro qmm gesteigert werden.

²

Reuleaux erwähnt im Konstrukteur aus der Praxis den Fall, dass ein 30 Tonnenkrahn, dessen Laufrollenbahn den Bedingungen des Aufkippens entsprach, während der Kopfzapfen nur als Stützzapfen konstruirt war, sich bereits bei 20 Tonnen Belastung aus dem oberen Lager losstreifte und umstürzte.

³

Engineering 1874, S. 274.

⁴

Bezüglich der Berechnung derartiger Krahngerüste siehe die später behandelten Giesserei-krahne von Becker.

Fig. 171.

Setzt man für den Rollendruck so ist bei acht Rollen, Fig. 171,

237.

2 COS 22° 30*    1,848

Bezeichnet r den Radius der Wälzungsrollen in mm,

R den Radius der inneren Wälzungsbahn in mm, f den Koefficienten der wälzenden Reibung (f= 0,5 bis 0,8 mm),

so ist der Wälzungswiderstand an jeder der in Betracht kommenden 4 Rollenberührungsstellen

238.

und das Gesammtmoment des Reibungswiderstandes bezogen auf die Krahndrehachse

Mx = 4 W(R + r)

Ml =

4/ H r 1,848

{R + r)

239.

Bezeichnet ferner q den Radius des Stützzapfens,

V die totale Vertikalpressung des Stützzapfens,

[i den Zapfenreibungskoefficienten (/1 = 0,08), so ist das Reibungsmoment dieses Zapfens infolge des Horizontal- und des Vertikaldrucks

Ist schliesslich K der Kurbeldruck des Drehtriebwerks und / die Kurbelarmlänge,

so bestimmt sich das totale Umsetzungsverhältniss, welches für das konische Räderpaar und die cylindrischen Stirnräder des Drehtriebwerks gewählt werden muss, um die Schwenkung des Krahns zu ermöglichen durch den Werth des Quotienten

241.

Kl

AĄ-j-M₂

Fahrbare Dreli krainie.

Aus der Forderung der Praxis, eine und dieselbe Hebemaschine an verschiedenen Orten benutzen zu können, ist die Konstruktion der fahrbaren Krahne hervorgegangen, die hauptsächlich zum Be- und Entladen von Schiffen und Eisenbahnfahrzeugen Verwendung finden.

Fahrbarer Bahnhofskrahn von Schzvanke.

Auf Taf. 19 ist in Fig. 1 bis 4 ein fahrbarer Bahnhofskrahn veranschaulicht, dessen Konstruktion von Schwanke herrührt.¹) Die gestellten Bedingungen verlangten einen möglichst grossen Lasthub bei begrenzter Höhe der ganzen Maschine. Hieraus ist die Wahl des gekrümmten Fairbairn’schen Blechkastenauslegers hervorgegangen, dessen Vorzüge in dieser Beziehung bereits besprochen sind. Besonders bemerkenswerth ist die Art, wie dieses Konstruktionsprincip für die Anordnung auf einem fahrbaren Wagengestell umgeformt ist. Da die für feststehende Anlagen übliche Verlängerung des gekrümmten Blechträgers nach unten in einen langen vertikalen Fuss, der als Stütze und Drehachse dient, hier nicht zulässig ist, hat Schwanke das System der beweglichen Grundplatte ohne Krahnsäule angenommen. Der Ausleger ist auf einer starken gusseisernen Grundplatte festgenietet, welche um den Mittelpunktszapfen A, Fig. 1, drehbar ist. Uber und unter der Grundplatte liegt im Obertheil des Krahn-wagens ein Kranz von Friktionsrollen BB — Fig. 1, sowie Fig. 3 und 4 im Detail, — welche ein Auf kippen der Grundplatte verhindern, so lange der Krahnwagen selbst nicht umstürzt. Für den unbelasteten Krahn gewährt hierfür das Eigengewicht des Wagens genügende Sicherheit. Um das Drehmoment der Belastung auszugleichen, ist auf der dem Ausleger abgewendeten Seite ein Gegengewicht angeordnet. Der Durchmesser der Rollenkränze ist so gross gewählt, und das Gegengewicht so bestimmt, dass zur Sicherung der Grundplatte gegen Kippen der untere Rollenkranz allein genügen würde, der obere Rollenkranz dagegen nur in Wirksamkeit tritt, wenn die Normalbelastung überschritten wird.

Das Maschinenwerk für die Dreh- und Windenbewegung ist auf dem Rücken des Auslegers in einem besonderen gusseisernen Gestell gelagert.

Für die Krahnarbeiter ist eine Plattform mit hölzernem Bohlenbelag angeordnet, deren Konsolen an den Ausleger angeschlossen sind.

Von der Kurbelwelle wird sowohl die Bewegung der Krahnwinde wie der Antrieb des Krahndrehwerks abgeleitet. Für diesen doppelten Zweck ist die Kurbel welle EE in ihren Lagern verschiebbar und kann je nach der beabsichtigten Kraftableitung in drei verschiedenen Stellungen durch die Falle F festgehalten werden. Am weitesten nach rechts verschoben, Fig. 2, erfolgt der Eingriff der Kegelräder G, während die Stirnräderpaare ^ und Z ausser Eingriff stehen. In dieser Position wirkt die Kurbelwelle daher auf die Welle H und vermittelt durch das Triebrad / die Drehbewegung des Krahns um den Mittelpunktszapfen A. Verschiebt man die Kurbelwelle in die gezeichnete mittlere Stellung, so überträgt sich der Antrieb der Kurbel durch ein doppeltes Zahnrädervorgelege auf die Trommelwelle. In der äussersten Lage links befinden sich die Räderpaare G und L ausser Eingriff und die Winde arbeitet durch den Eingriff der Stirnräderpaare KK mit einfachem Vorgelege. Für beide Vorgelege ist das Umsetzungsverhältniss i : 5 gewählt, und ausserdem, wie ersichtlich, eine lose Rolle in die Lastkette eingehängt. Die Maximalnutzlast ist zu 50 Ctr. angenommen.

Die Bremsscheibe N und das Sperrrad 0 sitzen neben einander auf der Vorgelegewelle Q. Die Sperrklinke P ist um einen Zapfen im Bremshebel drehbar und derartig nach unten verlängert, dass sie durch eine Fussbewegung des Arbeiters ausser Eingriff gebracht werden kann, wenn derselbe den Bremshebel Al in Thätigkeit setzen will, um die Last zu senken.

Die Anordnung des Krahnwagens ergiebt sich aus der Zeichnung ohne weitere Erklärung.

Bezeichnet für die Stabilitätsberechnung des Krahns

G das Gewicht des ganzen, mit der Grundplatte verbundenen beweglichen Obergestells, mit Ausnahme des Gegengewichts, Q das Gewicht des Gegengewichts C,

P die Maximalbelastung des Krahns,

K das Gewicht des Krahnwagens,

und bezeichnet man ferner die Hebelarme, an denen diese Gewichte — bezogen auf die durch den Zapfen A gehende vertikale Mittelachse — wirken,

für G mit g,

„ Q mit q,

„ P mit p,

und schliesslich mit r den Radius des Rollenkranzes, mit s die Schienenspurweite,

so ist zunächst noch zu bemerken, dass der Hebelarm von K = o ist.

Die in fester Verbindung mit einander stehenden Gewichte P, G und Q bedingen ein resultirendes Kräftepaar, dessen Moment das Auf kippen des Krahnobergestells um den Punkt a, Fig. 1, Taf. 19, des äusseren Rollenkranzdurchmessers anstrebt. Dieses Moment ist

M — P[p — r) — G{r —g) — Q(q + r) . . . . 242.

Setzt man nun voraus, dass unter dem Einfluss dieses Drehmomentes wirklich eine Kippbewegung⁻ der Grundplatte eintritt, so würden zwei Rollen des oberen Kranzes, dem Punkte a diametral gegenüber, bei b einen Gegendruck auszuüben haben, dessen Grösse bestimmt wird durch den Werth

. . 243.

P{p '— r) — G (r — g) — Q(g -fl r)

Die beiden dem Punkte a zunächst liegenden Rollen des unteren Kranzes würden alsdann den Gesammtdruck PĄ- 0 + G tragen, und hierdurch sowohl im oberen wie im unteren Rollenkranz sehr bald eine nachtheilige Formveränderung der einzelnen Rollen eintreten.

Die Lastvertheilung muss demnach, wenn irgend möglich, so gewählt werden, dass der hier vorausgesetzte Fall nicht eintritt, d. h. das Kippdrehmoment muss mindestens gleich o, womöglich negativ werden. Dies lässt sich durch passende Vergrösserung des innerhalb gewisser Grenzen beliebig wählbaren Gegengewichts Q erzielen.

Wird der Bedingung genügt

. . 244,

Q(? + r) + G(r — g)> P(p - r) . .

so vertheilt sich der Druck auf die unteren Rollen um so gleichmässiger, und die einzelne Rolle wird um so weniger belastet, je bedeutender der «■ Grössenunterschied der vorstehenden Werthe ausfällt.

In Bezug auf die Stabilität des ganzen Krahnes hinsichtlich seiner freien Aufstellung auf der Schienenbahn, wirkt das Drehmoment der belasteten Maschine um die Schienenunterstützung c, Fig. i, das der unbelasteten Maschine unter der Einwirkung des Gegengewichts um die Schienenunterstützung d als Drehachse.

Die Sicherheit des belasteten Krahnes gegen Kippen ist demnach an die Bedingungsgleichung geknüpft

und gleichzeitig muss für den unbelasteten Krahn die Bedingung erfüllt werden :

. . 246

Eisenbahn- Waggon-Krahn von Elias.

Während die gewöhnlichen fahrbaren Krahne im Betrieb meist ihren Aufstellungsort nur auf verhältnissmässig kurzen Strecken ändern, ändern, fordert der Eisenbahnbetrieb zum Theil auch Krahne, deren Wagen- und Gesammtkonstruktion der Bedingung genügen, in gewöhnlichen Eisenbahnzügen mitgeführt werden zu können, theils um solche Krahne vorübergehend kleineren Stationen zur Verfügung zu stellen, welche nicht mit ausreichenden Hebezeugen ausgestattet sind, theils um dieselben beim Neubau von Strecken oder bei eingetretenen Unglücksfällen schnell zur Stelle zu schaffen. Da die Anforderungen einer statthaften grösseren Fahrgeschwindigkeit in erster Linie eine Ausstattung des Krahnwagens mit Achsenfedern nach Art der sonstigen Eisenbahnfahrzeuge erheischt, bezeichnet man derartige Krahne kurz als Waggonkrahne. Die auf Taf. lg in Fig. 5 und 6 mitgetheilte Konstruktion ist von J. A. Elias entworfen und in den Werkstätten der Atlas-Gesellschaft zu Amsterdam ausgeführt. ² ³)

Aus der Grundplatte des Wagens erhebt sich eine kurze gusseiserne Krahnsäule, auf der in üblicher Weise, von einem Stützzapfen getragen, das bewegliche Krahnobergestell aufgehängt ist. Seitenschwankungen werden durch konische Friktionsrollen , welche auf einer entsprechenden konischen Ringbahn A der Grundplatte laufen , verhindert. Die Krahn-winde ist mit doppeltem Vorgelege ausgestattet und in die Lastkette eine lose Rolle eingehängt. Die Umsetzungsverhältnisse sind so gewählt, dass die Maximallast von 100 Ctr., für welche der ganze Krahn konstruirt ist, durch 3 Arbeiter bewältigt werden kann.

Die grosse Maximallast erfordert ein beträchtliches Gegengewicht. Um durch die Wirkung desselben die Stabilität des unbelasteten Krahnes nicht zu gefährden, ist die Anordnung so getroffen, dass die Gegengewichtswirkung veränderlich ist, d. h. das Gegengewicht besteht aus einem hohlen gusseisernen Kasten D, der sich je nach Bedürfniss mit Steinen oder Eisenstücken beschweren lässt, ausserdem kann aber auch noch der Hebelarm des Gegengewichts durch Verschiebung desselben verändert werden. Zu diesem Zweck ruht das Gegengewicht mit vier Laufrollen auf zwei horizontalen Schienen C, welche einerseits in die gusseisernen Krahnschilde eingesetzt und mit denselben verschraubt, andererseits durch Zugstangen mit dem Kopf der Krahnschilde verbunden sind. Die Verschiebung des Gegengewichts wird durch die zwischen den Laufschienen gelagerte horizontale Schraubenspindel E vermittelt und durch diesen Transportmechanismus gleichzeitig das Gegengewicht in seiner jedesmaligen Stellung festgehalten. Um die Kippsicherheit des Krahnwagens beim Heben der grössten Lasten noch weiter zu erhöhen, sind in demselben eiserne Hülfsträger B verschiebbar angebracht, welche herausgezogen und durch Schwellen abgestützt werden können.''²)

Die Drehbewegung des Krahns wird ohne Räderwerk einfach durch Angriff an die langen Gegengewichtsträger C bewirkt, die für diesen Zweck einen sehr geeigneten Druckarm bilden.

Das Wagengestell ist aus zwei doppel-T-förmigen Längsträgern gebildet, welche durch U-förmige Querträger verbunden sind und zwischen sich die gusseiserne Grundplatte des Krahns aufnehmen. Die Längsfräger sind durch Holzbalkenköpfe verlängert. Eine besondere Bufferanordnung ist nicht gewählt. Die Laufräder, die Achsbuchsen und das zugehörige Feder werk entsprechen den üblichen Anordnungen für Eisenbahnwagen. Bei stärkeren Belastungen des Krahns müssen die Tragfedern durch Holzklötze abgestützt werden, welche man leicht zwischen dieselben und die darüber liegenden Längsträger des Wagens einschieben kann.

Während des Krahntransportes auf der Strecke wird der Ausleger durch Lösung der Zugstangenverbindung gesenkt, ebenso das Gegengewicht möglichst gegen Stosswirkungen beim Fahren gesichert, indem man es mit den Trägern C verschraubt und unter letztere Holzkeile treibt. Willkürliche Drehbewegungen des Krahnobergestells sind ausserdem noch durch Kettenumschlingungen zu verhindern.

Selbstthätige Krahnausbalancirung von Jambillc.

Die Nothwendigkeit, stark belastete fahrbare Krahne mit beweglicher Gegengewichtsanordnung zu versehen, da die Gegengewichtswirkung, welche die Maximallast erfordert, den unbelasteten Krahn umkippen würde, ist mit der Gefahr verbunden, dass es der Willkür des Arbeiters überlassen bleibt, die Gegengewichtslage der jedesmaligen Krahnbelastung anzupassen und beim Anheben und Absetzen der Last richtig zu normiren. Es bleibt daher die Möglichkeit eines Unfalls bei mangelhafter Krahn-bedienung nicht ausgeschlossen. Diese Gefahr hat Jambille, ein fran-zösicher Ingenieur, durch Anordnung einer selbstthätig wirkenden Einstellung des Gegengewichts zu beseitigen gesucht.

Jambille lässt das eine Ende der Lastkette Fig. 172 direkt auf das

Gegengewicht F einwirken, welches auf einer gekrümmt ansteigenden Bahn verschiebbar ist, und Ct führt zu dem Zweck das

-:.g

betreffende von der losen Rolle ablaufende Kettentrum über die Leitrolle C im Auslegerkopf und über die zweite D am Ende der Gegengewichtsbahn. Das andere [

Trum der Lastkette ist in gewöhnlicher Weise über eine Leitrolle A im Ausleger ” auf die Windentrommel B geführt, von der es auf- und abgewickelt wird. Je nach der Grösse der Krahnbelastung, verändert sich die Spannung der Kette, welche auf das Gegengewicht F einwirkt,

Fig. 172.

fr

'"J'

ja

cc

i a

lil    Gr

i

.3.

und dasselbe wird um so weiter auf seiner allmählich immer steiler ansteigenden Bahn hinauf gezogen, während sich gleichzeitig sein horizontaler Abstand von der Krahnsäule um so mehr vergrössert, je schwerer die vom Krahn aufgenommene Last ist. Die Bahnkurve des Gegengewichts ist derart bestimmt, dass für jede Nutzlast durch Veränderung des Gegengewichtsarmes die algebraische Summe der Drehmomente, welche aus der Nutzlast und der Gegengewichtswirkung resultiren, stets = o wird. Beseitigt demnach die Ausführung thatsächlich die Gefahr des Umkippens, so wird dieser Vortheil doch andererseits durch nicht unwesentliche Übelstände erkauft, die einer weiteren Verbreitung der Konstruktion in der Praxis hinderlich sind. Die Anordnung erfordert sehr viel Raum und vergrössert die erforderlichen Kettenlängen beträchtlich, vor allem aber geht für den Lasthub selbst zunächst bei Beginn des Aufwindens stets der ganze Weg verloren, welchen das Gegengewicht durchläuft, da die Last erst den Erdboden verlässt, wenn das Gegengewicht die Gleichgewichtslage erreicht hat. Hieraus folgt ein störender Zeitverlust, der sich beim Absetzen der Last wiederholt.⁴)

Berechnung der Gleichgewichtsbahn.

Bezeichnet

Q die Nutzlast,

a die Krahnausladung von der Krahnmittelachse,

G die Grösse des Gegengewichts,

x den veränderlichen Abstand des Gegengewichtsschwerpunktes von der Krahnmittelachse,

N die Spannung des Kettentrums am Gegengewicht,

« den Neigungswinkel der Gleichgewichtsbahn im Schwerpunkt der Gegengewdchtsstellung,

so lautet die Gleichgewichtsbedingung für die Kippmomente der Nutzlast und des Gegengewichts

247.

Qa — Gx

Vernachlässigt man den geringen Unterschied zwischen der Richtung des Kettenzuges, welcher auf das Gegengewicht wirkt, und der Tangente an die Gegengewichtsbahn in der augenblicklichen Schwerpunktslage des Gegengewichts, so muss die Gewichtskomponente nach der Tangentenrichtung gleich der Spannung des Kettentrums sein:

248.

249.

S — G sin a

Aus Gleichung 247 und 248 folgt:

Q a sin a

Zur Bestimmung von S sind die Reibungswiderstände, welche durch Ketten- und Zapfenreibung an der losen Rolle und den beiden Leitrollen C und D auftreten, zu berücksichtigen. Sieht man von der verschiedenen Umfangsumspannung der drei Rollen ab, so kann man den Widerstands-koefficienten der einzelnen Rollen x, welcher das Verhältniss der Spannung des ablaufenden Trums zur Spannung des auflaufenden angiebt, gleich gross annehmen. Im Mittel ist auf Grund der Rechnungen über Rollen -widerstände

x = 1,044.

Für die in der Figur eingetragenen Spannungsbezeichnungen der einzelnen Kettentrümer ergiebt sich:

<? = Ą + Ą = Vx+i),

ferner

mithin :

250

*² (* -f⁻¹ )

und

x = a x² (x + i ) sin a

. 251.

Bezeichnen wir die Konstante a x² (x-j- 1) mit A so ist

ig"

x — A sin a — A

Weiter folgt

x² T x² tg²a — A² tg²a

und

tg a-

Va² — x²

Legt man die Y-Achse des Koordinatensystems in die Krahndreh-achse, so ist nach den allgemeinen Kurvengesetzen

CO CO

tg a-

mithin

Va*-*:*

Um diese Gleichung für die Integration umzuwandeln, substituiren wir

x — Av und dx — A d v.

252.

Die Gleichgewichtsbahn ist nach einem Kreise gekrümmt, dessen Radius A ist.

Für A gilt der frühere Werth

253.

a x² (x + i )

Vernachlässigt man die Rollen widerstände, so ist für x der Werth i zu setzen und demnach der entsprechende Näherungswerth von A

253 a.

\ i — v²

AV

Dann folgt

A² v . d v

Y A² (t —v²)

Die Integration dieser Gleichung ergiebt

Es war

mithin

=    'A* — x\

also schliesslich

A. = 2 a

Der negative Werth von y lässt erkennen, dass der Kreis seine konvexe Seite dem Erdboden zuwendet. Der Mittelpunkt des Kreises liegt in der Krahnachse, wie auch aus Gleichung 249 ersichtlich, denn hiernach ist der Werth x = 0 an die Bedingung geknüpft, dass sina, d. h. der Neigungswinkel a der Gleichgewichtsbahn, = o ist.

Bei der Ausführung kann man über die Länge der Gleichgewichtsbahn, oder über die Grösse des Gegengewichts beliebig verfügen, unter Erfüllung der Bedingungsgleichung 247

für den Fall, dass Q dem Werthe der Maximalnutzlast entspricht.

Um ein Umstürzen des Krahns bei zufälligen Überlastungen zu hindern, pflegt man an das Ende der Gegengewichtsbahn noch ein kleineres festes Gegengewicht anzuhängen.

Verzichtet man auf eine Ausbalancirung des Obergestells, um die Krahnachse, und sucht nur durch die selbstthätige Ausbalancirung eine vollkommene Sicherung- g-eg-en ein Überkippen des g-anzen Krahns um eine Schienenkante zu erzielen, so ist das Stabilitätsmoment des Krahnwagens mit in Rechnung- zu ziehen. Auch dann bleibt die Gleich-g-ewichtskurve noch ein Kreis, aber die Mittelpunktslag-e und der Radius desselben verändern sich.⁵)

Eine Abänderung des Jambille’schen Systems, derart dass der Kettenzug nicht direkt auf das Gegengewicht ein wirkt, sondern indirekt durch Einschaltung eines Hebelwerks zur Wirkung gelangt, die Gegengewichtseinstellung also schneller erfolgt, findet sich mit den zugehörigen Berechnungen unter den Entwürfen der Studirenden des Polytechnikums zu Carlsruhe.⁶)

Dampf-Dreh kraline.

Krahne mit Dampfbetrieb können entweder durch eine Transmission von einer auch für anderen Kraftbetrieb aufgestellten Dampfmaschine in Thätigkeit gesetzt werden, oder sie erhalten einen selbstständigen Motor.

Der Betrieb von einer Transmission aus erfordert, dass entweder von aussen eine Welle angetrieben wird, welche in der Drehachse des Krahns liegt, und von der dann ohne Beschränkung der Drehbarkeit des Krahnes die motorische Kraft auf das Triebwerk der in das Krahngerüst eingebauten Winde abgeleitet wird. Man kann aber auch die Krahnwinde ausserhalb des Krahng-erüstes aufstellen, und muss alsdann die Last-? kette in der Richtung der Krahndrehachse der Winde zuführen.

anwenden.

Der Transmissionsbetrieb lässt sich mit Vortheil bei Fabrikkrahnen Wir werden später eine derartige Anordnung für einen Giessereikrahn zu berücksichtigen haben.

Krahne mit selbstständiger Dampfmaschine erhalten in der Regel auch einen selbstständigen Dampfkessel, fahrbare Dampfkrahne müssen mit einem solchen ausgestattet werden.

Will man einen vorhandenen stationären Dampfkessel benutzen, so muss in ähnlicher Weise, wie bei den Krahnen mit Transmissionsbetrieb, die Kraftzuleitung — das Dampfrohr -— in die Drehachse des Krahnes verlegt und die Ablenkung zum Motor durch eine Stopfbüchsendichtung mit drehbarem Fortleitungsrohr vermittelt werden.

Die ein-

Die hohen Anlagekosten einer Krahnmaschine mit eigenem Dampfbetrieb drängen ganz besonders dahin, das Arbeitsfeld der Maschine zu vergrössern, um einen möglichst ununterbrochenen Betrieb zu sichern und die Anlage in der vollkommensten Weise ausnutzen zu können. Aus diesem Grunde findet man den Dampfbetrieb am häufigsten auf fahrbare Krahne angewendet, deren Ortsveränderlichkeit die Benutzung des Krahnes an verschiedenen Plätzen gestattet, zelnen Konstruktionstypen, welche im Laufe der Zeit für die fahrbaren Dampfkrahne erfunden sind, gelten im allgemeinen auch als Muster für

solche stationäre Dampfkrahne, deren häufige Benutzung die Anwendung eines selbstständigen Motors rechtfertigt und wünschenswerth erscheinen lässt. Bei all’ diesen Anordnungen findet man den Dampfkessel mit dem übrigen Maschinenwerk gemeinsam auf der drehharen Plattform des Krahns aufgestellt, um einerseits eine vollständig ungehinderte Dampfleitung zwischen Kessel und Motor zu ermöglichen, und um andererseits den Kessel gleichzeitig als Gegengewicht für den belasteten Ausleger auszunutzen.

nur

Durch die nachfolgende Besprechung der fahrbaren Dampfkrahne werden nach dem vorstehenden Hinweis auch gleichzeitig die wichtigsten Konstruktionsformen der stationären Dampfkrahne erledigt, bei denen an Stelle des Wagengestells ein festes Fundament vorhanden ist.

Fahrbarer Dampfkrahn von C. Waltjen & Co. in Bremen.

Ein fahrbarer Dampfkrahn von C. Waltjen & Co. in Bremen ist auf Taf. 20 in Fig. i bis 3 dargestellt.⁷) Die Krahnplattform wird durch einen im Wagengestell befestigten Mittelpunktszapfen L centrirt und läuft auf einem losen Kranz konischer Friktionsrollen NN, deren Achsen sternförmig in eine frei drehbare Hülse des Mittelzapfens eingesetzt sind.

Der Motor, eine Zwillingsdampfmaschine mit Coulissensteuerung, wirkt nur auf die Krahnwinde und auf das Drehwerk. Die Fortbewegung des Krahns muss durch Menschen oder durch Pferde bewirkt werden.

Der Antrieb der Winde und des Drehwerks erfolgt von der Maschinenwelle aus durch Vermittelung von Friktionskuppelungen. Zu dem Zweck sitzt das Triebrad D, welches in das Trommelrad Dx eingreift, lose auf der Kurbelwelle und nimmt an der Bewegung der letzteren nur theil, wenn der auf Feder und Nuth verschiebbare Friktionskegel E in den Hohlkegel des Triebrades eingerückt wird. Löst man die Kuppelung, so wird die aufgewundene Last durch die auf der Trommelwelle sitzende Differentialbremse frei schwebend gehalten, bis eine Lüftung des durch Gewichtsbelastung gespannten Hebels die Last frei giebt.

Die Drehbewegung des Krahns wird von der Maschinenwelle aus durch konisches Räderwendegetriebe abgeleitet. Je nachdem man die durch Feder und Nuth mit der Welle verbundenen Friktionskuppelungen G oder // einrückt, wird das eine oder das andere der auf der Welle lose sitzenden konischen Räder Gx oder Hx gezwungen, an der Rotation theilzunehmen und die Drehung demgemäss rechts- oder linksläufig auf die vertikale Welle/ übertragen, von dieser sodann auf die parallele Vorgelegewelle fortgepflanzt, deren Stirntriebrad M schliesslich das ganze bewegliche Krahnobergestell um das festliegende Zahnrad K im Kreise bewegt. Das Zahnrad K ist auf dem unbeweglichen Mittelzapfen L festgekeilt.

Die vorstehend beschriebene Anordnung der verschiedenen Bewegungen gestattet ununterbrochenen Vorwärtsgang der Dampfmaschine, sowohl während des Lasthebens und Senkens, wie für die Einleitung der

beiden entgegengesetzten Drehbewegungen. Die Friktionskuppelung E wird eingerückt, um die Last zu heben. Bevor noch der Hub vollendet ist, kann bereits die Friktionskuppelung- G oder H in Thätigkeit gesetzt werden, um den Krahn gleichzeitig rechts oder links zu drehen; dann wird E ausgerückt und die Last unter Einwirkung der Bremse niedergelassen, schliesslich die Rückdrehung des Krahns bewirkt. Der Krahnführer hat dabei immer gleichzeitig mehrere Handhebel zu bedienen, welche die einzelnen Bewegungen einleiten und aufheben, und sind selbige daher, wie Fig. 2 zeigt, alle dicht neben einander angeordnet. Der Hebelapparat würde sich etwas vereinfachen lassen, wenn man statt einer gewöhnlichen Differentialbremse, deren Hebel auch während des Lastaufwindens gelüftet werden muss, eine Sperrradbremse anwendet, die nur den Rücklauf der Winde selbstthätig sperrt, während des Aufwindens aber die Aufmerksamkeit des Arbeiters nicht in Anspruch nimmt. Zur Bedienung des Absperrventils und Kessels ist ein zweiter Krahnarbeiter erforderlich. Die Umsteuerung der Dampfmaschine wird nur benutzt, wenn es sich darum handelt, die leere Lastkette abzuwickeln. Für diesen Zweck ist die Coulissensteuerung gewählt, um gleichzeitig für verschiedene Lastgrössen die Maschine mit veränderten Expansionsgraden arbeiten zu lassen. Unter normalen Verhältnissen arbeitet die Maschine mit 60 Pfd. Dampfdruck bei 120 Umdrehungen. Die Cylinder haben 8" Bohrung, die Kolben 12" Hub.

Die Leistung der Maschine befriedigt vollständig. Die Anordnung der Friktionskuppelungen leitet alle Bewegungen so stossfrei ein und hebt sie so stossfrei auf, wie dies bei Hebemaschinen mit Zahnräderbetrieb nur überhaupt irgendwie zu erreichen ist. Die Unabhängigkeit der Bewegungen von einander und der stets ununterbrochene Gang des Motors, der während des Leerganges nur durch Regulirung des Dampfabsperrventils gemässigt wird, steigert die Arbeitsfähigkeit des Krahns ausserordentlich. Dieser Zeitgewinn erscheint so wesentlich, dass der durch den Leerlauf der Maschine verursachte Kohlenmehrverbrauch dagegen zurücksteht. Der Krahn arbeitet meist lange auf derselben Stelle und ist daher die Einwirkung des Motors auf die Fahrbewegung, welche sich nicht ohne wesentliche Komplicirung der ganzen Anordnung her-stellen lässt, nicht geboten.

Der Krahn ist zum Ent- und Beladen von Seeschiffen bestimmt und hat dementsprechend die sehr beträchtliche Ausladung von 24' engl. Als gewöhnliche Maximallast sind 50 Ctr. vorausgesetzt. Es wurde jedoch die Bedingung gestellt, ausnahmsweise auch 100 Ctr. heben zu können. Hierfür reicht die Stabilität und Leistungsfähigkeit des Krahns nicht ohne weiteres aus. Um die Abmessungen der Maschine für diesen Ausnahmefall nicht unnöthig zu vergrössern, haben die Konstrukteure die Anordnung getroffen, dass ein fahrbares Gegengewicht 0, Fig. 3 an den Hauptkrahn-wagen zur Erhöhung der Stabilität desselben bei Belastungen über 50 Ctr. angeschlossen werden kann, welches einerseits durch ein nahezu horizontales Stangenwerk 5 im erforderlichen Abstand gehalten wird, andererseits durch Spannketten V eine geeignete Verbindung mit dem für die gewöhnlichen Fälle als ausreichendes Gegengewicht dienenden Kessel erhält. Um nun ferner auch mit dem Dampfmotor das Doppelte der

23

Ernst, Hebezeuge.

gewöhnlichen Maximallast heben zu können, wird in die Lastkette eine lose Rolle eingehängt. Die Anordnung für die ausnahmsweise Stabilitätserhöhung des Krahns genügt den gestellten Bedingungen, aber es bleibt zu beachten, dass hierdurch nunmehr die Drehbarkeit des Krahns aufgehoben wird. Man kann daher alsdann die aufgewundenen Lasten nur dadurch auf das Quaibollwerk absetzen, dass man die ganze Krahnmaschine zurückschiebt.

Fahrbarer Dampfkrahn von Camille Neustadt.

Ein französischer Dampfkrahn von Camille Neustadt für 5000 kg ist auf Taf. 21 in Fig. 1 bis 3 dargestellt.⁸) Fig. 1 giebt eine Seitenansicht der ganzen Maschine, Fig. 2 in der linken Llälfte einen Vertikalschnitt nach der Richtung CD der Ansicht, in der rechten Hälfte einen Vertikalschnitt nach der Richtung AB. In Fig. 3 ist rechts ein Horizontalschnitt durch die obere Maschine in der Höhe EF, links die Ansicht des Krahnwagens von unten gezeichnet.

Der Krahn empfängt Winde-, Dreh- und Fahrbewegung vom Motor einer Zwillings-Dampfmaschine mit Coulissensteuerung.

Aus dem Wagengestell erhebt sich, wie Fig. 2 am deutlichsten erkennen lässt, eine feste Krahnsäule a, welche das ganze bewegliche Krahn-obergestell abstützt, in ähnlicher Weise, wie dies bei gewöhnlichen freistehenden Uferkrahnen der Fall ist. Die Krahnschilde sind durch einen cylindrischen Mantel b ersetzt, welcher den grössten Theil des Maschinenwerks, vor allem den Motor und das Windenwerk trägt. Dieser Mantel ist unten zu einer Plattform erweitert, in der vorn der Fuss des Auslegers ruht, während hinten, dem Ausleger diametral gegenüber, der Dampfkessel aufgestellt ist. Der Kopf des Auslegers wird durch die Zugstangen c gehalten und der Seitendruck des beweglichen Obergestells durch ein Rollenlager aufgenommen, welches im unteren Theile des Krahnmantels untergebracht ist.

Um die Stabilität des Krahnwagens zu erhöhen, sind die hohlen Räume desselben mit Eisenabfällen gefüllt.

Sämmtliche Bewegungen für den Krahnbetrieb werden von der Kurbelwelle f der Dampfmaschine entnommen, die im oberen Maschinengestell über den vertikalen Cylindern liegt. Durch ein einfaches Zahnradvorgelege g und h wird die Rotation der Kurbelwelle auf die Lastwelle i übertragen. Wie bei allen Krahnen von Neustadt ist auch hier statt einer gewöhnlichen Kettentrommel ein Daumenrad, k, angeordnet und als Lastkette eine Gailesche Gelenkkette benutzt. Die Vortheile dieser Konstruktion hinsichtlich der Beschränkung der Gesammt-Abmessungen des Triebwerks sind in den allgemeinen Erörterungen über Windendispositionen hervorgehoben. Störend wirkt der beschränkte Platz für die Unterbringung des ablaufenden Kettentrums, das im vorliegenden Fall zwischen den Auslegerzugstangen nach dem Kopf des Auslegers zurück-

geleitet wird, Fig. 173, und in das hohle Auslegerrohr eintritt, welches somit als Magazin für die Kette dient. Die Widerstände der Fortleitung des ablaufenden Kettentrums beeinträchtigen nicht unwesentlich den Nutzeffekt der Krahnwinde, ein Übelstand, der sich leicht beseitigen lässt, wenn man unter Beibehaltung des wesentlichen Konstruktionsprincips,

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Fig. 173.

statt der Galle’schen eine einfache kalibrirte Gliederkette anwendet, deren grössere Biegsamkeit ohne Schwierigkeiten eine Ansammlung der Kette direkt unter dem Daumenrad gestatten würde.

Beim Vorwärtsgang der Maschine wird die Lastkette aufgeholt, die Last gehoben. Um die Last zu senken, rückt man das Triebrad g aus dem Eingriff mit dem Trommelrade h aus und regulirt den nunmehr selbstthätig erfolgenden Lastniedergang durch die Bremse.

Die Bremsscheibe / sitzt direkt auf der Lastwelle. Die Regulirung der Bremse wird durch das Handrad in vermittelt.

Da das Gewicht der leeren Lastkette nicht ausreicht, um selbstthätig zurückzusinken, muss das Zurückwinden der unbelasteten Kette durch die Umsteuerung und den Rücklauf der Dampfmaschine bewirkt werden.

Die Bewegung für die Krahndrehung und den Fährbetrieb wird von dem rechten Ende der Kurbelwelle durch ein konisches Rad zunächst auf das Kegelrad n, Fig. 3, übertragen. Dieses ist mit dem Stirnrade p aus einem Stück gegossen und läuft lose auf der horizontalen Zweigwelle o, deren Lage sich durch füg. 2 im Querschnitt am deutlichsten ergiebt. Auf der Welle o ist durch den Handhebel r eine Friktionskuppelung verschiebbar, welche eingerückt, die Rotation des Räderpaares auf die Welle selbst überträgt; letztere vermittelt in einer weiter unten zu besprechenden Weise den Fährbetrieb des Krahnwagens.

Unter der Welle o, parallel zu derselben und gleichfalls an dem drehbaren Krahnmantel gelagert, liegt eine zweite Welle q. Auf dieser sitzt wiederum ein Stirnrad lose beweglich — in der Zeichnung durch p verdeckt — das im Eingriff mit dem darüber liegenden p um seine Welle frei rotirt. Aber auch auf der Welle q ist eine durch den Handhebel s

23*

verstellbare Friktionskuppelung angebracht, deren Einrücken das lose rotirende Stirnrad mit der Welle q derart verbindet, dass diese an der Rotation theilnimmt.

Um nun den Antrieb der Welle q für die Krahndrehung auszunutzen, wird zunächst die Umdrehung derselben durch einen konischen Rädereingriff auf die vertikale Welle t übertragen, ferner von hier durch eine Stirnräderübersetzung die Welle u umgetrieben. Der Eingriff des auf dieser letzten Welle sitzenden Stirnrades in den mit dem Wagengestell fest verschraubten Zahnkranz x zwingt das bewegliche Krahnobergestell zur Drehung um die Krahnsäule.

Eine Umsteuerung der Dampfmaschine kehrt auch die Drehbewegung um. Der Stillstand erfolgt unabhängig von der Dampfmaschine durch die Ausrückung der Friktionskuppelung mittelst des Handhebels

Der Fährbetrieb des Krahnwagens, ist, wie bereits oben angedeutet, von der Welle o abgezweigt. Zu dem Zweck wird die Rotation der Welle o zunächst durch ein konisches Räderpaar nach oben auf die vertikale Welle v übertragen. Diese giebt durch eine Stirnräderübersetzung ihre Bewegung an die Welle w ab, welche in der geometrischen Achse der festen Krahnsäule liegt und durch eine nochmalige konische Räderübersetzung die horizontale Welle/ im Krahnwagengestell umtreibt. Von hier pflanzt sich die Bewegung durch Stirnrädereingriff auf die beiden Vorlegewellen sy und z₂ fort, deren Triebe auf die verzahnten Radkränze der Laufräder einwirken. Die Mittelwelle / des Krahnwagens ist mit Handrädern ausgestattet, um auch den ausser Betrieb gesetzten Krahn leicht durch direkte Einwirkung von Arbeitern transportiren zu können.

Der Wechsel zwischen dem Lastaufwinden und' der darauf folgenden Lastsenkung bedarf bei der vorliegenden Anordnung, wie wir sahen, der Ein- und Ausrückung des Triebrades Da nun dieses Ein- und Ausrücken nicht wohl ohne Gefahr heftiger Stösse und gelegentlicher Zahnbrüche während des Ganges der Dampfmaschine bewerkstelligt werden kann, so macht jeder Wechsel zwischen Lastheben und Senken die Unterbrechung des Motorumlaufs nothwendig. In dieser Hinsicht ist die Anordnung von Friktionskuppelungen, wie wir solche bei der Waltjen’schen Konstruktion fanden, unzweifelhaft der von Neustadt gewählten Ausführung vorzuziehen.

In gleicher Weise wäre es wünschenswerth, die Dreh- und Fahrbewegung des Krahns unabhängig vom Umlauf des Motors durch ein Wendegetriebe umkehren zu können, ohne jedesmal die Dampfmaschine selbst umzusteuern. Dies ist mit Hülfe von Friktionskuppelungen leicht ausführbar, wenn man die Wellen q und o ständig vom Motor aus umtreibt und die Kegelräder der Wellen t und v je mit einem konischen Räderwendegetriebe Zusammenarbeiten lässt, von denen nach Bedürfniss das eine oder das andere Gegenrad mit der Welle gekuppelt wird, gerade wie bei der Ableitung der Drehbewegung für den Waltjen’schen Krahn. Zu beachten ist, dass bei der Waltjen’schen Anordnung für die Abzweigung der Krahndrehbewegung von der Haupt welle 3 Umsetzungen ausreichen, im vorliegenden Fall deren 5 vorhanden sind. Ganz be-sonders verwickelt wird aber das Maschinenwerk noch durch die Einfügung- der Getriebe für die Fahrbewegung.

Der Krahn war auf der Pariser Weltausstellung 1867 von der Compagnie Beige ausgestellt.

Fahrbarer Dampf kr ahn von Gebrüder Schultz in Mainz.

Fig. i Taf. 22 giebt die Seitenansicht eines Krahns von Gebrüder Schultz in Mainz, Fig. 2 einen vertikalen Querschnitt zwischen Maschine und Kessel, P'ig. 3 einen Horizontalschnitt durch Windentrommel und Kurbelwellenlager, Fig. 4 einen vertikalen Längsschnitt.⁹)

Der Krahn ist entsprechend der Waltjen’schen Anordnung auf freier Plattform aufgebaut, welche auf einem Friktionsrollenkranz läuft und durch einen Zapfen centrirt wird. Das treibende Maschinenwerk und das Windenwerk ist in zwei gusseisernen Böcken auf der Plattform gelagert. Dieselben nehmen den Auslegerfuss, sowie die Zugstangen des Auslegerkopfes auf und sind andererseits mit dem Dampfkessel verankert, der in üblicher Weise als nutzbares Gegengewicht für den belasteten Ausleger auf dem am weitesten auskragenden Theil der Plattform Aufstellung gefunden hat.

Abweichend von der sonst gebräuchlichen Anordnung sind die Dampf-cylinder der Zwillingsmaschine hier oberhalb der Kurbelwelle angebracht und finden ihre Befestigung an einem gusseisernen Querbalken, welcher die Köpfe der beiden Maschinenböcke verbindet. Die Ableitungen der drei Bewegungen für den Windenbetrieb, die Krahndrehung und die Fahrbewegung sind so angeordnet, dass der Richtungswechsel dieser drei Bewegungen ein jedesmaliges Umsteuern des Motors voraussetzt.

Für die Umsteuerung der Dampfmaschine ist die ältere, sehr einfache Konstruktion gewählt, die Excenter der Dampfvertheilungsschieber für jeden Bewegungswechsel einfach um 180⁰ weniger dem doppelten Voreilungswinkel herumzu werfen. Zu dem Zweck sitzen die beiden Excenter auf einer gemeinsamen gusseisernen Büchse BB} Fig. 2 u. 3, welche lose auf der Kurbelwelle AA nur durch einen Mitnehmer zur Theilnahme an der Drehbewegung gezwungen und vor- oder rückwärts mitgeführt wird, je nachdem man durch ein Ilandrad die Umstellung der Büchse, und damit die Verschiebung der Excenter bewirkt.

Dieser Anordnung dürfte die umgestaltete Ausführung des Grund-princips derartiger Umsteuerungen unbedingt vorzuziehen sein, welche Appleby Brothers in London bei ihren Dampfkrahnen anwenden. Wir haben die Appleby’sche Steuerung unter den Dampfwinden S. 242 erörtert.

Der Umtrieb der Trommelwelle erfolgt durch direkten Eingriff des Triebrades D in das Trommelrad. Für den Lastniedergang zieht man zunächst die Backenbremse durch das Handrad E fest, rückt alsdann das Triebrad aus und lüftet nunmehr die Bremsbacken GG so weit wie erforderlich. Die Bremsscheibe // ist, wie aus Fig. 3 ersichtlich, mit dem Trommelrade verschraubt. Die Drehung des Handrades E wirkt auf die bei F gelagerte Schraube und verstellt hierdurch das Bremshebel werk.

Die Drehbewegung⁻ des Krahns wird von der Kurbelwelle A aus durch die Riemscheibe / vermittelt. Dieselbe sitzt an sich lose auf der

Maschinenwelle und muss daher zunächst durch Umlegen des Handhebels K in die auf dem Kopf der Welle sitzende Zahnkuppelung eingerückt werden, für deren Eingriff die Riemscheibennabe mit korrespondirenden Zahnklauen ausgestattet ist. Der Riementrieb pflanzt die Bewegung auf die Riemscheibe L fort. Durch konische Räderübersetzung nimmt die Welle M an der Rotation theil und zwingt das kleine konische Rad N sich in dem darüber liegenden O abzuwälzen, welches durch die Kuppelungsbolzen R fest mit dem Krahnwagengestell verbunden ist und daher nicht auszuweichen vermag. Auf diese Weise wird das ganze Krahn-obergestell im Kreise um den die Plattform centrirenden Mittelzapfen P bewegt.

Die Fahrbewegung des Krahns wird direkt aus der Transmission der für die Drehung angeordneten Betriebstheile abgeleitet. Sobald man nämlich den Kupp'elungsbolzen R aushebt, fällt die Hinderung der Drehbewegung des Rades 0 fort. Statt dass sich der Krahn dreht, wird nunmehr das frei bewegliche Rad 0 in Umdrehung versetzt, damit die Welle A und schliesslich durch zwei weitere konische Räderübersetzungen TT und UU, die eine der beiden Laufradachsen V angetrieben.

Die Anordnung zeigt einen Theil der Ubelstände, welche bei der früher besprochenen Neustadt’schen Konstruktion hervorgehoben sind. Zwischen jedem Lasthub und Lastniedergang muss die Dampfmaschine angehalten werden, um das Triebrad D ein- oder auszurücken. Diese Ausrückung lässt sich im belasteten Zustande nur vornehmen, nachdem die Bremse zuvor angezogen ist, da sonst die Last stürzt. Die Bedienung würde sich beim Krahn von Neustadt, wie bei dem vorliegenden der Gebrüder Schultz vereinfachen, sobald man an Stelle der gewöhnlichen Bremse eine Sperrradbremse an wendet, welche die rückläufige Bewegung der Trommelwelle selbstthätig hindert und nur während der Lastsenkung durch den Krahnarbeiter gelüftet zu werden braucht.

Die Ausrückung des Triebrades ist ferner zu bewirken, bevor der Krahn gedreht oder gefahren wird, da sonst das Windenwerk mitläuft und eine Ausrückung desselben während des Ganges nicht möglich ist. Jede Umkehr der Dreh- und Fahrbewegung, sowie das Niederwinden der leeren Lastkette, erfordert eine Umsteuerung des Motors. Die gewählte Umsteuerung entbehrt die Vortheile veränderlicher Expansion.

Dagegen ist die Art, wie Dreh- und Fahrbewegung des Krahns durch eine fortlaufende Transmission aus einander abgeleitet sind, eine neue, interessante und vereinfachende Lösung dieser Konstruktionsaufgabe, welche bei der Neustadt’schen Ausführung wesentlich verwickelter erscheint. Wünschenswerth dürfte eine Vorkehrung sein, um während der Fahrbewegung willkürliche Drehbewegungen des Krahns, welche die Anordnung des Betriebes nicht ausschliesst, zu verhindern.

Unter allen Umständen macht die Einschaltung des Fährbetriebes in die Krahnkonstruktion die Gesammtanordnung nicht unwesentlich schwieriger, und es ist darum in jedem einzelnen Fall wohl zu überlegen, ob die örtlichen Verhältnisse thatsächlich einen Maschinenfahrbetrieb

nothwendig erscheinen lassen, oder ob nicht der Transport durch Pferde und durch Arbeiter den Bedürfnissen genügt.

Fahrbarer Davipfkrahn von Appleby Brothers in London.

Fig. 174 giebt die perspektivische Skizze eines fahrbaren Dampfkrahnes aus der bekannten Fabrik von Appleby Brothers in London. Die

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Fig. 174.

Zeichnung veranschaulicht die Gesammtdisposition der Gerüstanordnung. Der Krahn ist ohne Stützsäule ausgeführt und die drehbare Platte, auf welcher der Kessel, die Dampfwinde und der Ausleger stehen, wird durch Laufrollen getragen, deren Kreisbahn auf der Wagenplattform liegt.

Den Motor bildet eine Zwillingsdampfmaschine mit geneigten Cylin-dern, von deren Kurbelwelle sämmtliche Bewegungen für den Antrieb der Winde, des Krahndrehwerks, der Veränderung der Auslegerneigung und des Fährbetriebes abgezweigt werden.

Für die Ein- und Ausschaltung der bezüglichen einzelnen Triebwerke sind vier Handhebel vorhanden, die auf entsprechende Wendegetriebe einwirken, während der fünfte Handhebel den Umsteuerungsmechanismus des Dampfmotors beherrscht.

Die Umsteuerung, welche Appleby bei seinen Dampfkrahnen anwendet, ist früher S. 242 erörtert.

Über die Art, wie die einzelnen Triebwerke von der Hauptwelle abgeleitet werden können, geben die vorher besprochenen Konstruktionen von Waltjen, Neustadt und Schultz den erforderlichen Anhalt. Hervorzuheben ist hier nur noch das bereits erwähnte besondere Triebwerk für

die Veränderung der Auslegerneigung, durch welche man, allerdings auf Kosten der freien Hubhöhe, die Krahnausladung vergrössern kann.

Die Auslegerzugstangen sind zu dem Zweck nicht direkt am Maschinengestell befestigt, sondern können durch den Kettenanschluss verlängert oder verkürzt werden. Im Kopf des Maschinengerüstes liegt ein besonderes kleines Windenwerk mit selbstsperrendem Schneckenantrieb, durch dessen Win den trommel die Auslegerzugketten je nach Belieben auf- oder abgehaspelt werden.

Wippkrahne.

Die Veränderlichkeit der Auslegerneigung, welche die Wippkrahne charakterisirt und bei dieser Krahngattung das Mittel bildet, die aufgewundenen Lasten horizontal in der unveränderlichen Vertikal ebene des Auslegers zu versetzen, bedingt ausser der Lastwinde eine zweite Winde zum Heben und Senken des belasteten Auslegers, deren Kette an den Kopf desselben angreift und eine feste Zugstangenverbindung für die Sicherung der Auslegerstellung ersetzt.

Mastenkrahn für Woolwich.

Die allgemeine Anordnung einer derartigen Krahnanlage, wie sie in Woolwich zum Bemasten und Montiren grosser Seeschiffe ausgeführt ist, veranschaulicht die Skizze Fig. 175.¹⁰)

Die Lastwinde und die Auslegerwinde sind getrennt aufgestellt, und ebenso, wie das Lager für den Fusszapfen des Auslegers, direkt mit dem Fundament verankert. Zur Sicherung des mächtigen Krahnauslegers bei Sturmwind ist auf der Vorderseite eine Gegenkette angebracht, um ein Umschlagen des Krahns nach hinten zu verhindern und die Schwankungen der langen Strebe bei Windstössen abzuschwächen. Diese Kette wird in allen Auslegerpositionen etwas gespannt gehalten und erfordert daher die Aufstellung einer dritten Winde, welche die Sicherheitskette je nach Bedürfniss beim Heben und Senken des Auslegers verkürzt oder verlängert. Der Ausleger wird zur Erzielung der erforderlichen Festigkeit aus zwei konvergirenden Säulen hergestellt, deren Neigung gegen einander so gewählt ist, dass die Fussenden doppelt so weit von einander abstehen, wie die Köpfe. Letztere werden durch ein gemeinsames Querhaupt verbunden. Die Auslegerfüsse sind mit Kugellagern auszurüsten. Je nach der Grösse der Beanspruchung werden die Auslegersäulen aus Holz oder aus genieteten Blechrohren hergestellt.

Die Lastwinde ist nur mit Rücksicht auf die zu hebende Maximallast zu konstruiren. Die Maximalbeanspruchung der Auslegerwinde ist dagegen von dem Maximalmoment des belasteten Auslegers abhängig, das für die tiefste Stellung desselben auftritt.

Bezeichnet Q die Nutzlast,

G das Eigengewicht des Auslegers, l die Länge des Auslegers,

a den Neigungswinkel des Auslegers gegen die Vertikale, ß den Winkel zwischen Ausleger und Auslegerwindenkette, Z die Spannung der Auslegerwindenkette,

so ist

Q l sin G l- sin a = Z l sin ß

. . 254.

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§ Spannvrinde

Fig. 175-

Der Kettenzug Z, welcher als Lastwiderstand für die Auslegerwinde wirkt, ist, wie der vorstehende Werth zeigt, von den veränderlichen Winkelgrössen a und ß abhängig. Z erreicht, wie bereits bemerkt, in jedem einzelnen Konstruktionsfall für die tiefste Auslegerstellung seinen Maximalwerth, denn für diese Stellung nimmt a den relativ grössten und ß seinen relativ kleinsten Werth an.

Will man bei der Konstruktion der Winde die Veränderlichkeit des Widerstandes dahin berücksichtigen, dass die verfügbare Arbeitskraft trotzdem gleichmässig ausgenutzt wird, d. h. der Kurbeldruck während des Aufwindens des Auslegers konstant bleibt, so muss man eine Ketten-trommel von konoidischer Form anwenden, deren Radius für die einzelnen Kettenwindungen in eben dem Masse wächst, wie die Spannung der Kette abnimmt. Meist begnügt man sich mit der Ausführung einer einfachen cylindrischen Trommel.

Zur Berechnung des Drucks im Ausleger führen wir noch nachfolgende Bezeichnungen ein:

Es sei

D der Druck in der Mittellinie des Auslegers,

G das Eigengewicht des Auslegers,

S die Spannung der Lastkette hinter dem Ausleger, y der Winkel zwischen Lastkettentrum und Mittellinie des Auslegers,

so ist, wenn man wiederum von der Spannung der Sicherheitskette absieht, nach den allgemeinen Gleichgewichtsbedingungen für eine durch den Punkt O gelegte Momentenachse

Dl cos asm a = G \ sina T SI cos a sin {a -f- y) + ZI cosa sin (a -{- ß),

mithin D —

G    S sin (a -j- y) Z sin (« T ß)

2 cos cc '    sina    sina ’

oder nach Einsetzung des obigen Werthes für Z,

G__i S sin {a + y)

2 cosa '    sina

(ö + ~y) sin (« -j- ß)

sin ß

. . 255-

Bei der Auswerthung dieser Gleichung, deren Maximalwerth zu berücksichtigen ist, lässt sich G zunächst nur schätzungsweise einführen, und es bedarf daher nöthigenfalls später noch einer Korrekturrechnung. Der Werth von S' bestimmt sich aus der Flaschenzuganordnung die zur Kraftumsetzung eingeschaltet ist. Annähernd würde bei n Rollen S = ~ sein.

Die Erhöhung der Spannung durch die Rollenwiderstände ergiebt sich aus der Tabelle für den Wirkungsgrad der Kettenrollenflaschenzüge S. 41.

Zu beachten bleibt schliesslich noch, dass sich der Auslegerdruck D nach den Richtungen der beiden Auslegersäulen in zwei Komponenten zerlegt, deren jede

¹

Zeichnung und Notizen über die Krahnkonstruktion sind der Zeitschrift des Vereins deutscher Ingenieure, Band V ( 1861) S. 229 entnommen.

²

Die Zeichnungen sind dem Handbuch für specielle Eisenbahntechnik von Heusinger von Waldegg, Band IV Seite 90 entnommen. Auf den rheinischen und westfälischen Bahnen sind meist fahrbare Krahne aus der Fabrik von van der Zypen u. Charlier in Deutz verbreitet. Eine ältere Konstruktion aus dieser Fabrik ist in der Sammlung von Zeichnungen für die Hütte 1864, Taf. 35 veröffentlicht.

³

Statt dieser Anordnung wendet man auch vielfach Zangen an, welche den Krahn-wagen an den Schienen festklammern. Dies Verfahren ist einfacher, aber freilich auch nicht ohne Gefahr und nachtheilige Einwirkung auf die Schienenbefestigung.

⁴

Die Jambille’sche Anordnung war auf der Pariser Ausstellung 1867 vertreten. Yergl. Oppermann’s Visite d’un ingénieur a l’exposition universelle de 1867 Seite 383. Eine Krahn-ausfiihrung nach demselben Princip findet sich in Armengaud, Publication industrielle vol. 26, S. II5. Taf. u.

⁵

Vergl. Weiss, die Form der Gegengewichtsbalrn des fahrbaren Krahns mit selbstthätiger Ausbalancirung. Zeitschrift des Architekten- und Ingenieur-Vereins zu Hannover 1873, S. 62.

⁶

) Hart, Hebemaschinen, Karlsruhe T876, S. 65.

⁷

Zeichnung und Notizen für diesen Krahn sind der Abhandlung von J. Dalmann. „Der Hafen von Hamburg-Altona“, Zeitschrift für Bauwesen 1868 entnommen.

⁸

Die Zeichnungen sind dem Werke von Armengaud „Les progrès de l’industrie vol. 2 planches 17 u. 18 entnommen.

⁹

Siehe Verhandlungen des Vereins zur Beförderung des Gewerbefleisses in Preussen 1870, S. 94, Taf. IV u. V.

¹⁰

Vergl. Vorträge über Maschinenbaukunde von Reuleaux 1868.

Dt

256

2 cos-

ist, falls ô den Winkel bezeichnet, den die Auslegersäulenrichtungen mit einander bilden.

Statt das Zweifussgestell eines Scherenkrahnes durch eine Zugkette zu heben und zu senken und hierdurch die Horizontalversetzung der Last zu bewirken, kann man auch eine dritte bewegliche Stütze anwenden, durch welche der Krahnbock in ein Dreibein verwandelt wird, dessen

Ständer sowohl oben in einem gemeinsamen Traversengelenk zusammen-stossen, wie unten mit den Füssen beweglich gelagert sind.

) In all’ diesen F'ällen findet sich also eine Vermittelung der Krahnwippbewe-

**

Die Wippbewegung findet sich bei solcher Anordnung des Krahn-gestells in verschiedener Weise vermittelt. Entweder wird der Fuss des Hinterbeines, welches die Zugkette ersetzt, in gerader oder geneigter Bahn durch eine Schraubenspindel verschoben*), oder man ordnet die Bewegungsschraube so an, dass dieselbe direkt die untere Strecke des Krahnhinterbeines bildet und durch Ein- und Ausschrauben eine Verkürzung oder Verlängerung* dieses Beines gestattet, um die Ausladung der vorderen Wippbäume in geeigneter Weise für die Horizontalversetzung der Last zu verändern, direkt wirkende Schraubenspindel zur gung eingeschaltet.

Das System der dreifüssigen Wippkrahne bietet den zweifüssigen gegenüber den Vortheil, dass die Sicherheitskette fortfällt, welche ein Umschlagen des Krahns nach hinten verhindert, und dass ferner die Wippbewegung zur Horizontalversetzung der Last günstiger für die ganze Krahnanlage ausgenutzt werden kann, da die Einschaltung eines dritten Stützfusses gestattet, die vorderen Wippbäume unter Überschreitung der vertikalen Stellung auch nach hinten umzulegen.

Die Beanspruchung des Flinterbeines solcher Scherenkrahne wechselt alsdann selbstverständlich, je nach der Lage der Wippbäume zwischen einer Maximal-Zug- und einer Maximal-Druckbelastung, welche aus der Zerlegung der aufgewundenen Last in die Richtungen der drei Krahn-füsse bei den Endstellungen der Wippbewegung hervorgehen. Hierauf ist bei der Wahl der Querschnittsdimensionen für die Scherenbäume Rücksicht zu nehmen.

Wir werden eine derartige Konstruktion bei der Besprechung der Schraubenwinden erörtern.

Wipp kr ahn für 160 Ctr. Maximallast, von Wöhlcrt in Berlin.

Die auf Tafel 23 in F'ig. 1 bis 5 dargestellte Konstruktion veranschaulicht eine Vereinigung ^ des Wipp- und Drehkrahn- ; systems. ***) Der Krahn ist dementsprechend mit drehbarer Säule und mit verstell- 4 barer Auslegerneigung kon-struirt. Die vertikale Stellung der aus 2 mit einander verspannten Balken gebildeten Krahnsäule wird durch zwei hölzerne Streben gesichert, die vom Kopf der Krahn-

- Fig. 176.

*) Siehe Scherenkrahn von Pola, Exkursionsbericht von Riedler, Skizze 70, ferner Scherenkrahn auf dem Steinwärder bei Hamburg, Rühlmann, Allgemeine Maschinenlehre IV. Band S. 488, schliesslich Scherenkrahn von Clark, Exkursionsbericht von Riedler, Skizze71. **) Scherenkrahn von Waltjen in Bremen, Abschnitt IV, Schraubenwinden.

*) Ausführliche Konstruktionszeichnungen dieses Krahns finden sich in Wiebe’s Skizzenbuch, lieft II Blatt 3 und 4, welcher Quelle die zusammengestellte Darstellung entnommen ist.

säule schräg nach unten auseinanderlaufen, wie die kleine perspektivische Skizze Fig. 176, S. 363 veranschaulicht. Da die Strebenrichtungen im Grundriss einen Winkel von 90⁰ mit einander bilden, bleibt für die Krahndrehung ein Winkel von etwa 250 ⁰ frei.

Der schmiedeeiserne Beschlag für die Verbindung der Strebenköpfe bildet auch gleichzeitig das Lager für den Kopfzapfen der Krahn-säule, Fig. 4 Taf. 23. Die Strebenfüsse sind in gusseiserne Schuhe eingelassen, die ihrerseits wieder auf hölzernen Schwellen stehen, welche eine Verbindung zwischen den Strebenschuhen und dem Krahnfuss-lager herstellen. Das Aufkippen des Krahnes wird durch eine Verankerung der Strebenschuhe mit dem Fundament verhindert. Der Aus-legerfuss ist um einen Gabelzapfen drehbar , dessen Scharnier am Fuss der Krahnsäule sitzt.

Die Lastkette und die Auslegerzugkette, in welche je eine lose Rolle eingeschaltet ist, laufen über zwei Leitrollen im Kopf der Krahnsäule nach getrennten Windentrommeln, für die man ein gemeinsames Räderwerk in geschickter Weise so angeordnet hat, dass der Antrieb der Trommel für die Auslegerkette von der Trommel welle der direkten Last win de aus erfolgt.

Der Antrieb der Kurbelwelle wird durch ein doppeltes Vorgelege mit den Räderpaaren N'N und O'O der Lasttrommel 5 mitgetheilt. Auf der Welle dieser Trommel sitzt das Zahnrad Pt lose, und es wirkt daher zunächst der Kurbelantrieb nur auf das direkte Aufwinden der Last.

Durch Einrücken der auf das Ende der Trommelwelle aufgesetzten Zahnkuppelung hx, welche durch Feder und Nuth mit der Welle verbunden ist und mit der Nabe des Zahnrades P‘ in Eingriff tritt, wird dieses Zahnrad mit der Welle gekuppelt. Die Antriebbewegung⁻ der Winde pflanzt sich nunmehr durch den Eingriff der Räder Pl und P auch auf die Trommel T fort. Hierdurch wird die Auslegerzugkette aufgeholt und die Horizontalbewegung der Last vermittelt. Sobald die gewünschte Horizontalversetzung der Last erreicht ist, stützt man die Auslegerwinde durch eine in das Zahnrad P eingreifende Sperrklinke ab und kann alsdann nach Ausrückung der Kuppelung, die Last beliebig weiter heben oder senken.

In der ausgeführten Konstruktion ist für das gemeinsame Triebwerk der Doppelwinde nur eine Bremsscheibe vorhanden. Eine Doppelanordnung dürfte empfehlenswerth sein, um sowohl den Ausleger, wie die Last unabhängig von einander senken zu können. Auch hier liegen im übrigen die Verhältnisse so , dass die Anwendung von Sperrradbremsen ganz besonders empfehlenswerth scheint, um jederzeit sicher zu sein, dass während des Ausrückens der Kuppelung das Auslegertriebwerk auch wirklich abgestützt ist. Versäumt der Arbeiter bei der gewählten Anordnung das Einlegen der Sperrklinke in das Rad P vor dem Ausrücken der Kuppelung, so stürzt der Ausleger sammt der aufgewundenen Last zur Erde. Zu bemerken ist noch, dass in üblicher Weise die Kurbel welle zur Ausschaltung eines Vorgeleges in ihren Lagern verschiebbar ist, so dass für kleinere Lasten der Antrieb der direkten Last winde auf ein einfaches Vorgelege beschränkt werden kann und die Ausleger winde mit doppeltem Vorgelege arbeitet, während

sich sonst der Antrieb für dieselbe durch drei Vorgelege fortpflanzt. Die Wahl der konoidischen Form für die Trommel der Auslegerwinde ist früher begründet. Bezüglich der erforderlichen Rechnungen geben die Entwickelungen der Formeln 254 und 255 genügenden Anhalt.

Senkwippe für Kohlenwagen.

Zu den Wippkrahnen gehören schliesslich auch noch die in England mit dem Namen Drops bezeichneten Vorrichtungen, durch welche Kohlenwagen zum Zweck der Entleerung in Seeschiffe von der Quaibahn zum Schiff hinabgesenkt werden. Die Skizze einer solchen neueren Ausführungen entsprechenden Anlage ist in Fig. 177 bis 179 dargestellt.¹)

Das Maschinenwerk ist in einem hölzernen Thurm untergebracht, dessen steinerner Pfeilerunterbau sich an die Quaibahn für die Anfahrt der Kohlenwagen anschliesst. Die Wagen werden, nachdem sie durch eine Drehscheibe gewendet sind, auf den Altan und von hier auf die schwebende Förderschale geschoben, welche, wie Figur 179 erkennen lässt, an dem Querhaupt eines scherenförmigen Wippbaums hängt und mit diesem auf- und niedersteigt. Die Konsollager für die Drehachse des Wippbaums sind mit dem Quaimauerwerk verankert.

Für die Senk-

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Fig. 177.

Fig. 178.

Fig. 179.

bewegung des Wippbaums wirkt die Belastung der Förderschale als motorische Kraft, das Zurückschwingen der Wippe nach erfolgter Ent-

leerung des Wagens wird durch die Einwirkung eines Gegengewichts vermittelt. Die abwechselnde Wirkung ist durch eine gemeinsame Welle A Fig. 178 mit drei Trommeln a, b und c erzielt. Die beiden äusseren Trommeln a und c nehmen die Drahtgurte auf, welche an die Kopftra-des Wippbaums angeschlossen sind, um diesen zu senken und zurückzuholen; auf die mittlere Trommel, von gleicher Grösse mit den beiden anderen, wickelt sich der Gurt für die Gegengewichtsbelastung.

verse

gungen.

Die mit I bezeichneten Rollen sind Leitrollen für die Wippbaumgurte, II ist die entsprechende Leitrolle für den Gegengewichtsgurt. Auf der Hauptwelle A sitzt eine Bremsscheibe B zur Regulirung der Bewe-Die Bremse ist als Differential-Lösungsbremse konstruirt.

Da die Spannung der Wippbaumgurte infolge der Yergrösserung des statischen Momentes der Last während der Senkbewegung kontinuirlich wächst, ist eine entsprechende Vergrösserung der Gegengewichtswirkung wünschenswerth, um das Reguliren der Bewegung durch eine möglichst gleichmässige Handhabung des Bremshebels zu erleichtern. Die Veränderlichkeit des Gegengewichts ist hier durch die Anwendung einer Poncelet’schen Doppelkette vermittelt. Die Enden dieser Belastungsketten sind, wie in Fig. 177 angedeutet, einerseits in den Punkten FF befestigt, andererseits an eine Traverse angeschlossen, welche mit dem Gegengewichtsgurt auf- und niedersteigt. In der tiefsten Stellung der Traverse wird das ganze Gewicht der Ketten durch die Befestigungspunkte F aufgenommen, bei der höchsten Traversenstellung wirkt umgekehrt das ganze Kettengewicht als Belastung auf die Traverse. In den Zwischenstellungen erfolgt somit, je nachdem sich der tragende Gurt auf- oder abwickelt, eine zu- oder eine abnehmende Gegengewichtsbelastung, die zur Ausgleichung der veränderlichen Wippbaumwirkungen dienen kann.

Bezeichnet Q das Gewicht der Wagenbelastung,

W das Eigengewicht des Wagens und der Förderschale, G das Eigengewicht des Wippbaums,

/ die Wippbaumlänge,

^ den Abstand des Wippbaumschwerpunktes von der Drehachse (n annähernd = 2),

Zx die Spannung in den Wippbaumgurten beim Senken mit vollbelasteter Förderschale,

Z₂ die Spannung in den Wippbaumgurten beim Zurückschwängen mit entleertem Wagen,

so ist, falls man die Leitrolle I so anbringt, dass ihr Scheitelpunkt in den Endpunkt der vertikalen Wippbaumstellung fällt, für eine Abweichung des Wippbaums um den Winkel a aus der Vertikalen nach Fig. 180, S. 367

Z, lcosĄ- = (Q+W)l sin a -f G — sin «,

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§ 11'

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und dem entsprechend

258.

Z,= 2(W+^)sin^ .

Da die Wippbaumgurtspannungen beim Auf-und Nied ersteigen für denselben Ausschlagwinkel verschieden sind, lässt sich eine vollkommene Ausbalancirung durch das veränderliche Gegengewicht der Poncelet’schen Kette nicht ermöglichen, und man muss sich darauf beschränken, das Gegengewicht so zu bestimmen, dass es jedesmal dem arithmetischen Mittel aus den beiden verschiedenen

Werthen entspricht, d. h. = Zx bleibt hierdurch der erforderliche motorische Antrieb für die Bewegungen der Senkwippe gesichert.

Bezeichnet man mit h die Länge jeder der beiden Gegengewichtsketten,

mit y das Gewicht der Längeneinheit derselben, mit x die Kettentrumlänge vom Aufhängungspunkte F bis zum tiefsten Punkt der Kettenlinien beim Ausschlagwinkel a des Wippbaums,

so ist die Länge der Belastungsstrecken, welche auf die Gurtspannung wirken h — x, und demnach die dem Ausschlagwinkel a entsprechende Gegengewichtsbelastung durch beide Kettentrümer

wird. Es

//

A.

Fig. i8o.

nV \ PW I

2 y (Ji — x).

Es ist daher zur Erzielung einer mittleren Ausbalancirung der Bedingung Genüge zu leisten

2 y (k — x) =

Zt + Z* _

(Q+2 W+^)sin f .

. . 259.

Setzt man als theoretische Grenzlagen des Wippbaumes die vertikale und die horizontale Position voraus — in der praktischen Ausführung wird sich der Wippbaum thatsächlich nur innerhalb eines etwas kleineren Ausschlagwinkels bewegen — und bestimmt die Länge der Gegengewichtsketten und die Gurtlänge so, dass für cc = o, x — h wird, d. h. die ganze Kettenlänge an den Befestigungspunkten F hängt, und für a — QO° x — o wird, d. h. die ganze Kettenlänge nach oben gezogen ist, so ergiebt sich, bei gleichen Trommeldurchmessern, für den Gegengewichtsgurt und für die Wippbaumgurte

zh — 2 lsin 45°

260,

h — 0,707 l

denn die Gesammtverkürzung des Gegenwichtsgurtes beträgt unter den gemachten Annahmen 2 h, und andererseits muss sich bei gleichen Trommeldurchmessern dieselbe Gurtlänge von den Wippbaumtrommeln abwickeln, welche sich auf die Gegengewichtstrommel aufwindet.

Für x = o folgt aus Gleichung 259 für den gleichzeitigen Werth a = 90°

r = {Q +2

mithin schliesslich

Q+zW+t?

261.

r=d+^+f) 7

Die Poncelet’sche Kette wird zur bequemen Erzielung des geforderten Gewichtes mit gusseisernen Laschenklötzen nach Art der Gelenkketten ausgeführt.

Der motorische Antrieb der Bremswelle, welcher durch die Bremse vernichtet werden muss, ist im Umfange der Gurttrommeln gleich der Differenz aus der gleichzeitigen Spannung der Wippbaumgurte und der Spannung des Gegengewichtsgurtes.

Für a — 90⁰ folgt aus Gleichung 257

Zx

max

2(0 + ^+^) sin 45⁰ = 2 (ß + W+ 0,707

Für dieselbe Auslegerstellung bestimmt sich das Gewicht des in entgegengesetzter Richtung wirkenden Gegengewichts aus Gleichung 259, da

für a — 90⁰ x — o,

2 y h = (Q + 2 W+ 0,707,

mithin die Umfangskraft an der Gurttrommel

max

— 2 y h — 0,707 Q.

Bezeichnet schliesslich r den Radius der Gurttrommel,

R den Radius der Bremsscheibe,

P den Bremswiderstand im Umfange der Bremsscheibe, so folgt

p_ Ur

r    ft

0,707 Q r

JR

262.

Mastenkrahn für die Strombrücke der Eisenbahn über die Elbe

bei Magdeburg.

Zum Niederlegen und Aufrichten der Masten von gewöhnlichen Flussschiffen beim Passiren fester Strombrücken benutzt man Mastenkrahne mit unbeweglichem Ausleger, da es sich hier nur darum handelt, vor der Brücke den Mast auszuheben und horizontal auf das unter dem Krahn liegende Schiff niederzusenken, oder hinter der Brücke den Mast wieder in die Höhe zu winden und vertikal in das Schiff einzusetzen. Da die Gerüstform solcher Krahne im übrigen mit dem auf S. 360 besprochenen zweifüssigen Wippkrahn grosse Ähnlichkeit hat, möge eine derartige Anordnung hier im Anschluss an die Wippkrahne berücksichtigt werden. Streng genommen, gehört die Konstruktion überhaupt nur dem Namen nach zu den Krahnen, da das feste Krahngerüst mit der Bockwinde lediglich eine Vertikalbewegung der Last gestattet und die horizontalen Lastversetzungen sich nur durch das Umlegen der Masten, oder durch eine Lagenänderung des Schiffes vornehmen lassen, während der Mast an der Windenkette schwebt.

Die Figuren 1 und 2 auf Taf. 24 geben Totalansichten, Fig. 3 bis 5, Taf. 24 und 6 bis 9, Taf. 23, veranschaulichen einzelne Details eines Mastenkrahnes für die Eisenbahn-Strombrücke bei Magdeburg.²)

Der Krahn ist ein Doppelkrahn, um gleichzeitig ein stromauf- und ein stromabfahrendes Schiff bedienen zu können. Zu dem Zweck ist der Krahn auf einem besonderen Pfeiler mitten im Strom aufgestellt. Das Senken der Masten vor der Brücke und das Wiederaufrichten derselben hinter der Brücke bedingt ausserdem zwei Krahnexemplare.

Der Ausleger ist aus zwei genieteten Blechrohren gebildet, die oben zusammenstossen und sich mit Eckeisenringen an den gemeinsamen gusseisernen Auslegerkopf anschliessen. Die gusseisernen Füsse der Auslegerstreben, sind unten kugelförmig abgerundet und stehen in entsprechenden Kugellagern. Die Stellung des Auslegers wird durch einfache Zugstangen gesichert.

Auf dem Strompfeiler ist zum Schutze des Maschinenwerks und der Arbeiter und zur gegenseitigen Verstrebung der Doppelausleger ein überdachtes schmiedeeisernes Gerüst errichtet, dessen Konstruktionsverhältnisse so bestimmt wurden, dass die Diagonalbänder der Seitenflächen die Fortsetzung der Auslegerzugstangen bilden, und wie aus der Grundrissfigur ersichtlich, mit diesen in denselben Ebenen liegen. Auf den Kopftraversen des Gerüstes sind feste Rollen gelagert, um die von den Ausleger köpfen herabkommenden Lastketten den auf der Plattform des Strompfeilers aufgestellten Bock winden zuzuleiten. Sowohl die Auslegerkopfrollen, wie diese Leitrollen, Fig. 5, haben kleine Führungsrollen zur Sicherung des Kettenlaufs.

24

Der Krahn ist für eine freie Hubhöhe von 6o' = 18,83 m über dem höchsten Wasserstande der Elbe konstruirt. Für den Kranz und die Taue zum Befestigen der Masten wurde eine verlorene Höhe von 1,7 m angenommen und demnach die Höhe der oberen Rolle über dem höchsten Wasserstande zu 20,53 d. i. = + 84' oder 26,36 M. E. P. normirt. Die Ausladung des Krahns beträgt 12' = 3,76 m.

Als normale Maximallast sind 5000 kg vorausgesetzt, die Konstruktion ist indess für eine Probebelastung mit 7500 kg durchgeführt.

Die Beanspruchung der Auslegersäulen und der Zugstangen ergiebt sich aus den Entwickelungen der Formeln zur Berechnung des Zweifuss-wippkrahns, deren Resultate unter No. 254 und 255 angegeben sind.

In der Ausführung sind die Auslegerstreben aus 7 mm starkem Blech, bei 315 mm Rohrdurchmesser in der Mitte , hergestellt ; für die Zugstangen ist 23 mm starkes Rundeisen gewählt.

Die Bockwinden, welche in der Zeichnung fortgelassen sind, da sie keinerlei bemerkenswerthe Konstruktionsdetails bieten und den gewöhnlichen älteren Typen entsprechen, haben dreifaches Vorgelege mit den UmsetzungsVerhältnissen 1 : 4,5, 1:5 und 1 : 4,5.

Schliesslich ist noch zu erwähnen , dass die Masten- und Scherenkrahne bisweilen auch transportabel ausgeführt und zu dem Zweck auf geeignet gebauten flachen Schiffskörpern als sogenannte schwimmende Krahne montirt werden. ³)

Giessereikrahne mit Ausleger.

Freistehender Giessereikrakn der Königl. Geschütz-Giesserei in Spandau

von E. Becker.

Beschreibung der Konstruktion. Die Giessereikrahne müssen, wie bereits in den allgemeinen Erörterungen über Krahne hervorgehoben wurde, der Anforderung genügen, die Last in jedem Punkte der vom Krahnausleger bestrichenen Grundfläche des Giessraums aufnehmen und absetzen zu können. Zu dem Zweck verwandelt man bei Drehkrahnen die Zugstangen des Auslegers in horizontale Träger für eine Laufkatze, die zur radial verschiebbaren Aufhängung der losen Lastrolle eingeschaltet wird.

Der in Rede stehende Giessereikrahn, Fig. 1 bis 3 Taf. 25, lehnt sich an die früher besprochenen Konstruktionen freistehender Uferkrahne an, während man gewöhnlich die ganze Krahnkonstruktion mit beweglicher Säule ausführt, die durch ein Fusslager und durch ein Kopf-Halslager in der Gebäudekonstruktion abgestützt wird. Die örtlichen Verhältnisse bedingen im vorliegenden Fall die Anwendung einer festen Stützsäule, weil sich in der Giesshütte ein Halslager in der erforderlichen Höhe nicht anbringen liess. Um andererseits die Abmessungen zu beschränken und die Konstruktion so zuverlässig wie möglich auszuführen, ist

an Stelle einer gusseisernen Krahnsäule eine volle geschmiedete Stahlsäule verwendet.

Das ganze bewegliche Krahnobergestell ist aus gewalztem U-Eisen mit gegenseitiger Nietverbindung hergestellt. Alle Gerüsttheile sind doppelt vorhanden und liegen symmetrisch auf beiden Seiten der vertikalen Krahnmittelebene, welche durch die Krahnachse und die Lastbahn bestimmt ist. Der Abstand der Laufkatzenträger wird durch die Bockgestelle gesichert, in denen die Rollen für die Zugkette der Laufkatze und das zugehörige Triebwerk gelagert sind. Die Krahnschilde schliessen sich senkrecht an die Träger an und werden in gleichem Abstande einerseits durch die zwischen ihnen befestigte Traverse für den Krahn-stützzapfen, andererseits durch den Rollenlagerkasten am Fussende gehalten. Ausserdem sind die Krahnschilde noch durch zwei Flacheisenschienenpaare verbunden. Die beiden U-Eisen der Auslegerstrebe werden durch Stehbolzen versteift.

Den Anschluss der einzelnen Stücke an einander vermitteln Eckbleche und Winkeleisen.

Die Hauptwinde ist in einem gusseisernen Gerüst untergebracht, dessen Wangen seitlich gegen die schmiedeeisernen Krahnschilde geschraubt sind, da aber die Rippen der U-Eisen nach aussen liegen, müssen gusseiserne Zwischenlagen eingeschaltet werden. Die Winde kann mit doppeltem und einfachem Vorgelege arbeiten und ist mit Kurbelscheiben und Sperrradbremse ausgerüstet.

Die Laufkatzenverschiebung wird durch Haspelkettenantrieb vermittelt.*) Das Ziehrad wirkt durch ein Zahnrädervorgelege auf die Daumenrolle der Laufkatzenkette, welche je nach der Drehung des Rades die Katze durch das obere Trum nach links, oder durch das untere nach rechts verschiebt. Die Tragrollen der Lastkette in der Laufkatze rollen hierbei unter der Lastkette selbst fort, während die Last ihrerseits an der losen Rolle ohne Veränderung der Höhenlage nur der horizontalen Verschiebung der Laufkatze folgt, wenn nicht etwa gleichzeitig die Lastwinde in Thätigkeit gesetzt wird. Das Gestell der Laufkatze ist aus zwei Elacheisenschienen gebildet, die an den Enden und in der Mitte durch Traversen mit einander verschraubt sind. Zur Befestigung der Ziehkettenenden sind in die Endtraversen Ösen eingesetzt, und die Stellung der einen Öse lässt sich durch eine Schraube verändern, um die Spannung der Kette reguliren zu können. Zur Vermeidung gegenseitiger Störungen zwischen der Hauptkette und der Laufkatzenkette ist der Lauf der letzteren aus der Mittelebene verlegt.

Man hat zu beachten, dass durch die Differenz in den Kettenspannungen vor und hinter der Katze, welche durch die Reibungswiderstände bedingt wird, eine geringe Kraft auf schiefen Zug wirkt. Zur Vermeidung von Eckungen müssen daher bei schwereren Konstruktionen Doppelketten angewendet werden.

Die Tragrollen für die Kettenschlinge der Lastrolle sitzen lose auf den Achsen der ebenfalls lose aufgesetzten Laufräder.

Will man zur Verhinderung der Eckungen, unter Vermeidung der Doppelrollen, die Laufkatzentransportkette und die Lastkette beide in der mittleren Vertikalebene anordnen, so muss man die Leitrollen für die Lastkette von den Laufrollenachsen auf besondere Achsen versetzen, die vertikal unter jenen so tief in den Wangen des Wagens unterzubringen sind, dass das untere Trum der Transportkette frei über dem oberen Trum der Lastkette durchgeht. Derartige Anordnungen finden sich in der Praxis mehrfach.

Die Schwenkbewegung des Krahns wird wie bei Giessereikrahnen fast allgemein ohne besonderes Triebwerk direkt durch den Zug an der Lastkette bewirkt.⁴)

Statische Berechnung des Krahngerüstes.

Sieht man zunächst von dem Einfluss des Eigengewichts des Krahngerüstes auf die Beanspruchung der einzelnen Theile ab, so beträgt die Belastung

2000 kg Maximalnutzlast

150 kg Eigengewicht der Laufkatze, einschliesslich loser Rolle, Haken, Kette etc. (schätzungsweise)

summa 2150 kg.

Diese Last wirkt bei der Endstellung der Laufkatze im Abstande 4000 mm von der Krahnachse.

Ermittelung der Zug- und Druckspannung im Krahngerüst.

Fig. 181.

Die Vertikalkraft der belasteten Laufkatze ruft im Stützpunkte B des Auslegers einen vertikal abwärts gerichteten Druck Xx und in A eine vertikal aufwärts gerichtete Kraft Yx hervor.

Es ist

v 2150.4000 ^1 —-

2050

= 4195 kg

I.

yt =

2150.1950

2050

= 2045 kg .

II.

Die Kraft Yx wirkt direkt als Zugkraft am Kopf der Krahnschilde, die Kraft Xx zerlegt sich in eine Druckkraft Dx nach der Richtung der Auslegerstrebe und in eine Zugkraft Zj nach der Richtung des Laufkatzenträgers.

Es ist

_ Xx ^

sin d

Nach den aus der Konstruktionszeichnung genau abgemessenen Längen der Krahndreiecksseiten ergiebt sich

sma

_ 4623

5057 ’

mithin D

— 4195,5057 — 00 4590 kg .... III,

4623

und Zy —

Xy _ 4195.2050 _ 4623

tga

= i860 kg .... IV.

Der horizontalen Kraft Zy im Punkte A entsprechend, wirkt im Fuss-punkte der Auslegerstrebe, in E, eine zweite Kraft von gleicher Grösse

,<Y=20 45 kg.

<-----2050 —

* B

y /

-M-

7550

1860 kg.

(X

2/50 âj.

Z , = 1860 Kg

Ä-

X, =4195 kg.

A'

l/_ ............._^i^=4;95

Fig. i8i.

aber entgegengesetzter Richtung, da ja in A und E die Kräfte eines Kräftepaares angreifen müssen, das dem Kippmoment des Krahngestells das Gleichgewicht hält. Die Horizontalkraft in E ist die Horizontal-Kom-ponente der Strebenkraft D. Man kann also auch erst Zy direkt durch die Gleichgewichtsbedingung zwischen den statischen Momenten der Kräftepaare ermitteln und dann D berechnen durch die Beziehung

Dy =

¹ COS Ci

Die Vertikalkomponente von Dx im Punkte E ergiebt die vertikal abwärts gerichtete Zugbeanspruchung der Krahnschilde. Bezeichnen wir diese Kraft mit Vlt so muss Vx — Xx sein, also

Vi = 4195 kg

V.

Die Differenz der entgegengesetzten Zugkräfte in den Krahnschilden vermittelt durch die Zapfentraverse die Belastung Px des Krahnstützzapfens und es folgt hierfür

Ą = Vx — Yx = 4195 — 2045 = 2150 kg .    .    . VI.

Der Zapfendruck ist naturgemäss gleich der äusseren Krahnbelastung, da kein anderer Punkt die vertikale Wirkung der Last aufnimmt.

Die vorstehenden Ermittelungen reichen zunächst aus, um die erforderlichen Festigkeitsabmessungen der Laufkatzenträger und der Strebe zu bestimmen. Hiermit ergiebt sich dann gleichzeitig das Gewicht und das Kippmoment desjenigen Theils des Krahngerüstes, welcher das Kippmoment der Nutzlast erhöht und dadurch auch eine Vergrösserung der auf die Krahnschilde und die Krahnsäule wirkenden Horizontalkräfte bedingt. Nach Erledigung der vorstehend angedeuteten Rechnungen lassen sich schliesslich die Eestigkeitsabmessungen der übrigen Konstruk-tionstheile bestimmen.

Laufkatzenträger. Die stärkste Beanspruchung des Laufkatzenträgers erfolgt durch Biegung. Der gefährliche Querschnitt liegt über der Angriffsstelle der Auslegerstrebe. Bei der Berechnung der Biegungsmomente ist zu berücksichtigen, dass die Spannung der Lastkette ein Biegungsmoment hervorruft, welches denen der direkten Belastungen entgegenwirkt. Es sind daher für die Aufstellung des Gesammtmoments folgende Grössen zu berücksichtigen:

Gewicht der belasteten Laufkatze inch loser Rolle, Ketten und Haken = 2000 + 150 =    .    .    2150 kg am Hebelarm 195 cm

Gewicht des Bocks am Ende des Trägers, schätzungsweise .    .    .

Eigengewicht des Trägers, schätzungsweise pro Meter 2 . 32 im ganzen 2.32. 2,64 = .    .    .    .

Zug der Lastkette gleich der halben Nutzlast =    .......

3okg „

169 kg „

1000 kg „

Hiermit ergiebt sich das totale Biegungsmoment

264 cm

132 cm

30 cm.

M— 2150.195 + 30.264 -j- 169 . 132—1000.30 = 419478 kg cm . VII.

Dieses Moment vertheilt sich gleichmässig auf die beiden Trägerhälften. Wir erhalten demnach für die Dimensionenbestimmung der U-Eisen, falls W das Widerstandsmoment des zu ermittelnden Profils und kx die zulässige Materialspannung bezeichnen

W = —2739.

kv

Erwägt man, dass die Maximalspannungen hier sehr ausnahmsweise auftreten, nämlich nur dann, wenn bei der Maximalbelastung des Krahns die Laufkatze auch gleichzeitig im grössten Abstand von der Krahnachse steht, so wird man ohne Gefährdung der Konstruktion eine ausserge-wöhnlich hohe Materialspannung für den oben in Rechnung gestellten ungünstigsten Fall zulassen können. Nehmen wir als statthaften Grenzwerth = 850 kg pro qcm.

so folgt

w _ 209739

850

=    ²47

VIII.

Diesem Werth entspricht das Widerstandsmoment des nebenstehend skizzirten Profils, Fig„ 182, = 254.

235

Verwendet man dieses Profil, so ergiebt die Kontroll-rechnung für die Maximalspannung- in den durch die Biegung gezogenen und gedrückten Fasern kl = 825 kg pro qcm.

8t

Der laufende Meter des U-Eisens wiegt in naher Übereinstimmung mit der Annahme 30 kg.

I : 10.

Durch die Zugspannung Zv in der benachbarten Trägerstrecke, vermehrt sich die aus der Biegungsspannung ent- Fig 182. springende Zugspannung noch um einen Werth k₂ pro qcm, während die Druckspannungen um eben so viel entlastet werden.

Es war Zv, nach Resultat IV, = i860 kg. Diese Kraft vermindert sich durch den Einfluss der Kettenspannung um circa 1000 kg.

Der Gesammtquerschnittsinhalt für die beiden Trägerhälften beträgt für das angenommene Profil

F = 71,5 qcm

mithin k₂ —

860

7i>5

= 12 kg.

Die Maximalspannung wächst demnach durch die Doppelbeanspruchungen auf 825 + 12 00 837 kg in den Zugfasern, und sinkt auf 00 813kg in den Druckfasern.

Fordern die Lieferungsbedingungen grössere Sicherheit, so würde bei Wahl des U-Eisen-Normalprofils No. 26 von 260 mm Höhe, go mm Breite, 10 mm Stegdicke und 14 mm Rippenstärke mit dem Widerstandsmoment 374, bezogen auf cm, die Maximalspannung auf circa 580 kg pro qcm beschränkt bleiben.

Durch das Eigengewicht der Laufkatzenträger erhöht sich der Druck im Stützpunkte B. Gleichzeitig wirkt auf diesen Punkt auch noch das halbe Eigengewicht der Auslegerstrebe.

Bezeichnen wir den hieraus folgenden Gesammtzuwachs der früher ermittelten Vertikalkraft Xt mit X₂, so ergiebt sich unter Annahme des leichteren Trägerprofils, dessen Gewicht 2 . 30 kg pro Meter Länge beträgt, und unter schätzungsweiser Annahme von 70 kg für die im Abstande 0,7 m

vom Trägerende wirkende Belastung des in einem gusseisernen Bock gelagerten Laufkatzentriebwerks,

^2 =

30. 4.6 +

2.4,6². 30

4- 70-0.7

2,05

f halbes Strebengewicht.

so folgt

Veranschlagt man das Gewicht der halben Auslegerstrebe zu 150 kg,

V₂ = 550 kg

IX.

Die Druckkomponente dieser Kraft nach der Auslegerstrebe ergiebt sich alsdann

A = ifc = ₄⁵6⁵§-5⁰57 = ~6°okg .    .

.    . X.

Der Gesammtdruck in der Auslegerstrebe ist

D = Dx 4- D₂ = 4590 -f 600 = 5190 kg .... Xa.

Berechnen wir die Auslegerstrebe auf 5 fache Sicherheit gegen Bruch durch Zerknicken, so ist das für die beiden symmetrischen U-Eisenschienen erforderliche Trägheitsmoment für jede Einzelstrebe bei 00 500 cm Länge derselben

77². 2000000

=    160

XI.

Da durch die Stehbolzenversteifung der Auslegerstrebe die geringste Widerstandsfähigkeit derselben in die Vertikalebene fällt, gilt das ermittelte Trägheitsmoment für die zu den Rippen parallele Schwerpunktsachse. Der vorhandenen Beanspruchung würde somit nach den Profiltabellen schon ein U-Eisen von nicht 100 mm Höhe bei 50 mm Breite vollkommen genügen. Mit Rücksicht auf einen besseren Anschluss der Strebenprofile an die Laufkatzenträger und die Krahnschilde ist für die Ausführung ein wesentlich stärkeres Profil von 176 mm Höhe und 75 mm Breite verwendet.

Bestimmen wir endlich die Zugkomponente der Vertikalkraft X₂ in dem Laufkatzenträger, so ergiebt sich hierfür

Vi _ 550 • 2050 _ ^

*g

cs

4⁶²3

244 kg .    .

. XII.

Die Spannungsvermehrung, welche schliesslich hierdurch noch für die specifische Zugspannung des Laufkatzenträgers auftritt, kann unberücksichtigt bleiben, da dieselbe pro qcm nur 3,6 kg beträgt.

Die Vertikalkomponente der Kraft D₂ wirkt im Fuss der Auslegerstrebe auf eine Erhöhung der Zugbeanspruchung in den KrahnSchilden.

Diese Komponente ist = X₂ = 550 kg. Sowohl diese Kraft, wie die weitere Belastung der Krahnschilde durch das Eigengewicht der unteren Hälfte der Auslegerstrebe und das Eigengewicht der Krahnschilde von der Stützzapfentraverse abwärts gleichen sich zum Theil an der Befestigungsstelle der Traverse durch die in der oberen Strecke der Krahnschilde vertikal aufwärts gerichtete Zugkraft aus. Die übrigbleibende Stützzapfenbelastung muss dem Totalgewicht der beweglichen Krahnkonstruktion inch Nutzlast entsprechen.

Der obere Theil der Krahnschilde wird durch den horizontalen Kettenzug der in ihrem Kopf gelagerten Leitrolle, ferner durch die Horizontalkomponente der Strebenreaktion und schliesslich durch die Kettenspannung, welche vom festen Trum auf den Ausleger einwirkt, auf Biegung beansprucht. Die beiden letzteren Kräfte wirken im Ausleger nach entgegengesetzten Richtungen. Der gefährliche Querschnitt der Krahnschilde liegt in der Befestigungsstelle der Stützzapfentraverse.

Bezeichnet man die Maximal-Nutzlast mit Q, ferner mit Zlt wie früher, die Horizontalkomponente der Strebenreaktion aus der Nutzbelastung und mit die entsprechende Komponente, welche in Folge der Eigenlast auftritt, so ergiebt sich mit den aus der Zeichnung zu entnehmenden Hebelarmen das Biegungsmoment

M-

R) <0

.112

+ ( zx + Z> — y) 92 kg

cm.

Nach Einsetzung der Werthe für Q, Zx und Z₂ folgt

M — iooo . 112 -f (i860 + 244 — 1000) 92

. . XIII.

M — 213568 kg cm .    .

Die Krahnschilde müssen verhältnissmässig kräftig konstruirt werden, weil etwaige Durchbiegungen sich auf die übrigen Theile des Krahn-gerüsts fortpflanzen. Mit Rücksicht hierauf, und in fernerer Berücksichtigung der nicht unbeträchtlichen Erhöhung der Zugspannung in den Krahnschilden durch die direkt wirkenden Zugkräfte, erscheint eine Beschränkung der aus der Biegungsbeanspruchung entspringenden Maximal-Zug- und Druckspannung auf 550 kg pro qcm geboten. Unter dieser Annahme folgt das für die Krahnschilde erforderliche Widerstandsmoment

213 568

550

= 388

XIV.

Das Widerstandsmoment des für die Ausführung gewählten U-Eisens, Fig. 183, ist = 190 und beträgt für beide Krahnschilde zusammen den oben ermittelten Anforderungen entsprechend 380.

12

Nach den vorstehenden Dimensionenbestimmungen er-

U—

geben sich folgende Gewichte für die einzelnen Theile der beweglichen Krahnkonstruktion, unter Berücksichtigung der Fig. i83-Längenmasse aus der Hauptzeichnung.

i : 10.

Laufkatzenträger 2.4,6 m    à    30    kg    .    .    .    276    kg,

Ketten.............

2000

Nutzlast ............

Summa 3554 kg

Totalgewicht des belasteten drehbaren Krahngerüsts

XV.

~ 355°

Diese Last wirkt als Zugkraft in den Krahnschilden an der Zapfentraverse. Der Gesammtquerschnitt der Schildprofile beträgt nach der Skizze, Fig. 183, 72,5 qcm, mithin entsteht durch die direkte Zugwirkung eine Erhöhung der Maximalzugspannung in den Krahnschilden um c>o 50 kg. Die Totalspannung in den Krahnschilden steigt also in den äussersten Zugfasern nur auf 600 kg pro qcm. Berücksichtigt man die Druckwirkung der Kettenspannung, so ergiebt sich sogar ein noch etwas geringerer Werth.

Zur Berechnung der Krahnsäule ist das Kippmoment des belasteten Krahngestells zu ermitteln, welches durch den Biegungswiderstand der Säule aufgenommen werden muss.

Für das Kippmoment kommen in Betracht:

276 kg, 239 cm, 265 kg, 102 cm, 30 kg, 460 cm,

das Gewicht der Laufkatzenträger .    .    .

am Hebelarm.........

das Gewicht der Strebe.......

am Hebelarm .........

das Gewicht des kleinen Rollenbocks

am Hebelarm.........

70 kg. 70 cm,

das Gewicht des Triebwerks für die Laufkatze mit Bock.........

am Hebelarm.........

das Gewicht der Laufkatze mit loser Rolle,

2150 kg, 400 cm.

Haken und Nutzlast.......

am Hebelarm.........

Hieraus folgt das Kippmoment

M — 276.239 + 265 . 102 + 30.460 -f- 70.70 + 2150.400.

XVI.

M — cv 971700 kg cm

Bezeichnet man den Durchmesser der Krahnsäule im gefährlichen Querschnitt, welcher im Säulenfuss über der Eundamentplatte liegt, mit

D, und gestattet für Stahl 1000 kg pro qcm als Maximalspannung, so bestimmt sich D durch die Gleichung

32 M

71 k

32.971700

71 . IOOO

XVII.

D — (v 21,5 cm.......

21 cm.

In der Ausführung findet sich in Übereinstimmung hiermit D =

Die gleichzeitige Druckbelastung der Säule durch die Totallast 3550 kg ruft eine kaum bemerkbare Vermehrung der Spannung hervor, da hieraus pro qcm, bei 21 cm Säulendurchmesser, nur eine Spannung

entsteht.

_ 3550 _ 346.4

cnj 10 kg

vStützzapfenberechnung. Die horizontalen Reaktionskräfte im Stützzapfen- und im Rollenlager des Krahns sind die Kräfte eines Kräftepaares , das dem Kippmoment der ganzen Konstruktion das Gleichgewicht hält.

so folgt

Bezeichnet man den horizontalen Stützzapfendruck mit H,

die Höhe der Krahnsäule zwischen den Lagermitten mit h (nach Zeichnung = 337 cm), das Kippmoment, wie früher, mit M (nach Resultat XVI = 971700),

h = 4

h

l X

Setzt man für das Zapfenlängenverhältniss — = und nimmt ferner

mit Rücksicht auf die Erhöhung der Druckspannungen durch die Vertikalbelastung des Zapfens als zulässige Maximalspannung, Stahl vorausgesetzt, kt = 800 kg pro qcm an, so ist der Zapfendurchmesser für die biegenden Kräfte

~°° ²⁸⁸5 k£-    • •

.    . XVIII.

Ti k d

—r-H —

=    5,2 cm

XIX.

Durch die Vertikalbelastung des Zapfens mit der Totallast des beweglichen Krahngestells = 3550 kg erhöht sich die Maximal-Druckspan-nung im Zapfen um

3550 _ 3550

n d2    2I>²4

= (v 170 kg pro qcm.

Die Maximal-Druckspannung steigt demnach nur auf den für Stahlzapfen durchaus zulässigen Werth

k — 800 + 170 = 970 kg pro qcm.

Rollenlager. Die Friktionsrollen sind so angeordnet, dass die durch die Säulenmitte gehenden Druckrichtungen einen Winkel von 6o° mit einander bilden. Aus dem Horizontaldruck H im Rollenlager folgt demnach für jede Rolle eine Pressung

ç. //    2885

2 cos 30⁰ “ 2.0,87

= tv 1660 kg

XX.

Durch diesen Druck wird jede Rollenachse in den Befestigungsquerschnitten auf Abscheren in Anspruch genommen. Rechnet man zur grösseren Sicherheit, dass bei einer geringen Schiefstellung sich der ganze Druck auf einen Querschnitt koncentriren kann, so folgt bei einer zulässigen Material-Schubbeanspruchung von 4,8 kg pro qmm

.    . XXI.

der Rollenachsendurchmesser â — j/~-⁰^'₈⁴ — 21 mm .

Die Berechnung der Fundamentplatte und der Verankerung entspricht den analogen Rechnungen, welche wir für den freistehenden Uferkrahn, S. 320 und 321, durchgeführt haben.

Giesscrei-Wandkrahn mit Riemenbetrieb für 30 Ctr. Nutzlast von E. Becker.

Ein für die Giesserei von Keyling & Thomas in Berlin von E. Becker mit Riemenbetrieb ausgeführter Krahn ist in Fig. 1 bis 3, Taf. 26 und Fig. i bis 3, Taf. 27 dargestellt; Fig. 3 bis 5, Taf. 6 veranschaulichen die zugehörige Winde. Die Konstruktion bietet besonderes Interesse durch die eigenartige und sehr empfehlenswerthe Lösung der Aufgabe, den Handbetrieb des Krahns bei unbeschränkter Drehbarkeit des Auslegers um 180⁰ durch Riemenbetrieb zu ersetzen.

Das Krahngerüst ist in Übereinstimmung mit der für Giessereikrahne am meisten üblichen Anordnung mit drehbarer Stützsäule ausgeführt, deren vertikale Stellung durch ein im Fundament verankertes Fuss-lager für den Spurzapfen und durch ein Halslager für den Kopfzapfen gesichert wird. Die Aufstellung der Krahnsäule in unmittelbarer Nähe der Wand gestattet das Halslager in einem einfachen Konsolarm unterzubringen, der mit der Wand verankert wird. Die Krahnwinde ist mit Rücksicht auf den geforderten Riemenbetrieb vom Krahngestell getrennt und gegen die Wand der Giesshütte geschraubt. Für eine derartig abgesonderte Aufstellung der Winde muss das Lastkettentrum auf der Strecke zwischen der Leitrolle im Krahnsäulenkopf und der Windentrommel in der Richtung der Krahndrehachse geleitet werden. Zur Erfüllung dieser Bedingung ist die Winde mit einem Kettendaumenrad ausgestattet, dessen Umfang, ebenso wie der Umfang der Leitrolle im Kopf der Krahnsäule die Krahndrehachse tangirt. Um ferner den Drehwinkel des Krahns nicht durch das Hineinragen der Kettendaumenrolle in die Drehachse zu beschränken, ist die vertikale Gerüstverbindung zwischen den Drehzapfen aus der Achse nach dem Ausleger zu seitlich versetzt. Zu diesem Zweck sind zwischen die U - Eisenschienen der Krahnsäule besonders geformte

schmiedeeiserne Zapfenstücke g-enietet. Dieselben bestehen, wie aus der Zeichnung ersichtlich, je aus einem flach abgeschmiedeten Klotz, dessen eine Ecke den Wurzelansatz für den einseitig hervortretenden vertikalen Drehzapfen bildet.

Das Triebwerk der Krahnwinde ist auf ein Stirnrädervorgelege mit fester und loser Scheibe beschränkt und diese einfache Anordnung durch Einschaltung einer Sperrradbremse und eines Centrifugalbremsregulators ermöglicht. Auf der Vorgelegewelle sitzen ausser den Riemenscheiben noch zwei Kurbelscheiben, um bei stillstehender Betriebsmaschine nöthigen-falls Handbetrieb anwenden zu können.

Die auf Tafel 6 in Fig. 3 bis 5 dargestellten Details dieser Winde sind früher, S. 234, eingehend erörtert, so dass hier auf jene Auseinandersetzungen zu verweisen ist. Der Betrieb gewährt vollständige Sicherheit für die besonders strengen Forderungen bezüglich einer zuverlässigen Wirkung der Krahnwinde beim Heben und Senken der Giesspfannen, da einerseits die Sperrradbremse die aufgewundene Last jederzeit freischwebend hält, sobald man den Treibriemen ausrückt, und andererseits sich die Lastsenkung bei gelüfteter Sperradbremse durch den Centrifugalbremsregulator nur innerhalb der zulässigen Geschwindigkeitsgrenzen vollziehen lässt. In den citirten früheren Untersuchungen ist der hohe Wirkungsgrad der in Rede stehenden Winde zu 0,887 ermittelt. Durch die Verbindung der Winde mit dem Krahn verringert sich der Nutzeffekt infolge der Widerstände, welche an der losen Rolle und an den Leitrollen im Krahngerüst auf-treten, nach den bezügdichen Tabellenwerthen um 0,964s . 0,979 = 000,90, so dass der Gesammtnutzeffekt der im Umfange der Riemenscheiben wirkenden motorischen Kraft zu

rj — 0,887.0,9 = tv 0,79

anzunehmen ist.⁵)

Für die Laufkatzenbewegung ist einfacher Handbetrieb mit Haspelrad und Ziehkette angeordnet. Die Details hierfür und die Konstruktion der Laufkatze selbst sind aus den Zeichnungen, Taf. 27, Fig. 1 bis 3, ohne weitere Erklärung verständlich. Die Drehung des Krahngestells erfolgt durch direkten Zug an der Lastkette.

Das ganze Krahngerüst ist in Übereinstimmung mit der Krahnsäule aus U-Eisen hergestellt. Die Verbindung der einzelnen Theile wird in üblicher Weise durch Bleche vermittelt, welche über die Stossfugen fortgreifen. Der Anschluss des Auslegers und der Auslegerstreben an die U-Eisenschienen der Krahnsäule, deren Rippen nach aussen gekehrt sind, erfordert gusseiserne Einlagen, die in Fig. 3 , Taf. 26 gesondert gezeichnet sind.

An diesen Stellen ist das Verbindungsblech etwas in die Rippen der Krahnsäulenschienen eingelassen.

Für eine möglichst leichte Auslegerkonstruktion ist bei der ziemlich beträchtlichen Ausladung von 5,5 m, eine Doppel Verstrebung angeordnet, durch welche das Krahngerüst in drei Dreiecksfelder zerlegt wird.

Berechnung des Krahngerüstes.

Zur Berechnung- des gitterförmigen Krahngerüstes eignet sich die Ritter’sche Methode. Diese Methode zur Bestimmung der Zug- und Druckspannungen einzelner Konstruktionstheile setzt zunächst im allgemeinen voraus, dass in den bezüglichen Konstruktionsstrecken nur Zug- und Druckspannungen herrschen. Ist dieses nicht der Fall, sondern treten gleichzeitig auch noch Biegungsbeanspruchungen auf, so muss beim Aufstellen der Momentengleichungen für die Schnittstellen auch noch das aus der Biegungsbeanspruchung entstehende Kräftepaar der Faserspannungen berücksichtigt werden, falls der Schnitt durch einen beliebigen Punkt der untersuchten Strecke gelegt wird.

Um den Gleichungsansatz möglichst zu vereinfachen und das biegende Moment von vornherein auszuscheiden, hat man in solchen Fällen den Schnitt statt durch beliebige Punkte, hart neben einem Knotenpunkt der untersuchten Strecke durchzuleg'en. Hierdurch gewinnt man einen Querschnitt, dessen biegendes Moment = o ist. In einer solchen Schnittebene wirkt alsdann nur die der Biegungsbelastung g-leiche Schubkraft, und um auch diese gleich von vornherein im Gleichungsansatz zu beseitigen, hat man den Drehpunkt für die Momente in der Richtung der Schubkraft zu wählen.

Wir zerlegen die Berechnung der Zug- und Druckspannungen in zwei Theile und ermitteln zunächst die Spannungen, welche von der Einzelkraft der belasteten Laufkatze herrühren, sodann die Spannungserhöhungen durch das Eigengewicht der Konstruktion.

Aus der Krahnzeichnung ist ersichtlich, dass die Verbindung zwischen der Haupt - Auslegerstrebe und der Krahnsäule nicht genau in die Verbindungslinie der anschliessenden Knotenmittelpunkte fällt. Die Abweichung ist indess so gering, dass sie für die nachfolgenden Rechnungen vernachlässigt werden kann.

A. Berechnung der Spannungen, welche aus der Einzellast hervorgehen.

.    = 1500 kg

Es ist die Maximalnutzlast .    .

und das Gewicht der Laufkatze mit loser

100 kg (schätzungsweise),

Rolle etc............

Gesammtbelastung der Laufkatze . P — 1600 kg.

Schnitt I, Fig. 184, S. 383.

Für den Drehpunkt B folgt:

1600.3487 -f- Xx. 818 = o Ä\ = — 6820 kg .    .

Für den Drehpunkt C ist:

1600.627 — Zx. 2698 = o ■^1 — + 37² kg . . .

Schnitt II, Fig\ 185.

Für den Drehpunkt D folgt:

III.

1600.3828 — Tx. 955 = o 7; = + 6413 kg .

J\

;-T

5023

3587

627

<-

Ił

\

V \»

-3587-

f<Tl 0

\ xs,

\Æ

3828

P=1600 kg

P.

16 00 lg.

47 \

'ff

Fig. 184.

Fig. 185.

Für den Drehpunkt Z? ist:

1600.3487 + 5X. 956 = o Ą = — 5836 kg .

IV.

Für den Drehpunkt yl:

1600.5023 + Ux. 1447 = o Ux~ — 5554 kg. .

V.

Schnitt III, Fig. 186.

Schnitt III dient zur Ermittelung der Spannungen in der Strecke AE. Da die Strecke AE ausser auf Zug auch noch auf Biegung beansprucht wird, ist der in Rede stehende Schnitt unmittelbar unter A durchzulegen, und der Drehpunkt zur Bestimmung der Zugspannung in AE in der Richtungslinie der in A wirkenden Schubkraft zu wählen. Wir erhalten demnach für den Drehpunkt B

<-------153 G------>yC—

--------3VÖ7

ui

*ß

\ D,

P- WOOKg.

Fig. 186.

VI.

1600.3487 — Vx 1536 = O

Vx = + 3632 kg

1600.3487 — Y₁.854 = o

VII.

In gleicher Weise ist zur

3ft87

/LT

/h:

•/(ł

Fig. 187.

halten somit schliesslich

Bestimmung der direkten Zugspannung in der gleichzeitig auf Biegung beanspruchten Strecke B C, diese Strecke durch einen Schnitt IV, Fig. 187, abzutrennen, welcher hart neben dem Knotenpunkt B durchgelegt wird, und der Drehpunkt F l two rïer Richtung der Schubkraft zu wählen, die am Knotenpunkte B infolge der Biegungsbeanspruchung herrscht. Wir er-

yi = + 6533

Die Horizontalkräfte Hi A

5023

V,?VV

desjenigen Kräftepaares, welche infolge des Kippmoments der äusseren Belastung in den Knotenpunkten A und E der Konstruktion auf-treten, Fig. 188, bestimmen sich durch die Gleichgewichtsbedin-gung

■*

P= 1600 kij

16oo . 5023 — Hx . 4344 = o. H. = 1850 . VIII.

Die vorstehend ermittelten Spannungen werden sämmtlich durch das Eigengewicht der Konstruktion erhöht werden, indessen reichen die gefundenen Werthe aus, um nunmehr den Konstruktionsentwurf vorbehaltlich etwaiger Korrekturen weiter auszuführen.

Ü-L

E

H’>

Fig. 188.

1850 Kg. A +bOI3 E

+• 6523

Zur allgemeinen Übersicht sind die gefundenen Werthe in die schematische Krahnskizze Figur c O 189 eingetragen.

Der Ausleger wird auf der Strecke BO auf Biegung beansprucht, auf der Strecke B C ausserdem noch durch Pm 1600 ■% direkte Zug Wirkung.    Der

+3032

gefährliche Querschnitt des Auslegers liegt demnach auf der Strecke BC unmittelbar

am Knotenpunkt C.

Vernachlässigt man das Biegungsmoment des Eigengewichts der freitragenden

U50 Kg.

Fig. 189.

Auslegerstrecke gegen das entgegengesetzt wirkende Biegungsmoment der

Lastkettenspannung im Befestigungspunkte des ruhenden Trums, so ergiebt sich das Biegungsmoment im Knotenpunkt C

IX.

M — 1600.627 = 1003200kg. mm

Gestattet man mit Rücksicht auf die noch nicht vollständig ermittelten direkten Zugspannungen in der Auslegerstrecke BC, für die Maximalspannung, welche die Biegung* allein in den äussersten Fasern hervorruft, nur 5,5 kg pro qmm, so folgt als nothwendiges Widerstandsmoment des Trägers

1003200

W -*

~~    5.5

= 182400.

Da der Träger aus zwei U-Eisen gebildet wird, muss das Widerstandsmoment jeder einzelnen U-Eisenschiene mindestens = 91200 sein.

Dem genügt das in Fig. 190 skizzirte Profil, dessen Widerstandsmoment bezogen auf die X-Achse = 97000 ist.

.9

11,5

16,5

Y-

L„

|8§ Y

—,—

..y

153- 4

Wählen wir dasselbe, so ergiebt sich statt der ursprünglich angenommenen Materialspannung von 5,5 kg für dieselbe der kleinere Werth

M _    1003200

W ~~ 2 . 97000

= 5,16 kg pro qmm.

Fig. I90.

Der Zuwachs dieser Spannung, infolge der direkten Zug Wirkung in der Auslegerstrecke BC\ ist, unter Zugrundelegung der vorläufig ermittelten Zugwirkung Yx, falls wir mit F die Querschnittsfläche des U-Eisens bezeichnen,

_ Vi

Eè war Yt = 6533, und es ist für die Dimensionen des vorstehend skizzirten Profils

F = 2120 qmm

mithin k₂ —

6533

2.2120

= 1,54 kg pro qmm.

Die Maximalzugspannung im gefährlichen Querschnitte des Auslegers ergiebt sich alsdann vorläufig zu

k = kx + k₂ = 5,i<} + 1,54 = 6,7 kg pro qmm.

aus

Eine wesentliche Änderung* dieses Werthes durch den Einfluss der der Wirkung des Eigengewichts entspringenden direkten Zugspannung

wird um so weniger eintreten, als bei strenger Rechnung andererseits die Verminderung der Totalspannung durch den Einfluss der gespannten Lastkette in der Richtung des Auslegers zu berücksichtigen sein würde. Das gewählte Profil bietet demnach die vollständig ausreichende Sicherheit, dass im ungünstigsten Belastungsfalle die Maximalspannung im Ausleger höchstens etwa 7 kg pro qmm erreicht.

Von den Auslegerverstrebungen wird, wie aus der Fig. 189, S. 384, zu entnehmen, die Strecke DC die stärksten Profile verlangen, da dieselbe, um die Bahn für die lose Rolle frei zu lassen, keine Versteifung durch Stehbolzen gestattet, wie solche in der Ausführung für die ziemlich ebenso stark beanspruchte Strecke ED angewendet ist. Es kommt daher in der Strecke DC nur das kleinste Widerstandsmoment der zu benutzenden U-Eisen-schienen zur Geltung, und da es sich zur Vereinfachung der Arbeit in der Werkstatt empfiehlt, für die Strebenstrecke ED und DC gleiche Profile zu wählen, so ist die Festigkeitsrechnung nur für die Strebe DC durchzuführen.

Zu diesem Zweck ist zunächst die Spannungserhöhung zu ermitteln, welche in der Strebe DC durch den Einfluss des Eigengewichts der Konstruktionstheile auf den Knotenpunkt C eintritt. In diesem Punkt vereinigen sich der Gewichtsdruck der freitragenden Auslegerstrecke CO, das Gewicht der halben Auslegerstrecke BC und das Gewicht der halben Strebe DC.

Das Gewicht des Auslegers beträgt pro laufenden Meter 00 16,5 kg. Nimmt man schätzungsweise für die Strebe dasselbe Gewicht an, so folgt für die aus der Krahnzeichnung zu entnehmenden Streckenmasse, unter

2860

Hinzurechnung von 00 30 kg für die Stoss-bleche in C, die resultirende Gesammt-belastung dieses Punktes = co 158 kg.

Xz    J

4 158 kg.

Der hieraus enstehende Strebendruck bestimmt sich unter Benutzung der Figur 191 durch die Bedingungsgleichung

Fig. 191.

I 58.2860 -f- Xo .8l8 = 0

W, = — 552 kg.

Der Gesammtdruck in der Strebe CD ist somit

X= X₁ 4- X₂ = — (6820 + 552) = — 737² kg.

Berechnen wir die Strebe auf 4fache Sicherheit gegen Bruch durch Zerknicken, so muss die Bedingung erfüllt werden

77² /. E

4 XP

Ip E '

Es ist / = 3000 mm, mithin

Es wäre demnach für jedes der beiden U-Eisen, welche zur Bildung der Strebe verwendet werden, als kleinstes Trägheitsmoment des Querschnitts bezogen auf die zum Steg parallele Schwerpunktsachse der Werth

663480

aufzustellen. Diesem Werthe entspricht ziemlich genau das Trägheitsmoment des bereits für den Ausleger selbst benutzten U-Eisenprofils, Fig. 190, S. 385, das für die Y-Achse = 645000 ist.

In der Ausführung ist jenes Profil beibehalten. Es erscheint dies für die Sicherheit der Konstruktion durchaus zulässig, da andererseits die Verwendung desselben Profils auch für die bei weitem massiger beanspruchten Strebenstrecken DE, DB und AD eine sehr feste Abstützung des verhältnissmässig am schwächsten konstruirten Krahnschnabels liefert, und somit etwaige vorübergehende Durchbiegungen des Krahnschnabels bei der ausnahmsweise ungünstigsten Krahnbelastung jedenfalls ausschliesslich auf diesen allein beschränkt bleiben.

Zur Berechnung der Krahnsäule und der Drehzapfen sind die Eigengewichte der einzelnen Konstruktionstheile und ihr Einfluss auf die Ver-grösserung des Gesammt-Kippmoments des Krahns, wie auf die Erhöhung der Zugspannung in der Strecke AE der Krahnsäule zu ermitteln. Zur vollständigen Kontrolle sollen im Nachfolgenden gleichzeitig die Spannungserhöhungen, welche infolge der Eigengewichtswirkung in allen einzelnen Krahntheilen auftreten, berechnet werden. Das Gewicht der noch nicht bestimmten Krahnsäule werde in Übereinstimmung mit dem Gewicht des für die übrige Konstruktion verwendeten U - Eisens

f*-—.....-.........51*23

A<— -i53e-—>f-------

2860

goß®

5000

schätzungsweise zu 16,5 kg pro laufenden Meter angenommen. Alsdann

Fig. 192.

ergeben sich für die in der nebenstehenden Fig. 192 angegebenen Strecken, mit Rücksicht darauf, dass alle Theile doppelt vorhanden sind, folgende Gewichte :

CD = 99 AE- 165 DE — 118,8 ,,

Totalgewicht der U-Eisen

640,8 kg .    .    640,8 kg.

Die Bleche in den Knotenpunkten sind

Übertrag .    .    640,8 kg.

8 mm stark, ihr Gewicht pro qm = 62,24 kg.

Gewicht der Bleche im Knotenpunkt C 27,48

?»

??

?»

»?

??

??

11

??

??

11

??

24,33 B 15,84

A 37.34 E 19,50

Totalgewicht der Stossbleche 124,5 kg .    .    1

Gewicht der 4 gusseisernen Einlagen à 15,5 kg ...

Gewicht der beiden Zapfenstücke à 21 kg .....

Totalgewicht des ganzen Krahngerüstes 869,3 kg.

kg.

??

?»

Hieraus ergiebt sich folgende Gewichtsvertheilung auf die einzelnen Knotenpunkte

In A : Bleche 37,34 kg

l 25,35 .. U-Eisen/24,10 „ (82,50 „

Gusseiserne Einlagen 31 Zapfenstück 21

Summa 221,29 kg

47,2

,,

In B: Bleche 15,84 kg

( 25,35 „ U-Eisen 15,35 „

f 47,2    „

Summa 103,74 kg

In C: Bleche 27,48 kg

U-Eisen / 49,5

34

Summa 158,18 kg

InZ>: Bleche 24,33 kg (59,io    „

U-Eisen J 49,5    „

y 15,35 „

Summa 172,68 kg

In E\ Bleche 19,5

U-Eisen.

159,4

Einlagen 31 Zapfen 21 Summa 213 4

82,5

cror -

B. Berechnung der Zug- und Druckspannungen im Krahngerüst, welche aus dem Eigengewicht hervorgehen.

Schnitt I, Fig. 191, S. 386.

Für den Drehpunkt B ist:

158 . 2860 + X₂.818 = o

^2 = — 552 kg.

Für den Drehpunkt C:

104.2860 — Z₂ . 2698 = o

Zt = — 110 kg.

Schnitt II, Fig. 193.

Für den Drehpunkt D ist:

158.3201 + 104.341 — 72.955 = o

T₂ = + 566 kg.

Für den Drehpunkt ß:

158.2860— I73-34I +Ą. 956 = 0

Schnitt III, Fig. 194.

Für den Drehpunkt A folgt:

158.4396+ 104. 1536 + 173- 1195+ U% • *447 =0

Ut = — 733 kg.

Für den Drehpunkt B:

158.2860— 173 . 341 — V₂ 1536 =0

K = + 256 kg.

3U1

. H/. A

M—*r~

E\

34/

r i

1536-1-^-------2860

4 \ \

! \ +,

4 lOU-kg. -------fràas

y 158 kg.

\nl ł

\ / lorf kg.

758 kg.

1 \

773 feo. \

J m

773

Fig. 193.

Fig. 194.

Für den Drehpunkt E ergiebt sich :

158.4396 + 104.1536+ 173 . 1195 #2 = + ²44 kg.

H₂ .4344 =o

Fig- 195-

<r

JT 209U A +6979 B

+ 7062

IV

Yz jjR

2860

+3888

P-1600 kg.

\iv

168 kg.

H=2096

Schnitt IV, Fig. 195.

Für den Drehpunkt F ist:

158♦2860 — V₂.854 = o

v2 = + 5²9 kg.

Fig. 196.

Wir erhalten demnach nachfolgende in Figur 196 übersichtlich zu-• sammengestellte Totalspannungen:

X=Xx + Ä\ = 6820 + 552 = 7372 kg Druck, Z-ZXA-Zi- 372— 110= 262 kg Zug,

T= Tx + T₂ - 6413 + 566 = 6979 kg Zug,

S — Sx 4- S₂ = 5836 -j- 411 =6247 kg Druck,

U — Ux-\- U₂ — 5554 + 733 = 6287 kg Druck,

V= Vt-\- V₂ = 3Ó32 + 256 = 3888 kg Zug, t H= Hx = 1850+ 244 = 2094 kg Horizontalschub, Y= Yx + Y, = 6533 + 529 = 7062 kg Zug.

Aus diesen Resultaten ist ersichtlich, dass die für die Berechnung des Auslegers nicht berücksichtigte Zugspannungserhöhung Y₂ = 529 kg thatsächlich, wie vorausgesetzt, durch die grössere Druckwirkung des ebenfalls nicht in die Rechnung eingeführten Lastkettenzuges zu Gunsten der Trägerbeanspruchung ausgeglichen wird, da der Kettenzug 750 kg beträgt. Es ist ferner ersichtlich, dass bei der durchgehenden Verwendung desselben U-Eisenprofils für sämmtliche Verstrebungen die Strecke CD, wie oben vorausgesetzt, am stärksten beansprucht wird, weil sie bei annähernd gleicher Länge mit der .Strebe DE und bei stärkerer Belastung ohne Stehbolzenversteifung eine weit geringere Widerstandsfähigkeit besitzt, als die Stütze DE. Bei letzterer gelangt durch die Anordnung der Zwischenversteifungen das grösste Trägheitsmoment des Querschnitts für den Widerstand gegen Zerknicken zur Geltung. Die Strebe

AD ist an sich geringer belastet als DC und ausserdem wesentlich kürzer. Die mit der Stütze ED aus einem Stück hergestellte Zugverbindung DB wird ganz unwesentlich beansprucht.

Zur Ermittelung der Biegungsbeanspruchungen der Krahnsäule ist zu berücksichtigen, dass der Horizontalkraft H, welche im Knotenpunkt A auftritt, eine zweite gleich grosse, aber entgegengesetzt gerichtete Kraft im Knotenpunkte E entspricht. Diese Kräfte bilden ein Kräftepaar, dessen Moment das Kippmoment des vollbelasteten Krahns um einen Punkt der Gerüstknotenverbindung A E darstellt. Das Moment dieses Kräftepaares ist

Mx = 2094.4344 = 9096336 kg mm.

Da die Krahnzapfen nicht in die Verlängerung der Linie AE fallen, sondern nach der dem Ausleger entgegengesetzten Seite um 126 mm versetzt sind, so wirkt auf die Krahnsäule durch die Reaktion des Stützzapfendrucks ein zweites Drehmoment

Mi — 126 . (1600 -f- 870) = 311220 kg mm,

denn der Reaktionsdruck des Stützzapfenlagers muss gleich dem Totalgewicht des belasteten Krahns sein, und es beträgt das Gewicht der Maximalnutzlast mit der Laufkatze 1600 kg, das Eigengewicht des Krahn-gerüstes, wie ermittelt, 869,3 kg o*> 870 kg. Der Summe dieser beiden Momente wird durch das Reaktionskräftepaar der horizontalen Zapfendrucke das Gleichgewicht gehalten.

Bezeichnet man diesen Zapfendruck mit K und den Abstand der beiden Zapfenmitten von einander mit a, so ist

K— M* — 9096336-f 311220 a    5100

¹

Siehe die als Manuskript gedruckten Vorträge über Maschinenbaukunde von Reuleaux 1868, S. 55. Andere Konstruktionen für denselben Zweck finden sich in Weisbach - Herrmann, Ingenieur- und Maschinen-Mechanik III, S. 154, Rühlmann, Allgemeine Maschinenlehre IV S. 407, Institution of Civil Engineers of England, Proceedings Vol. V, Plates 18 u. 19 u. Zeitschrift des Hannover’schen Architekten und Ingenieurvereins 1855» S. ²²    i&57>    ^î>²‘ Sehr ausführlich

behandelt den Gegenstand v. Dömming in seinem Reisebericht über die Kohlenverladevor-richtungen in den englischen Kohlenhäfen, Zeitschrift für Bauwesen 1878, S. 273> Bl. 38 bis 41.

²

Die Mittheilung der Konstruktion verdankt der Verfasser der Gefälligkeit des König]. Maschinen-Inspektors Uhlenhuth zu Magdeburg.

Ernst, Hebezeuge.

³

Schwimmkrahn der Stettiner Maschinenbau - Aktien - Gesellschaft, Uhland, Praktischer Maschinen-Konstrukteur 1873, S. 358. Siehe ferner Uhland, 1876, S. 324, schliesslich Zeitschrift des Vereins deutscher Ingenieure 1882, Taf. XXXVI. Schwimmender Krahn von W. Theis.

⁴

Die Berechnung der Triebwerke für die Hauptwinde und die Transportwinde der Laufkatze wird durch analoge Rechnungen für den Bockkrahn der Magdeburg-Halberstädter Eisenbahn, welcher weiter unten besprochen ist, erläutert.

⁵

Anmerkung. Die Gesannntausführung der Anlage wird wenig verändert, wenn der Krahn nicht an der Wand, sondern in der Mitte des Giessraumes Aufstellung findet. Die Lastkette lässt sich alsdann über eine feste Leitrolle aus der Krahnachse beliebig weiter leiten.

^=1845 kg.

Infolge der Doppelbeanspruchung der Krahnsäule durch die Kräftepaare mit den Kräften K in den Lagern, sowie H in den Knotenpunkten A und E der Gerüstkonstruktion, tritt in der mittleren Strecke der Krahnsäule eine Doppelbiegung mit einem Wendepunkt auf. Der gefährliche Querschnitt der Krahnsäule liegt im Knotenpunkt A. Die Entfernung dieses Punktes von der oberen Zapfenmitte beträgt nach der Zeichnung 530 mm. Wir erhalten demnach für den gefährlichen Querschnitt die Bedingungsgleichung

1845 • 53° — j.

Gestattet

man mit Rücksicht auf eine besonders kräftige Konstruktion der Krahnsäule, an welche sich das ganze übrige Krahngerüst anschliesst, und im Hinblick auf die direkte Zugwirkung in der Krahn-

säulenstrecke AE, für die grösste Materialbeanspruchung durch die Biegung nur 5,5 kg pro qmm, so ergiebt sich das erforderliche Widerstandsmoment der Krahnsäule

I 1845.530

Das Widerstandsmoment des für den Ausleger benutzten Trägerprofils war für jede U-Eisenschiene = 97000, für die Doppelschienen daher 194000. Dasselbe genügt also auch vollkommen für die Beanspruchung der Krahnsäule. Benutzen wir dasselbe, so beschränkt sich die grösste Materialspannung durch Biegung auf 5 kg pro qmm.

Die direkte Zugwirkung in der Krahnsäule beträgt

V — 3888 = 00 3900 kg.

Hieraus folgt bei dem Flächenquerschnitt der in Rede stehenden U-Eisen, welcher für beide Schienen zusammen 2.2120 = 4240 qmm beträgt, eine direkte Zugspannung im gefährlichen Querschnitt

k₂ =

3900

4240

= cxj 0,9 kg.

Die Maximalspannung im gefährlichen Querschnitt der Krahnsäule, infolge der Biegungswirkung und der direkten Zugwirkung, erreicht also nur circa 6 kg pro qmm. Berücksichtigt man den Einfluss der Kettenspannungen auf die Krahnsäule, so gestalten sich die Verhältnisse sogar noch etwas günstiger, so dass die Konstruktion jedenfalls eine sehr ausreichende Sicherheit bietet.

Für den schmiedeeisernen Stützzapfen erhalten wir, dem Zapfendruck K — 1845 kg entsprechend,

d~ ^l845'

Nehmen wir das Längenverhältniss — = 5- und setzen mit Rücksicht auf die Erhöhung der Spannung durch den direkten Druck der ge-sammten Krahnlast, = 5 kg pro qmm, so folgt

d~ \ "L ¹⁸⁴⁵ = ~ 56 mm.

In der Ausführung sind hierfür 60 mm gewählt. Die Spannungserhöhung im Zapfen durch die Totallast von 1600 + 870 = 2470 kg beträgt für den vorliegenden Zapfenquerschnitt 00 0,9 kg pro qmm, und die Maximal-Druckspannung im ausgeführten Zapfen erreicht somit noch nicht 6 kg pro qmm.

Schwebendes Kopflager für freistehende Giessereikrahne.

Steht der Giessereikrahn, wie häufig⁻, mitten in der Giesshütte, so lagert man den Kopfzapfen der Krahndrehsäule, wenn irgend möglich, in einem einfachen Buchslager, welches direkt mit dem Gebälk der Gebäudekonstruktion verschraubt wird. Ein derartiges Lager ohne verstellbare Schalen genügt vollkommen, wenn man die Buchse lang genug ausführt, um einer zu schnellen Abnutzung vorzubeugen. Will man das Ablaufen des Zapfenschmiermaterials hindern, so kann man Zapfen und Lager mit einander austauschen , d. h. man befestigt den Kopfzapfen zwischen dem Gebälk und lässt denselben vertikal abwärts in einen Lagertopf hineinreichen, der in den Kopf der Krahnsäule eingefügt wird.

Ist in der baulichen Anlage der Giesserei keine geeignete Balkenanordnung vorhanden, die zur Abstützung des Krahnkopfes benutzt werden könnte, so kann man in den meisten Fällen statt dessen eine schwebende Lagerkonstruktion anwenden, die durch horizontale Spannstangen den Horizontalschub des Krahns aufnimmt. Fig. 4 bis 6, Taf. 26 veranschaulichen eine solche Ausführung.

Das Lagerauge ist durch 6 radiale Hülsen, in welchen die Spannstangen durch Keile festgehalten werden, rosettenförmig erweitert. Die Spannstangen selbst werden in den Gebäudeecken oder in verstärkten Wandpfeilern verankert.

Lassen sich 6 Anker nicht gut unterbringen, so genügen auch 4 von entsprechend stärkeren Dimensionen. Die ganze Konstruktion lässt sich im übrigen dahin abändern, dass man den Zapfen nach unten gerichtet in der schwebenden Rosette befestigt und in den Kopf der Krahnsäule einen Lagertopf einfügt, der den Zapfen aufnimmt und das abtropfende Schmieröl zurückhält, so dass eine sehr seltene Erneuerung der Ölung nothwendig wird.

Gestattet die Gebäudekonstruktion weder eine Abstützung des Krahns durch Balkenwerk noch durch Spannstangen, so bleibt nur eine Ausführung mit feststehender Stützsäule übrig, die wir als erstes Beispiel für Giessereikrahne eingehend behandelt haben.

Fahrbarer Montirungskrahn.

Die für drehbare Giessereikrahne charakteristische Anordnung einer Laufkatze auf dem horizontalen Auslegerbalken lässt sich mit Vortheil auch für Montirungskrahne benutzen. Hier tritt die Forderung auf, Werkstücke aufzuwinden und an einer ganz bestimmten Stelle zur Montage abzusetzen. Es muss also eine vollständig freie Bewegung der Last nach allen Richtungen hin, ähnlich wie bei Giessereikrahnen ermöglicht werden. Um ferner die Werkstücke zunächst an den Ort der Zusammenstellung zu schaffen, ist die Fahrbarkeit des ganzen Krahns erwünscht. In Figur 197, S. 394, ist eine diesen Anforderungen entsprechende Ausführung skizzirt, die nach den vorangegangenen Darstellungen ohne weiteres ver-

ständlich ist. Das Krahngestell bewegt sich um eine im Wagengestell befestigte Stützsäule. Der Ausleger, welcher die Laufkatze trägt, ist als freier Blechträger ohne Strebenabstützung ausgeführt, um den ganzen

KU

Ai

ff=r

\ZT CT

Fig. 197. 1=75

Raum unter der Laufkatzenbahn für die Lastbewegungen frei zu lassen. Das starke Kippmoment des Auslegers wird durch ein festes Gegengewicht ausgeglichen. Derartige Krahne sind in der Fabrik von E. Becker in Berlin für Lasten bis 30 Ctr. bei 6 m Ausladung und 4 m freier Höhe ausgeführt. Die Wagenkonstruktion ist für deutsches Eisenbahn-Spur-mass berechnet.

II. Bülmenkrahne.

Die Bühnenkrahne könnte man im Gegensatz zu Drehkrahnen als Schiebekrahne bezeichnen. Das Charakteristische derselben ist, wie bereits in den allgemeinen Erörterungen über Krahndispositionen hervorgehoben, die Verbindung einer fahrbaren Winde — Laufkatze — mit einer Bühne, die entweder im Freien auf einem Bockgestell oder in Gebäuden auf der Gebäudekonstruktion ruht. In beiden Fällen kann die Bühne selbst mit eigener Fahrbeweglichkeit ausgestattet werden. Bei Bockkrahnen ist dies nur dadurch zu erreichen, dass man das ganze Bockgerüst auf Laufachsen setzt, Bühnenkrahne in Gebäuden oder auf Baugerüsten gestatten die Laufachsen direkt an der Bühne selbst zu lagern.

Freistehende Bockkrahne werden meist auf festen Fundamenten mit einfacher Laufkatzenanordnung ausgeführt, Bühnenkrahne in Gebäuden und auf Baugerüsten erhalten dagegen fast ausnahmslos selbstständiges Fahrtriebwerk und werden kurz als Laufkrahne bezeichnet.

Bockkrahn der Alagdeburg-Halberstädter Eisenbahn für 10000 kg.

Bockkrahne ßnden hauptsächlich auf Bahnhöfen Verwendung, um schwere Lasten umzuladen. Zu diesem Zweck wird das Bockgestell so

breit ausgeführt, dass es zwei neben einander liegende Schienengeleise überspannt, um sowohl Umladungen von einem Eisenbahnwagen auf einen anderen bewerkstelligen zu können, als auch Lasten von Strassen-fuhrwerken auf Lowrys, oder umgekehrt von diesen auf jene zu verladen. Bockkrahne erfordern daher ein doppeltes Windenwerk, eins zum Heben der Last, ein zweites für den Horizontaltransport der Laufkatze. Die älteren Krahne dieser Art sind meist mit hölzernem Gerüst ausgeführt, die neueren dagegen ganz aus Eisen konstruirt.

Eig. 4 und 5, Taf. 27, veranschaulichen einen eisernen Stations-Bock-krahn für die meist übliche Maximallast von 10000 kg.¹)

Die Gerüstständer, welche die Laufkatzenbalken tragen, sind aus je zwei etwas schräg gestellten Doppel-T-Eisen, mit zweifacher Diagonalverstrebung durch U-Eisen, gebildet. Die Schienenbahn der Laufkatze ruht ebenfalls auf zwei Doppel-T-Trägern, welche an den Enden durch Quer- und Stirnbleche im erforderlichen Abstande von einander gehalten werden und durch Eckeisennietungen mit den Gerüstständern verbunden sind. Diese Verbindung wird ausserdem noch durch 4 Eckstreben — je zwei auf jeder Seite — gesichert, und gleichzeitig hierdurch eine Versteifung der Laufkatzenträger erzielt. Jeder Bockständer steht auf einem gesonderten Fundament. Um das Eundamentmauerwerk möglichst gleichmässig zu belasten und ein grösseres Auflager zu gewinnen, ist unter jeden Ständer-fuss ein durchlaufendes Blech gelegt und durch Eckeisenschienen mit den Bockfüssen vernietet. Im Fussflansch dieser Eckeisenschienen befinden sich die Angriffspunkte der Fundamentanker.

Die Abmessungen des ganzen Bockgerüstes und der einzelnen Profileisen sind aus der Zeichnung ersichtlich. Die lichte Höhe beträgt ö m, die lichte Weite 7,24 m, so dass die lose Rolle mit dem Lasthaken bis zu genügender Höhe über die höchste Begrenzung des in die Zeichnung einpunktirten Normal-Ladeprofils, emporgezogen werden kann und andererseits noch zwischen dem Ladeprofil und dem Bockfuss auf jeder Seite ein Spielraum von 455 mm bleibt.

Das Haupt winden werk liegt in einem gusseisernen Bockgestell, dessen Wangen gegen die Aussenrippen des rechten Ständers geschraubt sind. Die Winde ist mit doppeltem Vorgelege und Wechselräderpaaren konstruirt, um kleinere Lasten mit entsprechend grösserer Geschwindigkeit heben zu können. Der Austausch der Wechselräder erfolgt beim Verschieben der Kurbelwelle, welche durch eine Falle F in den beiden entsprechenden Lagen festgestellt wird.

Das Trommelzahnrad steht in dauerndem Eingriff mit dem Triebrade b der Zwischenvorgelegewelle. Zum Aufwinden der grösseren Lasten lässt man die Kurbelwelle, wie gezeichnet, durch das Triebrad d auf das grosse Zahnrad c der zweiten Vorgelegewelle ein wirken, für kleinere Lasten rückt man das Triebrad f in das zugehörige Wechselrad e ein. Die Kraftumsetzung des Räderwerks wird durch die lose Rolle unterstützt. Die Ge-sammtumsetzung ist so gewählt, dass die Maximallast durch 4 Arbeiter bei je 14 kg Kurbeldruck bewältigt werden kann.

Sperr- und Bremswerk sind auf der Zwischenvorgelegewelle angeordnet und entsprechen den weit verbreiteten älteren Ausführungen, entbehren also der Sicherheitsvorkehrungen, auf welche erst in neuester Zeit gebührendes Gewicht gelegt wird.

Die bewegliche Unterstützung der Lastkette durch die Laufkatze ist in allgemein üblicher Form ausgeführt. In der über die Tragrollen der Laufkatze herabhängenden Kettenschlinge schwebt die lose Rolle mit dem Lasthaken ; das linke Kettentrum ist am Ende der Fahrbahn in entsprechender Höhe an einer Traverse im Kopf eines gusseisernen Bockes befestigt, das rechte Trum läuft über eine Leitrolle in dem korrespondirenden Bock auf der rechten Seite abwärts zur Windentrommel. Beachtenswerth ist die Abstützung der Lasthakenaufhängung durch ein Feder werk, dessen Einschaltung einen wesentlichen Schutz gegen die Gefahren zufälliger Kettenschläge bieten dürfte, und auch beim Aufwinden der Last den Vortheil gewährt, dass infolge der Zusammenpressung der Federn nicht gleich im ersten Moment der volle Widerstand auf das Triebwerk einwirkt.

Die Transportbewegung der Laufkatze wird, um Eckungen zu vermeiden und schwache Ketten zu gestatten, durch zwei parallele Ketten ohne Ende vermittelt, deren Daumenrollen D auf einer gemeinsamen Achse im Bockgestell am rechten Ende der Fahrbahn liegen, während die Leitrollen für diese Doppelketten im entgegengesetzten Bock untergebracht sind.

Der Antrieb der Daumenrollen wird durch ein Stirnräderpaar mit den Rädern a und ß, sowie durch eine doppelte konische Räderübersetzung mit den Rädern y, ô und £, vermittelt, um die Drehung der tiefgelagerten Kurbelwelle durch eine vertikale Zwischenwelle auf den hochliegenden Kettentrieb zu übertragen. Der Lagerbock für die Kurbelwelle ist an einer horizontalen Traverse aus gewalztem Doppel-T-Eisen befestigt, welche in den rechten Gerüstständer eingenietet gleichzeitig das Stützlager für die vertikale Zwischenwelle trägt. Das Kopflager für die vertikale Welle wird gegen das Stirnblech der Laufkatzenträger geschraubt und die Welle ausserdem noch mit Rücksicht auf ihre bedeutende Länge in der Mitte durch einen Lagerarm gehalten.

Die Stirnrädervorgelegewelle für den Kettentrieb läuft in gusseisernen auf den Stegen der Laufkatzenträger festgenieteten Augen.

Bei der Berechnung des Krahngestells sieht man von den Versteifungen der Konstruktion durch die Eckstreben und Diagonalverbindungen ab. Man betrachtet die Träger für die Laufkatzenbahn als einfache frei-aufliegende Balken und die Gerüstständer als freistehende Säulen. Unter dieser Voraussetzung erscheint es statthaft, andererseits die Sekundärspannungen unberücksichtigt zu lassen, welche durch den Zug der Lastkette, und in geringem Masse auch noch durch die Treibkette für die Laufkatze, in der Konstruktion auftreten. Es wird daher ausschliesslich die direkte Belastung der Konstruktion durch die Nutzlast und das Eigengewicht in Rechnung gezogen, indem man annimmt, dass die Last fest an der Laufkatze hängt.

Die Lieferungsbedingungen für den in Rede stehenden Krahn fordern ausreichende Konstruktionssicherheit bei einer Probebelastung mit 15000 kg, unter der Voraussetzung, dass der Krahn im Betriebe nur für Maximallasten bis zu 10000 kg benutzt werden soll.

Auf Grund der vorstehenden Annahmen und Bedingungen sind die nachstehenden Rechnungen durchgeführt.

Berechnung des Krahngerüstes. i. Berechnung der Laufkatzenträger. Die Belastung des Doppelträgers setzt sich zusammen:

a. aus einer Einzellast,

15000 kg

800 kg

und zwar aus der Probebelastung =    .    .    .    .

und aus dem Eigengewicht der Laufkatze inch loser Rolle, Haken und Kette, schätzungsweise

Summa 15800 kg,

2000 kg.

b. aus der gleichmässig vertheilten Belastung des Eigengewichts der Träger inch Schienenbahn, der Ausführung entsprechend

Die Spannweite des Bocks von Ständermitte zu Ständermitte beträgt 758,8 oj 760 cm. j Die ungünstigste Beanspruchung tritt auf, | wenn die Laufkatze in die Mitte rückt.

Wir erhalten in dem Fall für jeden einzelnen der beiden Träger das Biegungsmoment 0 kg. M unter Berücksichtigung des Abstandes der Laufrollen von einander, welcher 100 cm beträgt, Fig. 198,

sou ha.

Fig. 198.

ra

Milte

AI

max

o    380

= 4450.380 — 500 .

15800

• 50 = 1398500 kg cm.

Gestattet man für die vorübergehende Probebelastung eine Materialspannung von 800 kg pro qcm, so würde sich das erforderliche Widerstandsmoment des Trägers bestimmen durch die Bedingung

= 1748-

139⁸55o _ 800

Dem entspricht das Normalprofil für Doppel-T-Eisen No. 42x/₂. dessen Widerstandsmoment bei 425 mm Trägerhöhe 163 mm Breite, 15,3 mm Stegdicke und 23 mm Rippenstärke

W= 1754.

Berechnung der Bockständer.

2.

Die ungünstigste Belastung der auf Zerknickungsfestigkeit beanspruchten Bockständer tritt ein, wenn die Laufkatze in die dem Ständer zunächstliegende Endstellung gebracht wird. Da sich nun die Laufkatzenmitte in der Endstellung 125 cm von der Ständermitte befindet, so folgt bei der Probebelastung, unter Berücksichtigung des Eigengewichts der Laufkatze mit loser Rolle, Etaken etc., als Druck auf die rechte Stütze,

Q-i-O

<r----------S35------------>-025+

15300 kg.

Fig. 199,

•fSOCtnr — Fig. 199.

15800,635

760

= 13200 kg.

Schätzt man das Gewicht des unmittelbar auf dem Ständerkopf ruhenden Bocks mit Kettenrollen und Zahnrädern auf .    .    .    300 kg.

und berücksichtigt schliesslich noch den Druck, welchen das Eigengewicht der Laufkatzenträger an den Stützpunkten hervorruft, d. i. . 1000 kg, so ergiebt sich als Maximaldruck für den Kopf des Ständers

Vn = 13200 -f- 300 + 1000 = 14500 kg.

vff-

L\r

Dieser Druck zerlegt sich nach den Richtungen der beiden etwas schräg gestellten Ständerfüsse in zwei gleich grosse Komponenten.

L«J

Bezeichnet, Fig. 200, Edie Grösse der Komponenten a den Neigungswinkel derFüsse gegen die Vertikale,

Fig. 200.

so folgt

E>

2 COS K

Nach den Abmessungen der Konstruktionsausführung ist

cos a

6,3’

mithin

E=

14500.6,3

= 7612 kg.

Bezeichnet ferner l die Fusslänge, welche aus der Zeichnung sich = 603 cm ergiebt, so lautet die Bedingungsgleichung für 5 fache Sicherheit gegen Bruch durch Zerknicken

77² A./

und hieraus folgt das erforderliche Minimal-Trägheitsmoment des Stützenquerschnitts

5 V. I² _ 5 . 7612.603² _

10 2000000

=r CV

692.

Diesem Resultat entspricht genau das Normalprofil für Doppel-T-Träger No. 34, dessen Trägheitsmoment, bezogen auf die zum Steg parallele Schwerpunktsachse, mit dem geforderten Werth I = 692 identisch ist. Die Abmessungen dieses Profils sind, 340 mm Höhe, 137 mm Breite, 12,2 mm Stegdicke, 18,3 mm Rippenstärke. Für die Ausführung ist ein älteres Profil mit sehr nahe übereinstimmenden Massen , 348 mm Höhe und 147 mm Breite gewählt. Die Diagonalverbindungen der Ständerfüsse, wie die Eckverstrebungen des Bockgerüstes sind den Abmessungen der Haupt - Konstruktionsglieder angepasst und ihre Massverhältnisse aus der Zeichnung ersichtlich.

3. Berechnung der Triebwerke.

Die Umsetzungsverhältnisse in den Triebwerken sind mit Rücksicht auf die für den Betrieb in Aussicht genommene Maximallast von 10000 kg berechnet ; für die vorübergehende Probebelastung mit 15000 kg ist nur eine entsprechende Verstärkung der Zahntheilungen, Kettenstärken etc. vorgenommen.

a. Hauptwinde.

//

s,

Um zunächst den Lastzug im Umfang der Windentrommel zu bestimmen , sind die Effektverluste zu berücksichtigen , welche an der losen Rolle A, Fig. 201, und an den beiden Leitrollen B und C auftreten.

s₂

Es ist nach früheren Tabellenwerthen*) der Wirkungsgrad einer losen Kettenrolle

Vi = ⁰,979

Fig. 201.

und der Wirkungsgrad einer Leitrolle bei Viertel-Umfangsumspannung

rj₂ = 0,964.

Bezeichnet Q die Maximalnutzlast, so folgt mithin für die Spannung der Lastkette, bevor sie auf die Windentrommel aufläuft,

S₄ =

<2 _

5000

2 ii Vi °>979 • 0,964s

=    5494 kg.

Mit Rücksicht auf die Probebelastung ist eine Kette von 25 mm Eisenstärke gewählt, deren garantirte Tragfähigkeit 6575 kg beträgt. Dieselbe gewährt bei einer geprüften Tragfähigkeit von 13150 kg genügende Sicherheit für eine vorübergehende Beanspruchung mit 8240 kg,' welche bei der Krahnprobebelastung infolge der Rollenwiderstände auftreten wird.

Der Kettenstärke von 25 mm entsprechend, sind in Übereinstimmung mit unseren früheren Normalangaben die Durchmesser aller Kettenrollen und der Windentrommel = 20.25 — 500mm gewählt.

Die Winde selbst bedingt durch ihre einzelnen Getriebeelemente weitere Effektverluste.

Es ist nach den Resultaten unserer allgemeinen Untersuchungen der Wirkungsgrad der Trommelwelle = 0,97 t, und der Wirkungsgrad jedes der beiden Zahnrädervorgelege ^ t = 0,91

anzunehmen.

Demnach folgt als Gesammtnutzeffekt der Windenvorrichtung

n = V\-Vł- Vs- Vt² = °’979 • 0,9642 0,971 . 0,91² =r 00 0,73.

Rechnet man für den Antrieb der Winde auf 4 Arbeiter, mit je 14 kg Kurbeldruck bei 400 mm Kurbelarmlänge, so wird für Q = 10000 kg.

Lastmoment

Kraftmoment

2 • 0,73

. 250

4.14. 400

= 76,4-

Wie aus der in die Krahnzeichnung eingetragenen Zahnrädertabelle zu entnehmen, beträgt in vollständiger Übereinstimmung hiermit das Umsetzungsverhältniss

Durch Austausch der Wechselräder ist für kleinere Lasten ein Umsetzungsverhältniss

Lastmoment

75    104

Kraftmoment

10    30

— 26

vorgesehen, dessen Einschaltung für Lasten bis 3400 kg ausreicht, wenn man, wie für die Maximallasten über 4 Arbeiter mit je 14 kg Kurbeldruck verfügt.

Die Bestimmung der Lastgeschwindigkeiten erfolgt am kürzesten durch Berücksichtigung der Bedingung, dass der Aufwand an motorischer Arbeit, der geleisteten Nutzarbeit gleich sein muss. Wir erhalten demnach für den ermittelten Nutzeffekt der Maschine von 0,73, unter der An-

nähme einer Kurbelgeschwindigkeit von 600 mm pro Sekunde, für die Geschwindigkeit der Maximallast vt

10000

o,73

= 4.14.600

4.14.600 0,73

10000

= oj 2,5 mm pro Sekunde.

Analog ergiebt sich für Lasten bis 3400 kg bei Austausch der Wechselräder

v₂ =

4 . 14.600.0,73

3400

-    7,2 mm pro Sekunde.

Die Zahntheilungen sind, wie bereits erwähnt, so stark gewählt, dass sie selbst für die vorübergehende Krahnprobebelastung mit 15000 kg noch ausreichende Sicherheit bieten.

In diesem Fall würde der erforderliche Gesammtkurbeldruck auf 84 kg steigen.

Nach Formel 154 bestimmt sich die Zahntheilung durch

t — 2,42

Es ist hier das Moment der Kurbel welle M — 84.400

und die Zähnezahl des Triebrades auf der Kurbelwelle 12, mithin folgt

t — 2,42 1/2800 = rv 34 mm.

In der Ausführung findet sich t — 35 mm gewählt.

b. Berechnung der Laufkatzenwinde.

Die Widertände, welche bei der Verschiebung der Laufkatze auf-treten, setzen sich zusammen:

1.    aus dem Reibungswiderstande der Hauptkette, unter welcher die Laufkatze fortrollt,

2.    aus dem Widerstande der rollenden Reibung und der Achsenreibung der Laufräder,

3.    aus den Widerständen der Laufkatzenzugketten.

i. Bestimmung der Reibungswiderstände der Hauptkette.

Sind A und C, Fig. 202 Seite 402, die beiden Leitrollen der Laufkatze für die Lastkette mit der losen Rolle B, so entsteht bei der Verschiebung der Laufkatze eine Relativbewegung zwischen der Kette und den Rollen. Die Rollen A und C laufen unter den horizontal gespannten Kettenstrecken hin, während gleichzeitig auch die Rolle B unter dem Einfluss der Seitenverschiebung der herabhängenden Kettenschlinge rotirt. Der Vorgang ist in Bezug auf die auftretenden Bewegungswiderstände genau so, als ob die Rollen ihren Platz nicht veränderten und dafür die Kette über ihre

•«—-i-

jo

Fig. 202.

Umfänge fortgezogen würde. Die Rollen A, C und B verhalten sich also sämmtlich wie feste Leitrollen.

Bezeichnet x das Verhältniss der Spannung im ablaufenden Trum zur Spannung im auflaufenden, ô den Ketteneisendurchmesser, a den Radius der Kettenrollen, r den Zapfenradius,

a den Winkel, welchen die nach der An- und Ablaufstelle gezogenen Radien einschliessen, fj den Zapfenreibungskoefficienten,

so ist nach Formel 14

I 0,2(1 *=■ + — +

2 u r sin

Ci

k> , a

zu setzen.

Hieraus ergiebt sich für

a — 250 mm, r - 40 mm, 0 = 25 mm, fi = 0,08 und « = 90°

und für a — 180⁰ bei sonst gleichen Werthen x₂ = 1,046.

Die Spannung im festen Trum St wird annähernd gleich der halben Last an der losen Rolle sein, also hier = 5000 kg. Durch die Laufkatzenbewegung wächst die Spannung in dem von A ablaufenden Trum auf

S₂ = Slxl = 5000.1,04    - 5200 kg.

Ebenso erhöht sich die Spannung S₃ durch die Widerstände der Rolle B auf

Ą = S₂x2 = 5200. 1,046 = 00 5440 kg,

und schliesslich ist

Ą = 5's.xl = 5440. 1,04 = 00 5660kg

zu setzen.

Die Laufkatze wird demnach infolge der Spannungsdifferenz in den horizontalen Strecken der Hauptkette mit einer Kraft

Wx — Sà — Sx = 5660 — 5000

d. i.

M\ = 66o kg

zurückgehalten.

2. Bestimmung der Zapfen widerstände und der rollenden Reibung bei belasteter Laufkatze.

so ist

Bezeichnet

R den Radius der Laufräder, r den Zapfenradius,

den Zapfenreibungskoefficienten, f den Koefficienten der wälzenden Reibung,

Z den Gesammtdruck der Zapfen,

D den Gesammtdruck der Laufräder gegen die Schienen,

W₂ den totalen Widerstand der Zapfen- und Laufrollenreibung, welcher durch die Zugkette überwunden werden muss,

w₂ =

fD -j- fi r Z

Der totale Zapfendruck Z ergiebt sich aus den oben ermittelten Kettenspannungen

]/SJ + .SJ + ]/ £jj + .S| = j/5000² + 5²°°² + ]/5440² 4- 5660² = 15065.

Der Gesammtanpressungsdruck der Laufräder gegen die Schienen entspringt aus der Maximalnutzlast von 10000 kg und dem Eigengewicht der Laufkatze, inch loser Rolle, Haken etc. = 800 kg, mithin

D — 10800 kg.

Es ist ferner nach der Ausführung, R — 250 mm, r = 40 mm, und setzt man schliesslich noch in Übereinstimmung mit den gewöhnlichen Annahmen für die Reibungskoefficienten f= 0,5 mm und ^t, = 0,08, so folgt

0,5 .10800 -(- °,°8.40 . 15065

W₂

250

W₂ - 214 kg

II

3. Berechnung der Widerstände der Laufkatzenzugkette.

Die in den Kettenlinien auftretenden T angentialspan-nungen beeinflussen die Rollenwiderstände. Ist in Fig.

203 E die treibende Rolle    ^

und F die korrespondirende Leitrolle, so tritt die stärkste

•e-

-- X.....-v ■

o )E

Fig. 203.

Kettenspannung und damit auch der grösste Bewegungswiderstand auf, wenn die Laufkatze in die Endstellung nach links gezogen wird.

Bezeichnet f die grösste Einsenkung des oberen Kettentrums,

x die halbe Spannweite der flachen Kettenlinie desselben, so kann man mit genügender Genauigkeit für die vorliegende Rechnung die Tangentialspannung S' der Kettenlinie an der Laufkatze, sowie an der Ablaufstelle der Rolle E gleich der in diesen Punkten herrschenden Horizontalspannung setzen und erhält demgemäss nach den Gesetzen der Kettenlinie, falls man mit

p das Eigengewicht der Kette pro Längeneinheit bezeichnet,

_ P X²

²/

In der Ausführung sind, wie bereits früher erwähnt, zwei parallele Zugketten von je 13 mm Ketteneisendurchmesser angeordnet und demgemäss ist hier

P - 6,5 kg

einzuführen.

Nimmt man

Der Krahnzeichnung entsprechend ist x — 2,5 m. ferner an, dass die Kettensenkung f, zu deren Justirung die Befestigungsöse in die Laufkatze mit Gewinde eingesetzt ist, 0,15 m beträgt, so folgt

6.5 •²,5²

2.0,15

= 135 kg.....HI.

Diese Kettenspannung wirkt in Gemeinschaft mit den bereits oben ermittelten Widerständen der Laufkatzenbewegung entgegen, und es muss daher an der Auflaufstelle der Rolle F ein Kettenzug herrschen,

.Sj = Wt 4- W.j + 5 = 660 4- 214 -f 135 = cvj 1010 kg.

Durch den Effekt Verlust der Leitrolle F steigert sich der zum Transport der Laufkatze erforderliche Kettenzug auf

S₂ = S{ x = 1010.1,044 = 00 1055 kg.

Eine weitere Erhöhung der Kettenspannung tritt durch die Widerstände an der Daumenrolle E auf, wodurch sich die Spannung auf 5, x2 = 1010 . i,044² = 1101 kg steigern wird.

Da nun andererseits die Spannung 5 im oberen Kettentrum an der Ablaufstelle der Rolle die Antriebbewegung derselben unterstützt, so ergiebt sich der Umfangswiderstand der Daumenrolle

U — i101

135 = 966 kg.

Das Güteverhältniss des Windenwerks für die Daumenrolle wird bei den dreifachen Räderumsetzungen zu 0,9t³ =0,75 anzunehmen sein, und somit wäre schliesslich für die Bestimmung der Umsetzungsverhältnisse dieses Räderwerkes der Lastwiderstand

vx -

U _ 966.4 _

0,75

1288 = cvj 1300 kg.

Berücksichtigt man die grosse Zahl der Reibungsstellen und die schwere Zugänglichkeit des hochgelegenen Laufkatzentriebwerks, so dürften sich die Total widerstände durch Erhöhung der Reibungskoefficienten im allgemeinen noch ungünstiger gestalten, als hier unter Voraussetzung sorgfältiger Schmierung und Wartung aller Maschinentheile ermittelt ist. Man wird daher bei Bestimmung der Räderübersetzung eine Steigerung der Bewegungshindernisse dadurch zu berücksichtigen haben, dass man für die vorstehend zu Grunde gelegten günstigen Annahmen andererseits auch nur einen verhältnissmässig geringen Kurbeldruck in Rechnung stellt, der ohne Schwierigkeit durch grössere Kraftanstrengung der Arbeiter gesteigert werden kann, sobald sich das Triebwerk in ungünstigerem Zustande befindet.

Dementsprechend werde für den von zwei Arbeitern zu leistenden Kurbeldruck nur 20 kg angenommen. Alsdann ergiebt sich für 400 mm

Kurbelarmlänge und Lastrollenradius der Quotient

20,3.

Lastmoment 13000. 250 Kraftmoment — 2 . 20.400 —

In Übereinstimmung hiermit findet sich, wie aus der in die Krahn-zeichnung eingetragenen Zahnrädertabelle zu entnehmen, das Umsetzungs-verhältniss

20,4

84    29    29 _

12 ' 17 ² 17 T_

gewählt.

Rollkrahn.

Die Skizze eines fahrbaren Bockkrahns, eines sogenannten Rollkrahns, ist in Fig. 204, S. 406, dargestellt, entsprechend einer Ausführung, die beim Bau von Brückenpfeilern zum Versetzen der Materialien benutzt wird.²) Die Verstrebungen und die Einschaltung der Laufrollen in die Konstruktion sind aus der Skizze hinreichend ersichtlich.

Die an beiden Gerüstständern angebrachten Lastwinden dienen gleichzeitig zum Aufwinden der Last und zur Horizontalverschiebung der Laufkatze, für welche keine besondere Zugkette vorhanden ist. Treibt man die Windentrommeln im selben Sinne um, so wird die Last bei stillstehender Laufkatze gehoben oder gesenkt. Bewegt man die Trommeln in entgegengesetzter Richtung mit gleicher Geschwindigkeit, so verschiebt sich die Laufkatze bei unveränderter Höhenlage der Last.

Für die Fahrbewegung des ganzen Krahngerüstes ist in jedem Bockständer eine besondere Winde zur Einwirkung auf den verzahnten Radkranz der Laufräder vorhanden.

tf

•Ul

Fig. 204.

i : IOO.

Bühnenlauf kr ahn.

Bühnenlaufkrahne, kurz Laufkrahne genannt, werden hauptsächlich für grosse Montirungswerkstätten und Giessereien ausgeführt, finden aber auch bei Neubauten etc. Verwendung.

Die vollkommene Sicherheit der Laufbühne gegen Kippen bildet einen der Hauptvorzüge dieses Krahnsystems, wenn es sich darum handelt, schwere Lasten zu bewältigen und grosse Flächen zu bestreichen.

Die Unterstützung- der Krahnbühne an beiden Enden gestattet ohne besondere Konstruktionsschwierigkeit und mit verhältnissmässig geringem Materialaufwand für das Krahngerüst beliebig weite Spannungen ; die Ausdehnung der Bühnenfahrbahn ist nur durch das Gebäude selbst begrenzt. Schliesslich beschränkt das hochliegende Krahngerüst die vollkommen freie Ausnutzung des Arbeitsraumes in keiner Weise und die Doppelbewegung der Bühne und der Laufkatze gestattet jeden beliebigen Punkt des Arbeitsraumes mit dem Krahn zu bedienen. Andererseits erfordert die Anlage einen besonders kräftigen Unterbau für die ganze Länge der Fahrbahn Und vertheuert dadurch die Bauausführung der Werkstatt nicht unwesentlich.

Laufkrahn der Berliner Wasserwerke für 400 Ctr. Tragkraft. Taf. 28, Fig. i bis 13.³)

Die Bühne besteht aus zwei kräftigen Blechträgern mit kastenförmigen Querverbindungen an den Enden. Ihre Träger haben Doppel-T-Prohl und sind durch Nietung hergestellt, indem mit den Vertikalblechen die zugehörigen Kopfplatten durch doppelte Eckeisen verbunden sind. Die Stossfugen der Vertikalbleche werden auf beiden Seiten von T-Eisen überdeckt —- Schnitt IK und LM Fig. 10 und 13.

Die kastenförmigen Querverbindungen an den Enden der Hauptträger dienen zur Aufnahme der Bühnenlaufräder. Zu dem Zweck sind die Kastenbleche durch aufgelegte Gusseisenplatten mit Lageraugen für die Laufradachsen verstärkt. Fig. 3 bis 8 und Fig. 11 lassen die bezüglichen Detailverbindungen und den Anschluss der Kasten an die Hauptträger durch Eckeisennietungen zur Genüge erkennen.

Der Antrieb des Bühnenlaufwerks erfolgt, um Eckungen bei der Fahrbewegung zu vermeiden, durch eine gemeinsame Vorgelegewelle //, welche von einem Ende der Bühne bis zum entgegengesetzten reicht und durch Stirntriebräder mit den Zahnkränzen des aktiven Laufräderpaares im Eingriff steht.

In den schmiedeeisernen Gestellwänden der Lastwinde ist das Maschinenwerk für die Umdrehung der Lasttrommel, sowie das Antriebwerk für die Transportbewegung der Lastwinde und der Laufbühne gelagert, ausserdem zu beiden Seiten des Windengestells eine Plattform für die Krahnarbeiter angebracht.

Die Laufbretter, welche direkt an den Hauptträgern der Bühne befestigt sind, dienen nur als Steg für die Arbeiter, um zum Schmieren der Laufachsen an die Enden der Bühne gelangen zu können, ohne jedesmal die Lastwinde in die Endstellungen zu kurbeln, und um ferner den Arbeitern das Verlassen des Krahns ohne weiteres zu ermöglichen, wo sich auch immer gerade die Winde befinden mag.

Die Lastwinde ist mit dreifachem Vorgelege für die Maximallasten konstruirt, kann aber auch durch Verschieben der Wellen so umgewandelt werden, dass für mittlere Lasten nur doppeltes Vorgelege zur Anwendung gelangt und kleine Lasten direkt mit einfachem Vorgelege aufgewunden werden. Der Antrieb der Lasttrommel erfolgt in all’ diesen Fällen durch die Kurbeln Kv Die zweite Kurbelwelle mit den Kurbeln K₂ vermittelt die Transportbewegungen der Lastwinde und der Laufbühne, je nachdem sich die Welle in der angenommenen Stellung befindet, oder seitlich verschoben wird. In der gezeichneten Lage greifen die Stirnräder c und d in einander, von denen das letztere direkt auf der vorderen Laufachse des Windenwagens sitzt und daher diese für die Windenverschiebung auf der Bühne in Umlauf setzt.

Wrschiebt man die Kurbelwelle in ihren Achsenlagern, so wird der Eingriff der Stirnräder c und d aufgehoben und statt dessen ein konisches Räderpaar — in der Zeichnung nicht dargestellt — eingerückt, dessen eines Rad auf der Kurbelwelle sitzt, während das zugehörige Rad das Kopfrad einer vertikalen Welle bildet, die an der Gestellwand der Winde gelagert ist. Ein zweites Kegelräderpaar a und b, Fig. 2, pflanzt die Bewegung von der vertikalen Zwischenwelle auf die horizontale Vorgelegewelle H fort, und diese vermittelt, wie bereits oben angeführt, die Fahrbewegung der Bühne durch den Eingriff ihrer Stirntriebräder in die Zahnkränze der aktiven Laufräder. Das Kegelrad b muss an der Verschiebung der Lastwinde theilnehmen und in jeder Stellung den empfangenen Antrieb auf die Welle H fortpflanzen. Zu dem Zweck sitzt das Rad auf der Welle lose und wird von der Winde mitgenommen, während die Rotationsübertragung durch den prismatischen Schluss zwischen der quadratischen Welle und der Nabe des Kegelrades vermittelt wird. Die Verschiebbarkeit des Kegelrades auf der Welle bedingt ferner, dass die Welle selbst auf der mittleren Strecke nur durch bewegliche Stützlager getragen werden darf, die dem Rade einen ungehinderten Durchgang gestatten. Die betreffende bewegliche Abstützung erfolgt hier durch ein Hebelpaar, Fig. 9, mit vertikalen Drehachsen, deren horizontale Arme mit einander durch eine Schiene gekuppelt, sich abwechselnd unter die Welle schieben. Das Aus wechseln der Abstützung vollzieht sich in der Weise, dass, wenn sich der Krahnwagen in der Richtung des Pfeiles — Fig. 9, Grundriss — nähert, der Hebel //x vor dem Wagen ausweicht, während gleichzeitig der korrespondirende Hebel hinter dem Wagen durch die Kuppelungsschiene in die Stützstellung gezogen wird. Beim Rücklauf des Wagens nehmen die Hebel durch umgekehrte Verstellung ihre ursprüngliche Lage wieder ein. An den Stützstellen ist die Welle cylindrisch abgedreht, um ungehindert auf den Unterlagen rotiren zu können. Selbstverständlich muss die cylindrische Wellenstrecke kürzer als die Nabe des darüber fort-gleitenden Kegelrades sein, da sonst der prismatische Schluss zwischen Rad und Welle verloren gehen würde.

Eine bessere Wellen Unterstützung ist auf Taf. 29 in den Fig. 1 u. 2 dargestellt,⁴) und lassen die übrigen Einzelheiten dieser Zeichnung gleichzeitig

klarer als die bisher benutzten, das Transporttriebwerk der Winde für die Fahrbewegung der Bühne erkennen. Die Gesammtdisposition der Krahnanlage entspricht der bisher in Betracht gezogenen.

In der Zeichnung ist das Triebwerk für die Transportbewegung der Fahrbühne eingerückt. Es steht das konische Rad d der Kurbelwelle mit dem Kegelrade e in Eingriff und der Antrieb der Vertikalwelle V wird durch die Kegelräder f und g auf die Horizontalwelle H übertragen, welche an beiden Enden durch eine doppelte Stirnräderübersetzung auf die aktiven Laufräder der Fahrbühne ein wirkt. Das Kegelrad g steht mit der Welle //, die hier durchweg cylindrisch ausgeführt ist, durch Feder und Nuth in Verbindung, ist aber andererseits mit seiner verlängerten Nabe lose drehbar in einem Mitnehmer-Konsol M gelagert und durch Bund und Stellring gezwungen, den Verschiebungen dieses mit dem Gestell der Winde verschraubten Mitnehmers zu folgen. Der Mitnehmer wirkt ausserdem noch auf den ebenfalls mit ihm verschraubten gusseisernen Bügel KK ein, welcher dazu dient, die beweglichen Wellenlager niederzudrücken um die Passage für die Winde, und speciell lür das Kegelrad g frei zu machen.

Zur sicheren Führung des Bügels sind die Enden desselben durch Lagerbüchsen direkt auf der Welle H abgestützt.

Die Wellenunterstützung selbst, aus einer halbcylindrischen Lagerschale L bestehend, bleibt durch das Gelenkparallelogramm mit den Schienen und S₂ bei jeder Verschiebung vollkommen horizontal. Wird die Lastwinde verschoben, so stösst der Bügel K das Wellenlager L zur Seite und gleitet über demselben fort, während das Kegelrad g ungehindert die Lagerstelle passirt. Sobald der Bügel weiter rückt, schwingt die Lagerschale durch das Gegengewicht G, mit dem die Verlängerung der Schiene belastet ist, zurück, und das Lager nimmt wieder seine ursprüngliche Stellung ein. Die unteren Drehzapfen des Gelenkparallelogramms sind in einen Konsolbock B eingesetzt, und dieser ist seinerseits an den nächstliegenden Hauptträger der Bühne geschraubt. Die Vortheile des Gelenkparallelograms für eine sorgfältige horizontale Unterstützung der Welle durch eine verhältnissmässig lange und cylindrisch anschliessende Schale liegen auf der Hand. Die übrigen Details der Zeichnung sind aus den Erörterungen der vorbesprochenen analogen Konstruktion verständlich.

Hebt man durch seitliche Verschiebung der Kurbel welle den Eingriff der Kegelräder auf, so wirkt das Triebrad a durch das Zwischenrad b auf das grosse Stirnrad c, welches auf der aktiven Laufradachse der Lastwinde sitzt und somit die Verschiebung der Winde auf der Bühne vermittelt, während die Bühne selbst still steht. Abweichend von der

für den Krahn der Berliner Wasserwerke gewählten Ausführung sind hier zu beiden Seiten der Hauptträger breite Galerien angeordnet, die den Arbeitern bei der Bedienung des Krahns als Standort dienen.

Die Gerüstberechnung beschränkt sich auf die Berechnung der Hauptträger.

20000 kg 6000 „ Summa 26000 kg.

Im vorliegenden Fall ist die Maximalnutzlast

und das Eigengewicht der Laufkatze schätzungsweise

Für jeden Träger sind demnach als Einzellast 13000 kg

9 ajaj ri⁻ -    in Rechnung zu setzen und gleichzeitig ist die gleichmässig

[ L—> ¹    vertheilte Last des Eigengewichts zu berücksichtigen,

welche pro Träger mit oj 2500 kg angenommen werden kann.

Die Spannweite der Bühne beträgt 37' engl. = 00 1130 cm.

Für diese Verhältnisse ergiebt sich als grösstes Biegungsmoment

iM

e\j

max

i3000.1130

2t;oo. 1130    1130 /    .    x

——- - — (13000+1250)

Mmax- 4025625 kg cm.

JL

'<— 30' 5 cm Fig. 205.

Das ausgeführte Trägerprofil entspricht den in Fig. 205 eingetragenen i\.bmessungen ; es ergiebt sich hierfür unter Abzug der Nietlöcher das Trägheitsmoment

I — — (26,5 . I22³ - 13,5 . I 2 0³ - IO . I 18³ - 2 . IO4³)

/ = 509327.

Ferner folgt für das Widerstandsmoment

W=    =<^8350

und somit schliesslich die stärkste Beanspruchung des Materials

k-K

* - w

4025625

8350

= 482 kg pro qcm.

Die Beanspruchung des Trägers ist demnach bei den gewählten Dimensionen eine sehr massige.

Nach den Enden zu ist der Träger auf nahezu die Flälfte seiner Höhe in der Mitte verjüngt.

F"ür den Entwurf eines derartigen Bühnenträgers ist zunächst stets die Höhe in der Mitte nach freier Wahl anzunehmen. Man findet hierfür in der Praxis meist ¹/₁₀ bis ¹/₁₅ der Spannweite gewählt. Die übrigen Abmessungen des aus 10 bis 12 mm starken Blechplatten und Eckeisen herzustellenden Trägerprotils sind dann dem durch die Belastungsverhältnisse geforderten Trägheitsmoment entsprechend durch Versuchsrechnungen zu bestimmen, bis der F'estigkeitsgleichung

Me

263

genügt wird. Hierbei lässt sich das Eigengewicht des Trägers zunächst naturgemäss nur schätzungsweise berücksichtigen, und es bedarf daher, wie in allen ähnlichen Fällen, meist weiterer Korrekturrechnungen. Mit Rücksicht auf die Möglichkeit einer Krahnüberlastung pflegt man die grösste Materialbeanspruchung für die normale Maximalbelastung auf 500 bis 600 kg pro qcm zu beschränken.

Die Bestimmung der Räderumsetzungen für die Lastwinde und das Transportwindenwerk ist durch frühere Beispiele, S. 213 u. f. u. S. 249, hinreichend erörtert und nur zu beachten, dass der Widerstand der Bühnenbewegung am grössten ausfällt, wenn sich die belastete Laufkatze am einen Ende der Bühne befindet.

Für leichtere Lasten und geringere Spannweiten vereinfacht sich die Ausführung der Bühne durch die Verwendbarkeit gewalzter Träger. In solchen Fällen genügt dann auch an Stelle der Endverbindung der Träger durch Blechkasten eine einfache Querverbindung mit gewalzten Trägern, die man über oder unter die Iiauptträger legt. Die Achsen der Laufräder werden hierbei freitragend angeordnet, so dass das Laufrad auf dem Achsenkopf sitzt und die Achse selbst in zwei seitlich gegen die Hauptträger angeschraubten Buchslagern läuft.

Verzichtet man auf die Bequemlichkeit, alle Bewegungen von einem einzigen Punkt aus vermitteln zu können, wobei die Krahnarbeiter, welche mit dem Lastaufwinden beschäftigt sind, auch gleichzeitig, ohne ihren Standort zu verändern, die Transporttriebwerke in Thätigkeit setzen, so vereinfacht sich andererseits die Konstruktion durch die Möglichkeit nunmehr das Triebwerk für die Transportbewegung der Bühne ganz selbstständig anzuordnen. Die Vorgelegewelle zum Antrieb der aktiven Laufräder der Bühne wird alsdann fest an einem der Hauptträger gelagert und kann in diesem Fall, ohne Störung für den Betrieb, auch aus einzelnen mit einander gekuppelten Wellenstrecken zusammengesetzt werden. Der Antrieb der Welle erfolgt entweder von unten mit Haspelrad und Ziehkette, oder von oben durch eine Kurbelwelle mit vertikaler Zwischenwelle und konischen Räderübersetzungen, ganz wie bei den besprochenen Ausführungen, nur mit dem Unterschied, dass das Triebwerk von der beweglichen Lastwinde abgelöst und statt dessen in einem festen vertikalen Ständer untergebracht wird, den man an einem Ende der Laufbühne aufzustellen pflegt. Wendet man für die Transportbewegung der Bühne Haspelkettenantrieb an, so pflegt man meist auch die Lastwinde und die Transportvorrichtung für diese in gleicher Weise von unten durch Ziehketten zu vermitteln. Derartige Anordnungen sind in dem Kapitel über Laufkatzen und fahrbare Winden behandelt.

Laufkrahn für Baugerüste von Gebrüder Weismüller in Frankfurt a.\M.

Die in Fig. 206, S. 412, dargestellte Konstruktion eines Laufkrahns, der bei Neubauten zum Versetzen der Materialien Verwendung findet, liefert ein Beispiel für eine in Holz durchgeführte Bühnenkonstruktion und für die getrennte Anordnung des Fahrtriebwerks der Bühne.

Die Bühne besteht aus einem rechteckigen auf zwei Schwellenpaaren ruhenden Balkenrahmen, dessen Laufachsenlager von unten gegen die Querschwellen geschraubt sind. Die Krahnarbeiter stehen auf der Bühne, und ist demzufolge die Plattform, welche die Fahrbahn der Lastwinde aufnimmt, im äusseren Umfange mit Bohlen belegt, sowie ausserdem auf allen Seiten ein Schutzgeländer angeordnet. Die Konstruktion der fahrbaren Lastwinde entspricht den für Bockwinden mit Laufrollen üblichen Ausführungen. Der Antrieb für die Fahrbewegung der Bühne wird durch zweifache konische Räderübersetzungen mit den Rädern a, b und c, d erzielt, welche die Kraftübertragung zwischen der Kurbelwelle und der

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Fig. 206.

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aktiven Laufradachse der Bühne vermitteln. Die Kurbelwelle und die vertikale Zwischenwelle liegen in dem gusseisernen Ständer

Der Schienenstrang für die Krahnbühne ruht, wie ersichtlich, direkt auf dem Baugerüst, das zu diesem Zweck in entsprechend solider Weise ausgeführt wird.

Giesserei-Laufkrahn.

An alle Giessereikrahne muss die Anforderung gestellt werden, dass

um derartige

die Lastkette beim Aufwinden genau vertikal aufsteigt,

Krahne ausser zum Transport der Giesspfannen auch zum Ausheben von Modellen aus den Formen benutzen zu können. Die früher besprochenen Giesserei-Drehkrahne genügen dieser Forderung, da die Lastkettenrichtung

durch die Leitrollen der Laufkatze vollkommen gesichert wird. Anders gestalten sich die Verhältnisse bei den Laufbühnenkrahnen, indem hier das bewegliche Kettentrum direkt von der losen Rolle auf die Kettentrommel läuft, und die Lastrolle selbst sich daher durch das spiralförmige Aufwickeln der Kette während des Aufsteigens auch gleichzeitig seitlich bewegt. Um diesen Ubelstand zu beseitigen, findet man nach dem Vorschlag von Braun in Winterthur für Giessereikrahne häufig Doppeltrommeln angeordnet, die durch zwei auf ihren Achsen sitzende Stirnräder von gleicher Grösse mit entgegengesetzter Geschwindigkeit umgetrieben werden. Befestigt man die Endglieder der Lastkette in den entgegengesetzten Endspiralen der beiden Trommeln, so steigt die in der Kettenschlinge hängende lose Rolle in einer unveränderlichen Vertikalen mitten zwischen beiden Trommeln auf, denn die symmetrische Anordnung bedingt in jedem Augenblick für die beiden divergirenden Kettentrümer gleiche Ablenkungswinkel aus der senkrechten Lastachse.

Man hat die Ausführung auch dahin abgeändert, dass man nur eine Trommel anwendet, diese aber von der Mitte aus mit entgegengesetzt gewundenen Spiralnuthen für die Kettenwindungen ausstattet. Befestigt man hier die beiden Kettenenden an den gegenüberliegenden Trommelenden, so erfolgt auch bei dieser vereinfachten Ausführung ein gleich-massiges Aufwinden der Lastkettentrümer mit kontinuirlich gleichmässig veränderten Ablenkungswinkeln der Kettenrichtungen aus der Vertikalen, so dass die Halbirungslinie des Winkels der Kettenstrecken, welche mit der Lastrichtung zusammenfällt, eine unveränderte Lage im Raum bewahrt.

Am einfachsten gestaltet sich die Lösung der Aufgabe jedenfalls, wenn man die Trommel überhaupt ganz beseitigt und dafür ein Kettendaumenrad mit kalibrirter Gliederkette oder mit Galle’scher Gelenkkette anwendet. Das ablaufende Kettentrum kann alsdann mit Leichtigkeit über Leitrollen nach dem Ende der Krahnbühne geführt werden und hier ohne jede Störung frei an der Wand herabhängen.

Laufkrahnanordnungen mit Elementarkraftbetrieb werden wir in dem Abschnitt über Hebezeuge mit Schraubenwerk zu besprechen haben, da die meisten zur Zeit vorhandenen Ausführungen Schnecke und Schneckenrad als wesentliche Theile des ganzen Triebwerks für derartige Anlagen aufgenommen haben.

f. Räderflaschenzüge.

Die Forderung der Praxis, Hebezeuge zu konstruiren, welche in möglichst gedrängter Form eine gleiche Verwendung, wie die Rollenzüge gestatten, d. h. überall beliebig aufgehängt werden können und leicht transportabel sind, andererseits aber einen günstigeren Wirkungsgrad als die Rollenzüge liefern, hat dazu geführt, auch das System der Winden mit Stirnräderwerk in Form von Flaschenzügen auszuführen, ohne dass es jedoch bisher gelungen wäre, in dieser Richtung wirklich befriedigende Resultate zu erzielen.

Die verschiedenen Versuche, die gestellte Aufgabe unter Anwendung von Stirnräderwerken zu lösen, sind an dem Hinderniss gescheitert, das Triebwerk mit einem geeigneten Sperr- und Bremswerk und günstigem Wirkungsgrade auszurüsten. Die Schwierigkeit , diesen Forderungen gerecht zu werden, wird dadurch vermehrt, dass die Verwerthung der Sperr- und Bremswerke, welche für grössere Winden Anwendung finden, für die in Rede stehende zusammengedrängte Konstruktionsform der Flaschenzüge nicht wohl zulässig erscheint, ohne die Abmessungen und das Eigengewicht des Hebezeuges störend zu erhöhen. Von den vorhandenen Ausführungen haben nur die Konstruktionen von Eade, Moore und Pickering eine weitere Verbreitung in der Praxis gefunden, aber auch diesen Konstruktionen dürfte kaum eine dauernde Lebensfähigkeit in Aussicht gestellt werden können.

Flaschenzug von Eade.

Der sogenannte epicyklische Flaschenzug von Eade*), beruht auf dem Princip, durch einen eigenthümlich angeordneten Zahnräderein-

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Fig. 207.

griff eine sehr langsame relative Bewegung zwischen der treibenden

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*) Siehe Engineer 1867, S. 135; Dingier, Polytechnisches Journal 1867, S. 476; Zeitschrift des Vereins deutscher Ingenieure, 1868, S. 27; Weisbach-Herrmann, Lehrbuch der Mechanik III, 2, S. 65,

Welle und einer lose auf derselben sitzenden Kettendaumenrolle, welche die Lastkette auf- und abwickelt, zu erzielen und durch die starke Umsetzung- zwischen dem Wege der treibenden Kraft und der Last eine entsprechend starke Übersetzung⁻ zwischen der Kraft und der Last selbst zu vermitteln. Eade erreicht diesen Zweck, indem er durch die treibende Welle A, Fig. 207, S. 414, ein Stirnrad E derart in die Innenverzahnung eines Hohlrades F einzwängt, dass sich nach einem vollen Umlauf der Triebwelle die beiden Räder um die Differenz ihrer Zähnezahlen gegen einander gedreht haben. Diese Bewegung wird direkt auf die Kettendaumenrolle C übertragen, da dieselbe mit dem Hohlrade F zusammengegossen ist.

Der Antrieb der Welle A erfolgt durch das auf derselben festsitzende Kettenziehrad B von unten. Um das Vollrad E im Umfange des Hohlrades F zum Auskämmen zu bringen, ist dasselbe lose auf eine excentrische Verstärkung D der Trieb welle aufgesetzt. Zur Verminderung der Reibung sind zwischen dem Excenterumfange und der Nabenbohrung des Rades Friktionsrollen / eingefügt. Das Vollrad E wird durch diese Anordnung gezwungen, der Bewegung des umlaufenden Excenters in der Weise zu folgen, dass sein Mittelpunkt die Kreisbahn der Excentricität beschreibt und dadurch stets im Eingriff mit dem Hohlrade bleibt. Um nun durch diesen Zahneingriff die Daumenrolle selbst zum Aufwinden der Lastkette in Umlauf zu versetzen, muss die Rotation des Vollrades um seinen eigenen Mittelpunkt verhindert werden, da sonst nur ein wirkungsloses Abrollen dieses Rades im Hohlrade erfolgen würde. Zu dem Zweck ist die Kreisbewegung des Vollrades in zwei zu einander senkrechte Verschiebungen aufgelöst, die eine Drehung um den eigenen Radmittelpunkt verhindern.

Die seitliche Bewegung des Vollrades wird durch die an die Scheibenfläche desselben angegossenen Knaggen GlGl und G₂, Fig. 207 geführt, welche die horizontalen Schenkel eines schmiedeeisernen x-förmigen Winkels H umfassen. Die gleichzeitige Vertikal Verschiebung vollzieht sich, indem der von den Knaggen umfasste Winkel mit seinen vertikalen Schlitzen einerseits an der Triebwelle A, andererseits an dem prismatischen Vorsprung K des Flaschengehäuses auf- und niedergleitet. Die hierbei zwischen den gegenseitigen Zahnprofilen erfolgende relative Bewegung entspricht also nicht dem gewöhnlichen Zusammenarbeiten zweier Räder, sondern die Bewegungsübertragung wird vermittelt, indem sich die Zähne des Vollrades wie Keile in die Lücken des Hohlrades einpressen und so durch einseitigen, schiefen Druck auf die Vorwärtsbewegung desselben einwirken. Wenn das Vollrad E nach einem Umlauf der Triebwelle in seine Anfangslage zurückgekehrt ist, entspricht die relative Verschiebung des Hohlrades der überschüssigen Zähnezahl, welche mit dem Vollrade noch nicht zum Eingriff gekommen ist, d. h. der Differenz der Zähnezahlen des Voll- und des Hohlrades.

Bezeichnet

Q die Last,

r den Theilkreisradius der Daumenrolle, A₀ die ideelle Zugkraft an der Ziehkette, R den Radius des Ziehrades,

2₁    die Zähnezahl des Vollrades,

2₂    die Zähnezahl des Llohlrades,

so bestimmt sich die Drehung der Windenrolle bei einem Umlauf der Trieb welle, in Bruchtheilen des Umfanges ausgedrückt, durch

Andererseits muss unter Vernachlässigung der Reibungswiderstände die Arbeit am Ziehrade gleich der Arbeit an der Kettendaumenrolle sein, demnach

% — gj Q Z2

2 R n Po — 2 r n

¹

Zeichnung eines Bockkrahns für 300 Ctr. Last mit Fachwerksträgern findet sich in der Zeitschrift des Architekten- und Ingenieur-Vereins zu Hannover, 1872, Seite 387, Blatt 535.

²

Hagen, Handbuch der Wasserbaukunst.

³

Die Zeichnungen sind mit gütiger Erlaubniss der Verlagsbuchhandlung Ernst & Korn aus Wiebe’s Skizzenbuch 1871, Heft VI, Blatt 5 u. 6 entnommen.

⁴

Die Details sind Hart’s Hebemaschinen, Blatt 1 u. 2 entnommen.

264.

Für eine bestimmte Last Q wird die erforderliche Zugkraft Pa um so kleiner, je kleiner der Radius der Kettendaumenrolle und je geringer die Differenz der Zähnezahlen, je grösser andererseits der Radius des Ziehrades und die Zahl der Zähne des Hohlrades ist.

Man findet dementsprechend in den Ausführungen z₂ — sl = i.

Die Excentricität der Wellen Verstärkung D bestimmt sich durch

265,

wenn t die Theilung der Zahnräder bezeichnet. Für s% = 31 uncl rR — “ wird

G. Herrmann in Aachen hat Rechnungen zur theoretischen Bestimmung des Nutzeffektes dieser Konstruktion aufgestellt, und ermittelt denselben zu 0,548.¹) Dieser Werth wird thatsächlich in den vorhandenen Ausführungen nicht erreicht. R. Werner in Darmstadt giebt den Nutzeffekt zu 0,3 an ; ein Versuch mit einem Original-Flaschenzuge ergab sogar nur 0,25.

Der Wirkungsgrad des Eade’schen Flaschenzuges ist also ein sehr ungünstiger und die Konstruktion steht ausserdem durch ihre grössere Komplicirtheit noch dem Weston’schen Differentialflaschenzuge nach, welcher an sich auch keineswegs zu den empfehlenswerthen Hebezeugen gehört und mit der Eade’schen Konstruktion das verfehlte Grundprincip theilt, die Selbsthemmung auf Kosten des Wirkungsgrades durch die eigenen Bewegungswiderstände zu erzielen.

Ein theilweiser Vorzug des Eade’schen Systems liegt in der Benutzung nur einer Lastkettenrolle, wodurch der Verschleiss der Ivette wesentlich beschränkt wird und sich die Gefahren der Kettendehnungen

vermindern. Der richtige Eingriff der Kettenglieder zwischen den Daumen der Lastrolle wird nicht leicht in Frage gestellt, wenn man die Zahl der Daumen klein genug wählt, so dass sich für die Aufrechterhaltung des sicheren Eingriffs im ungünstigsten Fall nur die Dehnungen weniger Kettenglieder zu einem unschädlichen Fehler summiren können. Beachtens-werth ist ferner die Eade’sche Anordnung, beide Enden der frei über die Daumenrolle gehängten Lastkette mit je einem Lasthaken auszurüsten, da hierdurch der Vortheil erreicht wird, dass man den Flaschenzug nicht leer zurückzu winden braucht, indem stets ein Haken frei niedergeht, während der andere belastet aufsteigt.

Die Ungenauigkeiten der theoretischen Ermittelungen des Nutzeffektes der Eade’schen Konstruktion werden vor allem durch die beträchtlichen Zahnreibungen bedingt, welche sich mehr als bei normal arbeitenden Rädern der Untersuchung durch reine Rechnung entziehen.

G. Herrmann hat hierfür nur die Widerstände der gewöhnlichen Zahnräderreibung in Ansatz gebracht.

Ausser der Zahnreibung sind noch zu berücksichtigen die Widerstände der Kettenreibung an der Daumenrolle, die Zapfenwiderstände der Treibachse, die Widerstände der Friktionsrollen, sowie schliesslich die Effekt Verluste der Vertikal- und Horizontalführungen, durch welche die Kreisbahn des Vollrades in zwei lineare Verschiebungen aufgelöst wird.

Flaschenzug von Moore und Pickering. ²)

Der Moore’sche Flaschenzug, Fig. 208, S. 418, vermittelt, wie der von Eade, die Übersetzung zwischen Kraft und Last durch eine direkte Differenzbewegung zwischen der treibenden Welle und den concentrisch auf derselben angeordneten Windenrollen. Zwei Kettendaumenrollen b und c von gleichem Durchmesser, lose auf den Lagerbüchsen der Triebwelle a sitzend, bilden durch gemeinschaftliches Zusammenwirken die Windentrommel für die Lastkette. Letztere trägt mit ihren beiden frei herabhängenden Enden den Lasthaken und die so geschlossene Kettenschlinge ist derartig von der einen Rolle zur anderen übergeführt, dass sie über beide Rollen in entgegengesetztem Sinne läuft. Die Rollen müssen sich daher auch beide entgegengesetzt bewegen, um ein gleichmässiges Auf- und Abhaspeln der Kettentrümer zu bewirken. Durch ein Räderwerk mit falscher Theilung, dessen Einrichtung weiter unten näher zu erörtern ist, wird unter sehr starkem Übersetzungsverhältniss eine freie, relative Verschiebung der Kettenrollen gegen einander von der Triebwelle a aus bewirkt, deren Antrieb durch das Ziehrad d erfolgt. Die freie gegenseitige Verschiebung der Rollen wird durch Spannung und Anordnung der Lastkette selbstthätig in entgegengesetztem Drehsinne in der Weise auf beide Kettenrollen gleichinässig vertheilt, wie es für die ordnungsgemässe Aufwickelung der Lastkette erforderlich ist. Diese Grund-

27

idee der ganzen Konstruktion bedingt, wie wir sehen werden, gleichzeitig in sinnreicher Weise die Wirkung einer selbstthätigen Hemmung.

Die Triebwerksanordnung ist folgende:

Lose auf der excentrischen Verstärkung e der Welle a, zwischen beiden Kettenrollen b und c sitzt ein Stirnrad/. Dieses steht in gleichzeitigem Eingriff sowohl mit dem Zahnkranz g wie h, deren jeder bis zur halben Breite mit / zusammenkämmt. Der Zahnkranz g ist an die Kettenrolle b, h an die Kettenrolle c angegossen.

Beim Umlauf der Trieb welle a beschreibt der Mittelpunkt des Stirnrades f, der Excenterbewegung folgend, einen Kreis um a, und die Peripherie des Rades wälzt sich daher gleichzeitig in den umschliessenden Radkränzen g und h ab. Trotzdem nun g und h gleichen Theil-kreisdurchmesser besitzen, und demnach für einen theoretisch richtigen Zahneingriff mit dem Vollrade/alle drei Räder auch gleiche Theilung haben müssten, ist diese, um eine Differenz in der Bewegung der beiden innen verzahnten Räder zu bewirken, verschieden gewählt, — bei h etwas grösser, bei g etwas kleiner, als für f — Hierdurch wird die Verzahnung von g um einen Zahn reicher als /. Bei einer grösseren Zähnezahl und genügendem Flankenspielraum zwischen den Zähnen arbeitet eine derartig unrichtige Verzahnung noch mit einander, wenngleich selbstverständlich unter verstärkten schädlichen Reibungswiderständen.

Während also bei einem Umlauf der Triebwelle das Stirnrad f sich in der ganzen Peripherie von h aß wälzt, gelangt gleichzeitig nur dieselbe Zähnezahl von g zum Eingriff. Der überzählige Zahn dieses Hohlrades ist somit nach einem vollen Umlauf der Triebwelle noch nicht zum Eingriff gelangt, und daher müssen sich die beiden Räder g und h während dieser Zeit um die Bogenlänge einer Theilung gegen einander verschoben haben. Diese relative Verschiebung der Räder ist aber zunächst nur bezüglich der absoluten Grösse, nicht der Richtung nach, durch die Anordnung des Umtriebes bestimmt. Die Bewegung erscheint nicht zwangsläufig ; da die Räder lose auf ihren Drehachsen sitzen, können dieselben vor- und rückwärts ausweichen. Es wäre beispielsweise möglich, das Rad g an eigener Bewegung vollständig zu hindern, ohne die Bewegung des ganzen Mechanismus zu hemmen; dann würde h allein die volle Verschiebung erleiden, und in diesem Fall die relative Verschiebung der beiden Rollen gegeneinander die absolute von h werden.

Diese Anordnung ist für den Pickering’schen Flaschenzug gewählt.

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Fig. 208.

Derselbe Bewegungsmechanismus lässt aber ebenso gut eine gleichzeitige entgegengesetzte Drehung beider Rollen zu, wenn man die freie Bewegung um ihre Drehachsen nicht hindert.

So wickeln sich

Erst die Art, wie von Moore die Lastkette um die Rollen in entgegengesetzter Richtung geführt, und wie dieselbe an den Enden gleichmässig durch die Nutzlast beansprucht wird, macht das kinematische Getriebe in der vorliegenden Anordnung zwangsläufig. Die gleichzeitige Spannung der beiden Rettenenden durch die angehängte Last wirkt drehend auf die Kettenrollen, und veranlasst, da die Kette um die Rollenumfänge im entgegengesetzten Sinne geführt ist, eine Drehung in ebenso entgegengesetzter Richtung. Während das Stirnrad/ umläuft und zunächst eine freie relative Verschiebung der Kettenrollen gegen einander vermittelt , vertheilt der in beiden Kettentrümern gleich grosse Lastzug diese Verschiebung stets derart, dass jede der Rollen sich um die Hälfte derselben nach entgegengesetzter Richtung dreht, denn thatsächlich beide Kettenenden gleichmässig auf die zugehörigen Rollen und bewirken das Heben, bei umgekehrter Drehrichtung das Senken der Last. Gleichzeitig bedingt auch dieselbe Anordnung eine Selbsthemmung, sobald die Windenbewegung unterbrochen wird.

Da durch die Last die Kettentrommeln b und c mit gleicher Kraft nach verschiedenen Richtungen umgedreht werden, üben auch die Zahnräder g und h einen gleichen, aber entgegengesetzten Druck auf den Zahn des Rades f aus, mit dem sie gerade in Eingriff stehen. Beide Druckkräfte vernichten sich also an dieser Stelle, und die freihängende Last bleibt schweben.

Die Art der Selbsthemmung wird demnach bei dem Moore’schen Flaschenzuge im Princip nicht auf Kosten des Güteverhältnisses der Maschine erzielt und ist unabhängig von der Wahl des Übersetzungsverhältnisses zwischen Kraft und Last; in dieser Beziehung verdient die Konstruktion den Vorzug vor der Eade’schen Ausführung. Thatsächlich wird aber auch hier der Wirkungsgrad der ganzen Maschine durch das Zusammenarbeiten der Räderwerke mit unrichtiger Theilung sehr erheblich hera bgemin d ert.

Bezeichnet P₀ die ideelle Zugkraft des Arbeiters an der Ziehkette,

R den Radius des Ziehrades,

so ist die während eines Umlaufs des Rades verrichtete motorische Arbeit

2 Rn P₀.

Bezeichnet ferner s den einer Triebwellenumdrehung entsprechenden Lastweg, so ist, unter Vernachlässigung der passiven Widerstände, für die Nutzlast Q

266.

2 Rn P₀ = Q s

Um den Werth s zu bestimmen, ist das Übersetzungsverhältniss des Bewegungsmechanismus, zunächst also die relative Verschiebung der Kettenrollen bei einem Umlauf der Trieb welle zu ermitteln.

27*

Bezeichnet t₀ die Theilung des Vollrades,

tx die Theilung des Hohlrades h, t, die Theilung des Hohlrades g, z₀, zx und z₂ die zugehörigen Zähnezahlen,

so muss, um bei der gewählten falschen Theilung überhaupt ein Zusammenarbeiten der Räder zu ermöglichen, wie auch oben angenommen,

/, > Ai > Aä sein-

Die Theilungsdifferenz zwischen f und //, tx — A> beträgt für den ganzen Umfang

(/, — 4) ex.

Ebenso gross ist die relative Verschiebung von h gegen f nach einem Umlauf der Triebwelle.

In gleicherweise erhalten wir für die entgegengesetzte Verschiebung von g gegen f

(A) Aj) S2-

Beide Verschiebungen sind auf der Theilkreisperipherie von^- und h

gemessen.

Setzt man für ihre Summe u, so ist

u — (tx A>) zx T (4    ^2)

u = 4 (z₂ — zx) + txzx — 4 z₂.

Bezeichnet ferner q den Theilkreisradius von g und h, so lassen sich die Theilungen durch die Zähnezahlen und den Theilkreisradius ausdrücken. Es ist alsdann

2 () n

Aus diesen Werthen folgt

267.

u - t₀(z, — zx)

Reducirt man die Verschiebung, welche je zur Hälfte auf die beiden Kettenrollen zur Einwirkung gelangt, auf den Theilkreisumfang der Rollen, so ergiebt sich daraus der Lastweg

<?l

'S

Um den Werth von /₀ noch durch die Zähnezahlen der Übersetzungs-räder und die Theilkreisradien derselben auszudrücken, ist in Erinnerung zu bringen, dass die beiden Verschiebungen der Räder g und h gegen f entgegengesetzt, aber gleich gross ausfallen, dass also

Ui 4)    — (4    4) ^2

oder t₀ =

h zx ~4~ 4 ^2

-, und da Ą = ²-?-- ferner Z, = 2 g 71

" z₂

schliesslich

4 g⁷* *1 + ^

269.

Es folgt mit diesem Werthe

2g

ç _ 4g **    (z₂— Zi) r

Z\ + Z₂'

i⁻

zr n

Z% Z\

' «I + ^2

270.

Demzufolge nach Gleichung 266

2RnP„ = zrnQS-^

P0 =

Q ■ r Z₂ — Zj R zt -f- z₂

271.

Die Zugkraft P₀ am Ziehrade fällt für eine bestimmte Last Q um so kleiner aus, je kleiner der Radius der Windenrollen und je kleiner die Differenz der Zähnezahlen der Hohlräder, je grösser andererseits der Radius des Ziehrades und die Summe der Zähnezahlen der Hohlräder.

Das Umsetzungsverhältniss zwischen Kraft und Last ist also für den Moore’schen Flaschenzug noch wesentlich grösser als für den Eade’-schen, bei sonst gleichen Konstruktionsverhältnissen , da für den Eade’-schen Flaschenzug nur die Zähnezahl des einen Hohlrades, hier dagegen die Summe der Zähnezahlen beider Hohlräder eine Verminderung von P₀ bedingt.

Für die Werthe einer ausgeführten Konstruktion:

Y z₂ = 20 und zx — 19

ergiebt sich

Po

__<2

” 78

Auch hier entzieht sich der Wirkungsgrad der Konstruktion einer zuverlässigen Berechnung, da die Zahnreibung der theoretisch unrichtig getheilten Hohlräder sich nicht wohl nach den Werthen beurtheilen lässt, die für normal ausgeführte Räder gelten.

Ludewig und Maurer haben den Vorschlag gemacht, den Mooreschen Flaschenzug dahin abzuändern, dass man das Stirnrad f in zwei, zwar fest mit einander verbundene, aber gesondert verzahnte Räder auflöst und die Hohlräder g und h mit regelrechter Verzahnung für einen normalen Eingriff mit dem Doppelrade f ausführt. Bei Anwendung richtiger Zahntheilung ergeben sich die Durchmesser des auf dem Excenter sitzenden Doppelrades verschieden gross; dementsprechend fallen auch die Theilrissdurchmesser der Hohlräder verschieden aus. Wir erhalten an Stelle der früheren Anordnung ein System von zwei mit einander

arbeitenden Räderpaaren, welches durch nebenstehende Skizze, Fig. 20g, schematisch veranschaulicht wird.

Die Kreise um den Mittelpunkt o stellen die Theilrisskreise des an Stelle des Stirnrades f tretenden Doppelrades dar. Die Radien der bezüglichen Theilkreise seien rx u. r₂.

Die Kreise um den Mittelpunkt 0 sind die Theilkreise der innen verzahnten Radkränze, welche wir früher mit g und h be-zeichneten. Die Radien dieser Theilkreise seien Rx und R₂.

Die zugehörigen Zähnezahlen mögen den Radien rx, r₂, Rx und R2 entsprechend mit zx, z₂, Zx und Z₂ bezeichnet werden.

Um das gleichzeitige Zusammenarbeiten der beiden Räderpaare zu gestatten, muss die Konstruktion der Bedingung genügen

Zjt,-

'zh

Fig. 209.

R₂ — Rx = r₂ — rx

272,

und es muss ferner die Excentricität e der beiden Räderpaare zusammenfallen, d. h.

e — R₂ — r₂ = Rx — rx

273.

Wählt man für die vier Räder die gleiche Theilung t, so ist

- Z\L

2 n ’

t) _ Z₂1

²~~    271 ’

Setzt man diese Werthe in die Gleichungen 272 und 273 ein, so

folgt

274,

und

Z-i — H j. _ Zj — zx

2 71

2 71

275.

Beide Bedingungen erfüllen sich gleichzeitig, da sich aus Gleichung 274 die Beziehung ergiebt

Zn #2 — Zx zx.

Frühere Betrachtungen zeigten, dass das Grundprincip des Mooreschen Flaschenzuges sich darauf gründet, dass sich die beiden Kettendaumenrollen, und mit ihnen die innen verzahnten Räder, um gleiche Drehwinkel nach entgegengesetzten Richtungen gegen das dazwischen liegende Vollrad verdrehen.

Bezeichnet man den Drehwinkel jeder Kettendaumenrolle nach einer Umdrehung der Triebwelle mit a, so muss also das eine Hohlrad um den Drehwinkel « gegen die Anfangsposition zurückgedreht, das andere Flohl-rad um denselben Winkel a in entgegengesetztem Sinne vorwärts gedreht sein, wenn sich das Vollräderpaar einmal abgerollt hat. Diesen Bewegungen entsprechen die Abwälzungen der Theilrissumfänge, und es ergiebt sich

2 rv7i = 2 Rxn — Rxa

ferner

2 r2 71 — 2 R₂ n T R‘2 a-

Erweitert man die obere Gleichung mit r₂, die untere mit rv und subtrahirt alsdann beide Gleichungen, so folgt:

2 Rxr2 7t — Rxr2d — 2 r, — R₂ rx a = o

G r₂ — G rx

G r2 T G ri

276.

Hierfür kann auch gesetzt werden

a — 2 re .

Zj ^2 — Z2 Z\ Zy Z2 ~f“ vj

277.

Da nun der Drehwinkel der Hohlräder und der Kettendaumenrollen identisch ist, ergiebt sich für die Last Q und den Theilkreisradius der Kettendaumenrollen r, die während einer Umdrehung der Triebwelle verrichtete Nutzarbeit = Qr a und der gleichzeitige ideelle Aufwand an motorischer Arbeit — 2 RnPih wenn P₀, wie früher, die ideelle Zugkraft an der Ziehkette und R den Radius des Ziehrades bezeichnen.

Es muss daher

2RnP₀ = Qra

sein, oder nach Einsetzung des Werthes für a

278.

Diese Formel geht in den für den Moore’schen Flaschenzug mit unrichtiger Theilung gefundenen Werth 271 über, sobald man Zx — Z₂ setzt.

Wählt man ähnliche Verhältnisse, wie in dem früheren Zahlenbeispiel, so muss, unter der Voraussetzung gleicher Theilung, für Zv = 21, Z₂ = 23 und für zx — 13, z.₂ = 15 sein, um der Bedingung Z₂ — Zx — z₂ — z1 zu genügen.

= —, so wird

Ist ausserdem -w

p _ J_ 21.15 — 23.13 _ 0 ⁰    2 ' 21 . 15 -f 23.13    ^

614

0 —

y 76,7 ’

während sich bei falscher Verzahnung für die Zähnezahlen 19 und 20 der Hohlräder, P₀ = ergab.

Für Zx — 19 und Z₂ — 20, bei zx — 11 und z₂ = 12 sinkt P₀ sogar auf

112 ■

Der Moore’sche Flaschenzug gestattet also bei einer Ausführung nach den Abänderungsvorschlägen von Ludewig und Maurer in gedrängtester Form ausserordentlich starke Umsetzungen zwischen Kraft und Last, aber die Selbsthemmung ist nicht mehr unbedingt, sondern von den eigenen Bewegungswiderständen des Triebwerks abhängig, denn die von den belasteten Kettendaumenrollen ausgehenden Zahndrucke in den Hohlrädern vernichten sich nicht mehr in demselben Theilkreise, sondern gelangen in den verschieden grossen Abständen der Hohlradtheilkreise zur Wirkung. Je kleiner man die Differenz r₂ — wählt, um so kleiner wird der Unterschied der beiden einander entgegenwirkenden Drehmomente, und man hat damit das Mittel in der Hand, die Differenz so klein zu wählen, dass durch die vorhandenen Triebwerkswiderstände das resultirende Drehmoment nicht zur selbstthätigen Wirkung gelangt. Es bleibt daher die Eigenschaft der Selbsthemmung innerhalb weiter Grenzen der Kraftumsetzungsverhältnisse des Flaschenzuges für die Konstruktion gesichert. Hier wird aber alsdann die Selbsthemmung lediglich auf Kosten des Güteverhältnisses der ganzen Konstruktion gewonnen und der Wirkungsgrad fällt kleiner als 0,5 aus.

Die Pickering’sche Abänderung der Moore’schen Ausführung, welche, wie bereits oben angedeutet, darin besteht, dass eines der beiden Hohlräder festgelegt und demgemäss nur das andere Hohlrad mit der zugehörigen Kettendaumenrolle zum Lastheben in Umlauf versetzt wird, erscheint als keine Verbesserung, denn sie hebt nur die Eigenschaften des Moore’schen Original-Flaschenzuges bezüglich der Zahndruckvernichtung in korrespondirenden Abständen von der Triebachse auf und macht die Selbsthemmung ganz von der Grösse der passiven Widerstände abhängig. Im übrigen gelten für die Pickering’sche Anordnung dieselben Rechnungen, welche für die Moore’sche Konstruktion durchgeführt sind.

Flaschenzug mit Brauer s patentirten Henunrädern.

?>

„m³-

Fig.^ 210. i : i.

Das Konstruktionsprincip der Brauer’schen Hemmräder³), Fig. 210, besteht in der Anwendung⁻ verschiedener Theilung für zwei mit einander arbeitende Stirnräder, wodurch der normale Zahneingriff dahin abgeändert wird, dass die Zähne des kleineren treibenden Rades, welches die grössere Theilung erhält, nicht nur mit den Flanken, sondern auch mit den Scheitelflächen ihrer Köpfe zur Einwirkung auf die Zahnflanken des Gegenrades gelangen. Hierbei kann nur so lange eine Bewegungsübertragung zwischen beiden Rädern stattfinden, wie der Eingriff zwischen den Zahn-• flanken dauert, sobald aber die Zahnscheitelfläche unter die Flanke des Gegenzahnes tritt, stützt sich das getriebene Rad auf das treibende ab, bis schliesslich im Laufe der weiteren Triebwellendrehung der nächste Zahn zum regulären Eingriff gelangt. Auf solche Weise endigt jede einzelne Zahnauskämmung mit einer Hemmpause, während welcher das treibende Rad nur als Sperrkegel wirkt, denn in dieser Periode ist der Zahndruck durch die Achse der Triebwelle gerichtet, mithin das Drehmoment = o.

So sinnreich die Konstruktion ausgedacht ist und so günstig der Wirkungsgrad des ganzen Triebwerks, das für damit ausgerüstete Flaschenzüge noch einen Gesammtnutzeffekt von 0,67 ergab, hat man dennoch das Konstruktionsprincip nach kurzer Zeit wieder verlassen. Die gegenseitige Abstützung der Verzahnung erwies sich in der Praxis als zu unsicher, denn das einmal in Rücklauf versetzte Triebwerk überschreitet ohne Aufenthalt durch die Energie der eingeleiteten Bewegung die einzelnen Hemmpunkte, so dass nur eine aussergewöhnlich sorgfältige und geübte Bedienung beim Gebrauch derartiger Hebezeuge den Gęfahren eines plötzlichen Laststurzes vorzubeugen vermag.

Flaschenzug von George Speidel in Reading, D. R. P. No. 14542.

Die Speidel’sche Flaschenzugkonstruktion, Fig. 3 bis 6, Taf. 29, die neueste auf diesem Gebiet, entspricht im wesentlichen ganz einer gewöhnlichen Winde mit doppeltem Zahnrädervorgelege und Sperrradbremse. Die Last hängt an einer losen Rolle, deren Kette einerseits am oberen Flaschengehäuse befestigt, andererseits über die Kettendaumenrolle k der Triebwelle geführt ist und von dieser auf- und abgewickelt wird. Auf

den Enden der Triebwelle A sitzen zwei Ziehräder a und fest, letzteres lose. Der Antrieb des Ziehrades a wirkt direkt auf die Triebwelle und die Kettendaumenrolle, der Antrieb des Rades av dagegen indirekt durch Vermittelung der Vorgelegewelle d, deren Stirnräder mit dem innen verzahnten Radkranz des Ziehrades ax , und mit dem Triebling c der Hauptwelle in Eingriff stehen. Die Kettendaumenrolle ist in der Mitte des Flaschenzuges zwischen zwei Sperrradbremsscheiben untergebracht, deren Nabenbohrungen die Lager für die Triebwelle bilden, während die Bremsscheiben selbst mit ihren Naben lose in der Eiasche centrirt sind.

ersteres

Die Kuppelung zwischen der Kettendaumenrolle und den seitlichen Bremsscheiben wird durch ein einseitig wirkendes Zahngesperre vermittelt, das , wie bei allen Sperrradbremsen, nur mit dem Rücklauf des Triebwerks in Tlrätigkeit tritt, dagegen das Aufwinden der Last in keiner Weise hindert, oder durch nachtheilige Widerstände beeinträchtigt. Zu dem Zweck sind die Bremsscheiben auf den der Kettenrolle zugekehrten Seitenflächen, Eig. 5, Taf. 29, mit einem Sperrzahnkranz / ausgestattet, und die zugehörigen Sperrbolzen o, Eig. 6, selbst horizontal in den Vollkörper der Kettenrolle eingelegt. Durch kleine Spiralfedern werden die Sperrbolzen in den Sperrzahnkranz hineingedrückt. Während des Aufwindens drängen die schrägen Sperrzahnflächen die Sperrbolzen zurück, und die Kettenrolle läuft frei zwichen den Bremsscheiben durch ; während des Lastsenkens erfolgt dagegen mit der umgekehrten Umlaufsrichtung der Kuppelungseingriff der Sperrbolzen, und der Rücklauf der Kettendaumenrolle wird abhängig von dem Rücklauf der Bremsscheiben. Um die Last frei schwebend zu halten, muss der Bremszaum so fest angespannt werden, dass der Rücklauf der Last erst durch äusseren Antrieb der Ziehketten erfolgen kann, indem man das Triebwerk unter der Bremswirkung durchzieht.

Fig. 5 lässt die Spannvorrichtung des Bremszaumes durch eine Schraube A mit Rechts- und Linksgewinde erkennen.

Der untere Flaschenbolzen p bildet den festen Scharnierbolzen für die Bremsbügel, an denen die keilförmigen Bremsklötze durch Schrauben befestigt sind.

Der Speidel’sche Flaschenzug gewährt durch seine Gesammtanord-nung den günstigen Nutzeffekt einer Winde mit doppeltem Stirnräder Vorgelege und loser Rolle. Die doppelten Ziehräder gestatten, den Antrieb, je nach der Lastgrösse mit ein- oder zweifachem Vorgelege zu bewirken, und ermöglichen dadurch besonders ein schnelles Senken der Last. In dieser Beziehung genügt die Konstruktion den zu stellenden Anforderungen und ist an sich auf rationeller Grundlage entworfen.

Unvollkommen und verbesserungsbedürftig erscheint die specielle Ausführung der Sperrradbremse, deren Bremswirkung von vorn herein, vor dem Gebrauch des Flaschenzuges für die Hemmung der Maximallast justirt werden muss, und demnach zum Senken der kleineren Lasten einen unverhältnissmässig grossen Kraftaufwand bedingt. Hierfür wäre die Ausbildung einer Konstruktion mit sich selbstthätig regulirender Lastdruckbremse, wie solche speciell für die später zu besprechenden Schraubenflaschenzüge mit Drucklager bereits erfolgreich eingeführt ist,

wünschenswerth. Störend erscheint ferner das ziemlich beträchtliche Eigengewicht der Konstruktion.

2. Winden mit vertikaler Trommel.

Winden mit vertikaler Trommel finden hauptsächlich auf Schiffen zum Aufwinden von Ankern Verwendung, als sogenannte vertikale Ankerspille. Die vertikale Trommel wird meist als Friktionstrommel konoi-disch geformt, um beliebig lange Taue aufwinden zu können, wobei das Tau, wie früher bei der allgemeinen Besprechung der Seiltrommeln erörtert, nur in mehrmaliger Umschlingung um den Trommelumfang gelegt wird. Die Umschlingungsreibung gestattet ein ununterbrochenes Aufwinden des Seils, während das ablaufende Trum nur mit dem geringen Spannungsunterschied, welcher aus dem Lastzüge und der Umfangsreibung entspringt, am Gleiten gehindert zu werden braucht. Zu diesem Zweck hat der Arbeiter, indem er das ablaufende Trum in Rollen zusammenlegt, einen massigen Zug auf das Seil auszuüben. Die konoidische Form der Trommel hält das Tau während des kontinuirlichen Aufwindens in der mittleren Höhe der Trommel.

Ankerspille werden nur zum Aufwinden gebraucht und dementsprechend stets ohne Bremswerk ausgeführt, aber mit Sperrvorrichtungen versehen, um ein Zurückweichen der aufgewundenen Last zu hindern.

Die einfachsten Gangspille bestehen lediglich aus einer vertikalen Trommel, welche, auf einer Achse drehbar, direkt durch eingesetzte Druckbäume, sogenannte Spaken, in Umdrehung versetzt und am Rücktrieb durch den Eingriff von Sperrkegeln in einen unter der Trommel liegenden Sperrzahnkranz gehindert wird. Der Antrieb erfolgt durch eine grössere Zahl von Matrosen, die gemeinsam an die eingesetzten Spaken angreifen und im Kreise herumgehen, während die Trommel mit gleicher Winkelgeschwindigkeit rotirt. Vollkommener konstruirte Gangspille arbeiten mit Rädervorgelege.

Vertikales Anker spill der Stettiner Maschinenbau-Aktiengesellschaft „ Vulkan“.

Figur i und 2, Tafel 30, veranschaulichen die Konstruktion eines Gangspills mit konischem Rädervorgelege und Kurbelantrieb, dessen Spillwindenachse unbeweglich in die gusseiserne Fundamentplatte eingesetzt ist. Die Befestigungsschraube ragt durch das Deck hindurch und in ähnlicher Weise ist die Fundamentplatte selbst durch vier durchgreifende Bolzen mit den Deckplanken verschraubt. Die konischen Triebräder, zwei an der Zahl, sind in dem ebenfalls unbeweglichen auf der vertikalen Achse festsitzenden Spillkopf gelagert ; die nach aussen hervorragenden Vierkante ihrer Achsen dienen zum Aufsetzen von Kurbeln. Beide Triebräder greifen gemeinsam in einen konischen Zahnkranz ein, der mit der Kopfplatte der losen Windentrommel verschraubt ist und die Rotation

der Triebräder, dem Umsetzungsverhältniss der Räderpaare entsprechend, auf die Trommel überträgt. Um das Seil sicherer auf dem konoidischen Trommelumfang festzuhalten, ist der Umfang in der Richtung der Konoidmeridiane mit wenig vorstehenden flachen Rippen ausgestattet, welche sich in das Seil einpressen. Die Sperrklinken hängen am unteren Trommelumfang an Bolzen. Letztere sind radial in die Trommel eingesetzt und greifen in einen Kranz von Sperrzähnen der Fundamentplatte ein.

Die Gesammtanordnung liefert bei der beschränkten Kurbelarmlänge und dem Räderverhältniss i : 2,5 eine verhältnissmässig geringe Umsetzung zwischen Kraft und Last, gewährt aber den Vortheil, dass die Arbeiter ihren Standort nicht zu ändern brauchen und nicht durch das auf- und ablaufende Trum gehindert werden.

Französisches Gangspill mit Stirnrädervorgelege.

Der Antrieb des in Fig. 3 und 4 auf Taf. 30 gezeichneten Gangspills⁴) erfolgt durch Spaken, welche man in den auf der vertikalen Welle lose drehbaren Spillkopf einsetzt, und wird derselbe entweder direkt auf die Trommel übertragen, oder durch das innen liegende Räderwerk vermittelt, d. h. das Ankerspill kann mit oder ohne Vorgelege benutzt werden.

Die Anordnung wird in allen ihren einzelnen Theilen am leichtesten verständlich, wenn man zunächst die Wirkungsweise des Vorgeleges in Betracht zieht.

Das Rädervorgelege besteht aus einem lose auf der Mittelwelle sitzenden Triebrade A — welches den unteren Theil der Nabenhülse des

gusseisernen Spillkopfes bildet Trommel. Vier planetenförmig um das Triebrad gruppirte Zwischenräder B vermitteln die Bewegungsübertragung zwischen dem Triebrade und dem verzahnten Trommelkranz.

und aus dem inneren Zahnkranz C der

Das hierbei erzielte Umsetzungsver-hältniss ist gleich dem Verhältniss des Theilkreisdurchmessers des Triebrades zum Durchmesser des Zahnkranzes, und, dem Charakter der Planetenräder als einfache Zwischenräder entsprechend, vollständig unabhängig von den Dimensionen dieser Räder, deren Grösse nur durch die Bedingung bestimmt wird, dass sie mit dem Voll- und Hohlrade in gleichzeitigem Eingriff stehen, also einen Theilkreisdurchmesser haben , der gleich der Differenz der Theilkreisradien des Triebrades und des Zahnkranzes ist.

Die Zwischenräder drehen sich lose um vertikale Zapfen auf einer gemeinsamen gusseisernen Scheibe D, die auf der Mittelwelle festsitzt. Die Achsen der Planetenräder sind oben in einem schmiedeeisernen Flacheisenring gelagert und mit demselben verschraubt.

Um die Bewegungsübertragung durch ein so angeordnetes Räderwerk zu ermöglichen, muss die Planetenradscheibe bei der Benutzung des

Vorgeleges an einer eigenen Bewegung gehindert werden. Zu dem Zweck ist in der unteren Trommelhöhlung über der Fundamentplatte eine Glocke G auf der Mittelachse befestigt und am äusseren Umfange mit einer Anzahl von Sperrklinken ausgestattet, deren zugehörige Sperrzähne kranzförmig auf der Grundplatte angeordnet sind. Die hierdurch vermittelte einseitige Sperrung der Hauptwelle überträgt sich auf die mit derselben Welle fest verbundene Scheibe D.

Da bei einem Antrieb des Spillkopfes im Sinne des Uhrzeigers das Bestreben auftritt, den Planetenradkranz in derselben Richtung mit herumzudrehen, muss diese Rechtsdrehung durch die eben erwähnten Sperrklinken verhindert werden , und ist hierdurch die erforderliche Sperrrichtung derselben bestimmt. Es dreht sich alsdann die lose auf der Welle sitzende Trommel entgegengesetzt, wie der Spillkopf mit dem Triebrade, und die Sperrklinken, welche am unteren Umfang der Trommel hängen und in einen zweiten, aussen liegenden Zahnkranz der Fundamentplatte eingreifen, müssen demnach in demselben Sinne sperren, wie die Sperrkegel der Glocke G, um das Aufwinden der Last zu gestatten, andererseits aber den Rücktrieb zu hindern.

Dreht man den Spillkopf nach links herum, dem Drehsinn des Uhrzeigers entgegengesetzt, so kuppelt sich dieser durch einen Sperrklinkeneingriff, dessen Sperrkegel an Bolzen F im Kopfgehäuse hängen und dessen Zahnkranz auf dem oberen horizontalen Umfang der Trommel liegt, mit der Trommel und dreht dieselbse in gleicher Richtung. Der gemeinsamen Rotation des Spillkopfes und der Trommel folgt der Planetenradkranz, ohne dass die Planetenräder selbst zum Abwälzen gelangen. Die Umdrehung überträgt sich ferner auf die Mittelwelle und die Glocke. Die Welle rotirt demnach bei direktem Antrieb der Trommel und wirkungslosem Vorgelege mit dem ganzen Windentriebwerk in dem Fusslager der Fundamentplatte, welches mit Rücksicht auf die freie Länge der Welle entsprechend hoch ausgeführt ist.

Aus der Darstellung ist ersichtlich, dass der Antrieb der Spaken beim Arbeiten mit und ohne Vorgelege einfach in entgegengesetzter Richtung zu erfolgen hat, ohne dass von aussen eine Kuppelung ein-oder auszurücken wäre. In beiden Fällen erfolgt die Trommelumdrehung unverändert im Sinne der Uhrzeigerbewegung. Die drei Zahngesperre, von denen das obere bei einer Drehung nach links Spillkopf und Trommel kuppelt, bei entgegengesetzter Richtung dagegen die Trommel freigiebt, sowie die unteren Gesperre, welche beide bei einer Drehung nach rechts in Thätigkeit treten, und einerseits die Mittelwelle feststellen, um das Vorgelege zur Wirkung gelangen zu lassen, andererseits unter allen Umständen die Trommel selbst gegen den Rücktrieb abstützen, erfüllen ihren Zweck, ohne sich gegenseitig in ihren Funktionen zu stören.

Die innenliegende Anordnung' des Vorgeleges ist zusammengedrängt und gegen äussere Beschädigung geschützt. Durch die vier Planetenräder vertheilt sich der Umfangsdruck gleichzeitig auf je vier im Eingriff stehende Zähnepaare und gestattet dementsprechend trotz des starken motorischen Drucks durch das grosse Spakenmoment verhältnissmässig schwache Zahntheilung, sowie ein kleines Triebrad, derart dass sich bei den üblichen

Abmessungen der Trommel mindestens ein Übersetzungsverhältnis von i : 3 bis i : 4,5 für das Vorgelege erreichen lässt.

müssen.

Anker die Anwendung langer Spaken und damit einen grossen freien Deckraum.

Die Gesammtdisposition theilt im übrigen mit allen Gangspillen, deren Antrieb durch Spaken erfolgt, den Übelstand, dass die Matrosen bei jeder Trommeltour über das auf- und über das ablaufende Tau fortsteigen Ausserdem erfordert der Antrieb beim Aufwinden schwerer

Man giebt daher vielfach auch im Seewesen den kräftig wirkenden Dampfwinden mit horizontalen Spillköpfen, die sich im allgemeinen vielseitiger ausnutzen lassen, den Vorzug. Derartige Schiffswinden sind bereits in dem früheren Abschnitt über Winden mit horizontaler Trommel besprochen. Es finden sich indess auch vertikale Ankerspille mit selbstständigem Dampfbetrieb. Eine Anordnung für diesen Zweck ergiebt sich durch Anwendung einer horizontalen Zwillingsdampfmaschine, welche mittelst Stirnrädervorgelege eine Schneckenwelle antreibt, deren Wurmschraube durch Eingriff in ein auf der vertikalen Trommel welle des Ankerspills sitzendes Schneckenrad die Rotation auf die Windentrommel überträgt. Um bei stillstehender Dampfmaschine Spakenantrieb anwenden zu können, pflegt man die Gangspilltrommel nicht fest, sondern lose auf die vertikale Spindel aufzusetzen und zwischen der Trommel und dem Schneckenrade eine Sperrklinkenkupplung einzuschalten. Diese Klinkenanordnung wirkt bei ruhender Winde als Sperrwerk, bei Antrieb durch die Dampfmaschine als Mitnehmerkupplung und g-estattet eine freie Drehung der Trommel durch eingesetzte Speichen, wenn dieselbe in umgekehrter Richtung, wie bei der Einwirkung der Dampfmaschine erfolgt. Derartige Gangspille baut unter anderen I. Jessop & Son in Leicester.

Vertikale Spillwinde mit hydraulischer Dreicylinder-Maschine von Brotherhood.

Der in England vielfach verbreitete hydraulische Betrieb für umfassende Anlagen von Hebewerken, hat auch zur Ausbildung von vertikalen Spillwinden mit hydraulischen Motoren geführt, die hauptsächlich an Hafenquais Verwendung finden, um Eisenbahnwagen von den Standgeleisen zu den Ladestellen heranzuziehen, theils auch in grossen Fabriken in ähnlicher Weise als Zugwinden benutzt werden, wie beispielsweise in den ausgedehnten Werkstätten der North Western Railway Company zu Crewe.

Um bei vertikaler Trommel die Kraftübertragung zwischen einer horizontalen Antriebwelle und der vertikalen Trommelwelle durch konische Räder zu vermeiden — eine Anordnung, die nicht selten mit hydraulischen Zwillingsmotoren ausgeführt wird — benutzt Brotherhood die vertikale Trommelwelle W, Fig. 211, direkt als Antriebwelle und schliesst an den Kurbelzapfen Z derselben die Kolbenstange seiner hydraulischen Drei-cylindermaschine an. *)

Die Kolben der Dreicylindermaschine sind einfach wirkend und arbeiten abwechselnd, sich gegenseitig ablösend, theils aktiv, theils passiv,

so dass die zur Zeit unter der Einwirkung- des Druckwassers treibenden Kolben, beim Vordring-en nach innen den dritten Kolben nach aussen zurückschieben und aus dem bezüglichen Cylinder die verbrauchte Wasserfüllung- verdräng-en, bis das Kolbenspiel wechselt.

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Fig. 211.

Die Kolbenstang-en ruhen einerseits mit freien Gelenkzapfen in den korrespondirenden Kolbenhöhlungen, andererseits umschliessen sie mit sektorenförmigen Lagerschalen den gemeinsamen Kurbelzapfen Z, selbst durch Ringschluss umklammert.

Die Einströmung des Druckwassers in die Cylinderräume hinter den Kolben und die Ausströmung werden durch einen Drehschieber D vermittelt, welcher — wie aus dem Vertikalschnitt der Maschine ersichtlich — auf die Vierkantendigung des in die Achsenrichtung der Hauptwelle W zurück gekröpften Kurbelzapfens aufgesetzt ist und daher mit der Hauptwelle rotirt.

Das Druckwasser gelangt bei geöffnetem Ventil S in das Gehäuse G, tritt von hier aus durch den äusseren Mantel des glockenförmigen Drehschiebers in den bei der gezeichneten Position rechts liegenden Durchströmungskanal und findet schliesslich durch entsprechende Öffnungen des Schieberspiegels den Eintritt in die Cylinderkanäle.

Diese Verbindung entspricht vollkommen der für den Austritt des verbrauchten Kraftwassers aus dem links liegenden Cylinder, welche aus dem Vertikalschnitt der Maschine ersichtlich ist.

Die rechteckige Kanalmündung in den hydraulischen Cylindern ist im horizontalen Querschnitt der drei Cylinder mit a bezeichnet.

Das verbrauchte Wasser entweicht durch den Hals der Drehschieberglocke vertikal nach unten in das Abflussrohr.

Die Rotation des Drehschiebers sichert den rechtzeitigen Austausch der Zu- und Abströmung für die einzelnen Cylinder.

Brotherhood wählt meist die Aufstellung so, dass das Absperrventil S durch Gewichtsbelastung selbstthätig geschlossen wird, andererseits bequem durch den Fuss des Arbeiters geöffnet werden kann, damit dieser die Hände frei behält, um das Zugseil um die Friktionstrommel werfen und anziehen zu können, und das ablaufende Seiltrum mit der erforderlichen Spannung abzuziehen.

Es liegt auf der Hand, dass sich die Brotherhood’sche Maschine ohne wesentliche Änderungen auch für Dampfbetrieb ausführen lässt.

3. Zahnstangenwinden.

Die Zahnstangenwinden sind direkt wirkende Winden, bei denen durch ein Stirnräderwerk mit Handkurbelantrieb eine Zahnstange gehoben oder gesenkt wird, und die Bewegung der Zahnstange unmittelbar auf das Heben und Senken der Last einwirkt.

Die Anwendbarkeit der Zahnstangenwinden beschränkt sich auf diejenigen Fälle, in denen verhältnissmässig geringe Hubhöhen gefordert werden, während das Konstruktionssystem bezüglich der zulässigen Maximalnutzbelastung sehr weitgehenden Forderungen genügt und derartige Winden mit mehrfachem Vorgelege unter Anwendung starker Übersetzungsverhältnisse für Lasten bis 10000 kg und darüber ausgeführt werden.

Meist findet man die Zahnstangenwinden als transportable Hebezeuge. Um für diesen Zweck die Gesammtkonstruktion möglichst zusammenzudrängen, wendet man Trieblinge mit sehr kleiner Zähnezahl an. Vierzähnige Trieblinge sind häufig, selten geht man bis zur äussersten Grenze und beschränkt die Zähnezahl bis auf 3. Für die Umsetzungsverhältnisse der einzelnen Vorgelege wählt man im allgemeinen 1 : 4 bis 1 : 7.

Die vielseitigste Anwendung findet die Zahnstangenwinde als Druckwinde. Für diese Maschinen wird das Triebwerk mit der Zahnstange in ein geschlossenes hölzernes oder eisernes Gehäuse eingebaut, welches gleichzeitig beim Gebrauch der Winde als Stützfuss dient und frei auf dem Erdboden unter der anzuhebenden Last so aufgestellt wird, dass beim Aufkurbeln der Zahnstange diese die Last sicher erfasst. Die Verwendbarkeit derartiger Druckwinden zum Anheben schwerer Fuhrwerke bei Achs- und Radbrüchen etc., hat dazu geführt, die Konstruktion kurz als

Wagenwinden zu bezeichnen. Die Wagenwinden werden aber auch vielfach zu anderen Zwecken gebraucht und bilden zum Theil unentbehrliche Hebezeuge bei Montagen, Bauten etc. Selbst zum Horizontal transport schwerer Lasten auf kurze Strecken sind dieselben benutzbar, indem man sie in horizontaler Lage hinter dem fortzuschiebenden Objekt anlegt und ein Zurückweichen des Windenfusses durch ein passendes Widerlager hindert.

Als Zugwinde findet man die Zahnstangenwinde in Maschinenwerkstätten über grösseren Drehbänken an der Decke aufgehängt, um schwere Arbeitsstücke aufzubringen und von der Bank abzusetzen. Auch für Schützenaufzüge eignet sich das System sehr gut und ist für viele Schleusenanlagen ausgeführt.

Wagenwinde der Elsässischen Maschinenbau-Gesellschaft zu Grafenstaden, für óooo kg. — Fig. 5, 6 u. 7, Taf. 30,

Der Schaft der Winde, welcher das Fussgestell und das Gehäuse für die Lagerung des Triebwerks und für die Führung der Zahnstange bildet, besteht, wie auch die perspektivische Ansicht, Fig. 212, erkennen lässt, aus einer einzigen Blechtafel. Dieselbe ist ohne jegliche Winkeleisenverbindung zu einem hohlen Kasten zusammengebogen und verschraubt.

Die Grafenstadener Fabrik , durch diese Ausführung berühmt, verwendet hierfür bestes Holzkohlenblech.

Alle drei

Das Triebwerk der Winde besteht aus der Kurbelwelle A mit Handkurbel, Sperrrad und Triebling, und zwei weiteren Vorgelege-wellenAu. C, von denen die letztere direkt auf die Zahnstange einwirkt.

Trieblinge sind 4 zähnig, die Theilungen derselben, 19, 25 und 33 mm.

Für die grossen Übersetzungsräder sind 18 und 20 Zähne gewählt, die Kurbel hat 260 mm Radius. Die Verzahnungen sind auf Specialmaschinen bearbeitet und alle Trieb-werkstheile genau nach Schablonen aus bestem, durch Einsatz gehärteten Eisen ausgeführt. An der für 383 mm Hub bestimmten Zahnstange befinden sich doppelte Lastklauen, eine Kopf klaue und eine Fussklaue, von denen die eine oder die andere, je nach Zugänglichkeit und Lage der Last zum Angriff gebracht wird. Die Kopfklaue ist

wm

sBi

Fig. 212.

drehbar, die Fussklaue seitlich vorspringend mit der Zahnstange aus einem Stück geschmiedet. Um die Winde bequem transportiren zu können sind Handgriffe angebracht.

p - ri-r2- r₃ n ^ — a.Rt. J?₂    ^    '    '

. . 279

so ist

Bezeichnet

P₀ den ideellen Kurbeldruck,

Q die Nutzlast, a den Kurbelradius,

rx den Theilkreisradius des Kurbelwellentrieblings,

Rx den Theilkreisradius des hiermit im Eingriff stehenden 18 zahnigen Rades,

r₂ den Theilkreisradius des Trieblings auf der zweiten V orgelege welle.

R₂ den Theilkreisradius des 20 zahnigen Rades, r₃ den Theilkreisradius des Zahnstangentrieblings,

und der effektive Kurbeldruck

P =Lo

wenn ^ den Wirkungsgrad der ganzen Anordnung bezeichnet. Es ist in der Ausführung

a — 260 mm, rt = 12,1 /v, = 54,5, r₂ - 15,9, R., = 79,5, r₃ = 21 mm,

mithin für Q = 6000 kg,

Po =

rt.t. 15,9.21

2bo .54,5.79,5

• 6000 = 00 21,5 kg.

Die Wirkungsgrade der einzelnen Vorgelege ergeben sich für die angegebenen Zähnezahlen und Theilkreisradien unter Berücksichtigung der Zapfenradien, welche für die Welle A und B je = 12,5 mm, und für die Welle C — 16,5 mm sind. Wir erhalten aus den Tabellen für den Nutzeffekt der Zahnräder und der Vorgelegewellen S. 136 und 138 den Wirkungsgrad der Kurbel welle A infolge der Zahn- und Zapfenreibung

n\ ~ °’⁸⁶5 • °,9²3 = 0,798.

Für den Wirkungsgrad der zweiten Vorgelegewelle B ergiebt sich

rj.₂ = 0,87 . 0,934 = 0,813.

Der Wirkungsgrad der Lastwelle C bestimmt sich durch

0,831.

Vs = 0,889.0,935

Der Nutzeffekt des ganzen Triebwerks ist

n-ni -y> ■ % = 0,798.0,813. 0,831 n - °?54 ⁵)•

Mit diesem Werthe berechnet sich der effektive Kurbeldruck

c>o 40 kg.

fo _ ²05 _ V °>54

Der geringe Wirkungsgrad des Triebwerks entspringt hauptsächlich aus den beschränkten Dimensionen und Zähnezahlen der kleinen Trieblinge, deren Anwendung sich aus der Forderung ergiebt, die Gesammt-konstruktion trotz der vorgeschriebenen grossen Maximalnutzlast in den kleinsten Abmessungen auszuführen. Ruht die Last auf der Fussklaue, so vermindert sich der Nutzeffekt noch durch die Reibungswiderstände, welche alsdann infolge der einseitigen Belastung der Zahnstange in den Vertikalführungen derselben auftreten. Zahnstangenwinden für geringere Lasten mit nur einem Vorgelege und mit 6 zahnigen Trieblingen weisen noch einen Nutzeffekt von etwa 0,75 auf.

tj

Den Hemmapparat derartiger Winden beschränkt man stets zur Vereinfachung der Konstruktion auf die Anordnung eines gewöhnlichen Sperrrades mit Sperrklinke, welches nur die aufgewundene Last abstützt, während der Arbeiter die sinkende Last durch die Kurbel hemmen muss. Sollen die Winden so eingerichtet werden, dass man je nach Grösse der Last mit einfachem oder doppeltem Vorgelege arbeiten kann, so lässt man auch die Zwischenvorgelegewelle in ein Vierkant endigen, um die Handkurbel zur Ausschaltung des ersten Vorgeleges direkt auf die zweite Welle setzen zu können.

Die geringe Lasterhebung gestattet eine aussergewöhnliche Anspannung der Arbeitskräfte.

Die meisten Fabriken führen die Wagenwinden noch mit hölzernem Windenstock aus und lagern nur das Triebwerk in eisernen Platten, welche in den Holzstock eingelassen werden.

Fig. 2T 3

Auch für die Zahnstange sind selbstverständlich eiserne Führungsschienen erforderlich. Fig. 213 giebt das perspektivische Bild einer solchen Winde nach den Ausführungen der Duisburger Ma-

schinenbau-Aktien-Gesellschaft. Die Wagenwinden mit hölzernem Stock fallen zum Theil schwerer aus als die ganz eisernen Grafenstadener Winden von gleicher Tragfähigkeit.

Tangye Brothers stellen den Windenstock aus Holz oder aus Stahlguss her. Es empfiehlt sich den Fuss des Stocks mit Spitzen zu versehen, um die Winden, welche häufig schräg angelegt werden, am Ausgleiten zu hindern.

Zugivinde für So Ctr. Nutzlast von E. Becker in Berlin. Fig. i u. 2, Taf. 3/.

Die Anordnung des eigentlichen Windenwerks entspricht im wesentlichen ganz der vorstehend besprochenen Wagenwindenkonstruktion. Der specielle Zweck der Zugwinde, Lokomotivachsen mit Rädern zur Bearbeitung auf Drehbänke zu heben, oder von denselben herunterzunehmen, bedingt die Abänderung, dass das Gehäuse der Winde aufhängbar angeordnet wird und dass die Zahnstange am unteren Ende eine Traverse mit zwei Haken zur Aufnahme der Lokomotivachsen erhält. Desgleichen ist die Zahnstange für den vorliegenden Zweck wesentlich länger als bei Wagen winden und gestattet 800 mm Hub.

Das Windengehäuse, aus zwei Blechen gebildet, die zur Lagerung der Triebwerksachsen durch aufgelegte Platten verstärkt und unten und oben durch prismatische Querstücke verbunden sind, zwischen denen die Zahnstange auf- und niedergleitet, hängt an zwei Flacheisenschienen. Um die aufgenommene Last horizontal versetzen zu können, werden die Hängeschienen durch die Achse einer Laufrolle getragen, welche auf einer unter der Decke befestigten Schiene vor- und rückwärts bewegt werden kann. Diesen Horizontal-Transport der ganzen Winde vermittelt ein Ziehrad auf der Laufrollenachse, das ebenso, wie die Laufrolle selbst, auf der Achse fest sitzt und daher die eigene Drehung direkt auf die Rolle überträgt.

Die Winde hat doppeltes Vorgelege mit vierzähnigen Trieblingen. Das Sperrrad sitzt auf der durch ein Kurbelrad angetriebenen Kurbelwelle.

Aus den der Zeichnung entnommenen Dimensionen ergiebt sich der ideelle Kurbeldruck für das Aufwinden der Maximallast von 80 Ctr. = 4000kg, entsprechend den vorstehenden Rechnungen für die Wagenwinde,

Po =

21,65.4000 250.6,5.6,5 -

00 8,2 kg.

Für die ausgeführten Dimensionen und Zähnezahlen ermittelt sich ferner, auf Grund der Tabellen für die Wirkungsgrade der Zahnräder und der Vorgelegewellen, S. 136 u. 138,

.    . ifr = 0,873.0,936 = 0,817,

0,873 • 0,938 = 0,819, Vs = °>⁸⁸9 • °-93⁸ = 0,834,

der Wirkungsgrad der Kurbelwelle .    .

,,    „    der    zweiten Vorgelegewelle tj₂

„    „    der    Lastwelle

mithin der Nutzeffekt des ganzen Triebwerks

v = Vi ■ y⁶ ■ y.i = 0,817.0,819.0,834 = 00 0,56.⁶)

Der effektive Kurbeldruck bestimmt sich durch

Ą    8,2

v    0,56

= 14,6 kg.

Der verhältnissmässig geringe Antriebdruck gestattet ein sehr bequemes Aufkurbeln der Maximallasten.

Zur Verzahnung wählt man meist gemischte Verzahnung mit Gerad-Üanken für die Fussprofile der Trieblinge und mit epicykiischen Kopfprofilen für Trieb- und Gegenrad. Das Arbeitsprofil des Zahnfusses der grossen Räder beschränkt man auf einen Theilkreispunkt und vertieft im übrigen die Zahnlücken dieser Räder künstlich, um dem Kopf freien Durchtritt zu gestatten. Hiernach sind die Verzahnungen Fig. 3 und 4, Taf. 31 , für das Räderwerk der Kurbelwelle und der zweiten. Vorgelegewelle konstruirt, deren Wälzungskreise mit Wx und W₂ und deren Theilkreise mit Tx und T₂ bezeichnet sind. Wl ist halb so gross, wie der Theilkreis Tx des Trieblings, und erzeugt durch Rollen in diesem Theil-kreis das geradflankige Fussprofil des Triebs, durch Rollen auf dem Theilkreis T₂ des Gegenrades das korrespondirende epicyklische Kopfprofil des letzteren. Der Wälzungskreis W₂ ist identisch mit dem Theilkreis T2 des grösseren Rades. Rollt man W₂ in T2> d. h. in sich selbst, ab, so erzeugt sich als Arbeitsfussprofil für das grosse Rad eine auf den Theilkreispunkt F beschränkte Hypocykloide, während das Abwälzen von W₂ auf dem Theilkreis Tx des Triebs das korrespondirende epicyklische Kopfprofil für dieses liefert. Die Vertiefung der Zahnlücke des grösseren Rades unter dem Theilkreis ist nach einer Kurve auszubilden, die sich der Bahn des Kopfpunktes a anschmiegt, um, wie bereits oben angedeutet, dem Zahnkopf des Triebs freien Durchgang zu gestatten.

Fig. 5, Taf. 31, stellt die Verzahnung der Zahnstange mit dem zugehörigen Trieb dar. Dieselbe entspricht den für die anderen Räderpaare gewählten Profilirungen, nur ändern sich die Zahnformen dadurch, dass der Wälzungskreis W₂ der Zahnstange unendlich gross wird, d. h. in eine Gerade übergeht. Das Trieb erhält wiederum geradflankiges Fussprofil durch Rollen von Wx in Tx, das Kopfprofil desselben entspricht aber in diesem Fall einer Kreisevolvente, erzeugt durch Abwälzen der Geraden W₂ auf Tx. Das Kopfprofil der Zahnstange wird eine gemeine Cykloide, erzeugt durch Wälzen von Wx auf der Geraden W₂, d. i. T₂; und das Arbeitsfussprofil der Zahnstange beschränkt sich auf den Theilkreispunkt F. Die Zahnlücke der Zahnstange ist unterhalb F künstlich vertieft, um eine freie Kopf bahn für das Trieb zu gewinnen.

Um den unterschnittenen Zähnen der Trieblinge genügende Festigkeit zu geben, sind dieselben in die zugehörigen Wellen eingebaut. Die Wellendurchmesser entsprechen in allen drei Fällen nahezu den Theilkreis-

durchmessern. Durch diese Anordnung werden die Trieblingszähne gegen Biegung geschützt und nur auf Scherfestigkeit beansprucht. Die ungünstigere Beanspruchung erleiden demgemäss bei derartigen Zahnräderwerken die freistehenden Zähne der grösseren Räder und der Zahnstange, welche den vollen Biegungsdruck auszuhalten haben.

Die weitgehenden Forderungen der Praxis bezüglich der Dimensionen- und Gewichtsbeschränkung der Zahnstangenwinden haben dahin gedrängt, unter Verwendung eines allerdings ganz vorzüglichen Materials ungewöhnlich hohe Spannungsgrenzen für die Konstruktionsentwürfe anzunehmen.

Untersucht man in dieser Beziehung die beiden vorstehend eingehend besprochenen Windenausführungen, welche sich in der Praxis gut bewährt haben und aus anerkannt soliden Fabriken stammen, so ergiebt sich für die Beanspruchung der Zahnstange der Becker’schen Zugwinde, wenn der Druck gerade im Zahnscheitel angreift, mit Rücksicht darauf, dass für diesen an sich ungünstigsten Fall bereits ein zweiter Zahn zum gleichzeitigen Eingriff gelangt ist, also der Zahnscheitel höchstens die halbe Maximallast aufnimmt, nach Fig\ 214.

2000.20

_ ??-J9 k

23 mm,.

—20mm.—>

6“

Y.

2000 Juj.

k bezeichnet wie immer die Maximalbeanspruchung des Materials pro qmm.

Hieraus folgt

Fig. 214.

2000.20.6

529 - 39

= 11,6 kg pro qmm.

Für die Wagenwinde der Elsässischen Maschinenbau-Aktien-Gesellschaft zu Grafenstaden erhalten wir bei gleicher Zahnform⁷) für die Zahnbreite von 42 mm und 6000 kg Totalbelastung der Zahnstange unter der obigen Annahme, dass sich während des Angriffs des Zahnscheitels der Druck auf zwei gleichzeitig im Eingriff stehende Zähne vertheilt,

3000.20.6 5²9 • 4²

= 16,2 kg pro qmm.

Während also in der Becker’schen Konstruktion die grösste Beanspruchung bei Wahl von Feinkorneisen als Material noch auf 11,6 kg beschränkt ist und nur wenig über die auch sonst im Maschinenbau üblichen Grenzspannungen hinausgeht, welche man diesem Material zu-muthet, steigert die Grafenstadener l^abrik die Biegungsspannung bis auf 16,2 kg, unter Verwendung von Holzkohleneisen, das durch Einsetzen äusserlich verstählt ist.

Die störenden Unterschneidungen der Trieblingszähne lassen sich vollständig vermeiden, wenn man die Zahnprofilirungen in der Weise ausführt, dass die beim Lastaufkurbeln zusammenarbeitenden Zahnflanken in gewöhnlicher Weise nach Radlinien mit einem Wälzungskreis profilirt werden, dessen Radius nach Reuleaux passend = 0,875 t zu wählen ist, während das andere für den Rücktrieb in Thätigkeit tretende Flankenpaar Evolventenprofile erhält, deren Wälzungstangente unter 53⁰ gegen die gemeinschaftliche Rädercentrale gerichtet ist. Die sich hieraus ergebende ungünstige Richtung der Drucknormalen für die Evolventenverzahnung bleibt ohne nachtheilige Folgen, weil sie nur während der Lastsenkung zur Geltung gelangt; im übrigen gewährt aber die eigenartige Mischung der Verzahnungsformen den wesentlichen Vortheil, dass die Zähne die Form von Hebedaumen erhalten, und dass die Verstärkung des Fusses schwächere Theilungen gestattet, wodurch die ganze Konstruktion noch erheblich mehr als bei den sonstigen Ausführungen zusammengedrängt wird.

Zu erwähnen ist schliesslich, dass auch hier die Trieblinge künstliche Fussprofilirungen nothwendig machen, um dem Kopf des Gegenzahnes der grösseren Räder , freien Durchtritt durch die Zahnlücke zu gestatten.⁸)

Die Zahnstangenwinden für Schützenaufzüge baut man in ein gusseisernes Bockgestell ein, und hängt die Schütze direkt an die Zahnstange.

Zu den mit Zahnstangentriebwerk ausgerüsteten Winden gehört noch der von A. Millot in Zürich ausgeführte Sack Stuhl, welcher in Speichern und Mühlen eine nützliche Verwendung findet, um Säcke und Ballen vom Erdboden so weit zu heben, dass der Arbeiter die Last bequem auf den Rücken nehmen kann. Das Geräth besteht aus einem hölzernen oder

eisernen Ständer, in dessen vertikalen Schlitzführungen ein Laststuhl auf-und niederbewegt wird. Eine horizontale, am Ständer gelagerte Welle mit Handkurbel und zwei Zahntrieben greift in die beiderseitig am Rücken des Stuhls befestigten Zahnstangen zum Auf- und Niederkurbeln des Sackstuhls ein. Sperrrad und Sperrklinke verhindern ein unbeabsichtigtes Zurücksinken der hochgekurbelten Last.

¹

Siehe die Citate, S. 414, unten.

²

Siehe die Abhandlung von Ludewig und Maurer im Bayerischen Industrie- und Gewerbeblatt, Juli 1874.

Ernst, Hebezeuge.

³

Siehe Zeitschrift des Vereins deutscher Ingenieure 1879, S. 451 und D. R. P. No. 5583.

⁴

Siehe L’art naval à l’exposition universelle à Paris en 1867, par M. le vice-amiral Paris,

⁵

Der theoretisch ermittelte Nutzeffekt kann sich bei neuen und sehr sorgfältig ausgeführten Winden thatsächlich in der Praxis etwas höher herausstellen, da die benutzten Tabellen-werthe für den Wirkungsgrad der Zahnräder unter der Annahme eines Zahnreibungskoefficienten — 046 berechnet sind, während dieser Werth bisweilen auf 0,I sinkt. Eine derartige Verminderung des Reibungskoefficienten macht sich aber gerade bei Triebwerken mit geringen Zähnezahlen besonders fühlbar. Unter den günstigsten Verhältnissen dürfte der Nutzeffekt der vorliegenden Konstruktion etwa auf 0,6 steigen.

⁶

Entsprechend der Anmerkung auf S. 435 ist unter Umständen eine Erhöhung des Nutzeffektes auf 0,62 möglich.

⁷

Die betreffende Zahnstange hat 33 mm, die zuerst besprochene 34 mm Theilung.

⁸

Siehe Weiteres über diese sehr beachtenswerthe Daumenverzahnung, Reuleaux, Konstrukteur 1882, S. 539.

Vierter Abschnitt.

Schraubenwinden.

Allgemeines über Schraubenwinden.

Die auf- und absteigende Bewegung einer vertikalen Schraube erfüllt durch das starke Umsetzungsverhältniss zwischen dem motorischen Antrieb derselben und dem Schraubendruck die Vorbedingung zur Konstruktion ausserordentlich einfacher Hebezeuge.

Das System der Schraubenwinden ist in der Praxis in mannigfach verschiedener Weise zur Ausführung gelangt. Die Last ruht entweder auf der Schraubenspindel, oder auf der Schraubenmutter, und dementsprechend steigt die Spindel selbst vertikal auf und ab, oder der Mutter fällt diese Bewegung zu.

Ruht die Last auf der Schraubenspindel, so kann man unter Einschaltung einer losen Kopfklaue, in der sich der Spindelkopf frei dreht, der Spindel selbst durch direkten Antrieb die ganze Schraubenbewegung, Drehung und lineare Verschiebung, ertheilen und die Mutter fest lagern. Man trennt aber auch bisweilen beide Bewegungen, versetzt die Mutter auf einer geeigneten Unterstützung in Rotation und zwingt die Spindel zur Vertikalbewegung, indem man eine Drehung derselben verhindert.

Ruht die Last auf der Mutter, so ist stets die Schraubenspindel anzutreiben und die Mutter unter Verhinderung eigener Drehung auf- und niederzubewegen.

Der Antrieb erfolgt häufig durch einen einfachen Hebel, oder durch einen Ratschenhebel. Beide Anordnungen gestatten nur intermittirenden Betrieb, jedoch lässt sich dieser Ubelstand durch Anwendung von Rädervorgelegen beseitigen.

Die gewöhnliche Schraube eignet sich zunächst nur zur direkten Einwirkung auf die Lasthebung, und die erreichbare Hubhöhe beschränkt sich auf die Länge der Schraubenspindel.

In dieser Form ist das System daher im allgemeinen nur für ver-hältnissmässig geringe Hubhöhen brauchbar.

Das Schraubentriebwerk lässt sich aber auch auf Hebezeuge mit Windentrommeln übertragen, wenn man das Elementargetriebe in der Form von Schnecke und Schneckenrad zur Anwendung bringt.

Man hat demnach in ähnlicher Weise, wie bei den Räderwinden mit Trommeln und Zahnstangen, auch hier zwischen direkt und indirekt wirkenden Schraubenwinden zu unterscheiden.

Die Winden mit Schraubentriebwerk zeichnen sich durch ausserordentlich gedrängte Konstruktionsform und sehr ruhige und sanfte Bewegung aus, dagegen stehen die meisten Ausführungen bezüglich des Wirkungsgrades den Räder winden wesentlich nach.

Die nachfolgenden Untersuchungen und die Erörterung neuerer Konstruktionen werden indessen zeigen, dass man auch in dieser Beziehung bei passend gewählten Verhältnissen und durch eine Ausstattung der Schraubenwinden mit Bremswerken, vollkommen befriedigende Resultate erzielen kann, welche durch Räderwinden nicht übertroffen werden, wenn man dieselben in gleich kompendiöse Konstruktionsformen hineinzwängt. Der geringe Nutzeffekt der älteren Schraubenwinden entspringt hauptsächlich aus dem verfehlten Konstruktionsprincip, die Windenhemmung durch das Schraubentriebwerk selbst zu vermitteln.

1. Direkt wirkende Schraubenwinden.

a. Bestimmung des Umsetzungsverhältnisses der Schraube.

Die Spindeln der direkt wirkenden Schraubenwinden werden stets

STï

pfiUltoj

wm

"A

¹<r>'

Fig. 215.

mit flachgängigem Gewinde ausgeführt, da dieses die relativ geringsten Reibungswiderstände bedingt.

Bezeichnet

PQ die ideelle Antriebkraft der Schraubenspindel,

P die effektive Antriebkraft, unter ausschliesslicher Berücksichtigung der Gewindereibung,

R den Hebelarm des Antriebs,

Q die Last,

N den Druck zwischen den Gewindegängen, r den Radius der mittleren Schraubenlinie, fii den Reibungskoefficienten des Materials, q den Reibungswinkel des Materials, s die Ganghöhe der Schraube,

so ist zunächst, da bei einer Umdrehung der Schraube die Last Q um die Ganghöhe j gehoben wird, Fig. 215, S. 441,

2 Rn P₀ = Q s,

ferner

s — 2 rn tg a

mithin

280.

Pi) — Q -ß tg «

Das ideelle Umsetzungsverhältniss zwischen Kraft und Last ist gleich dem Quotienten aus dem Radius der mittleren Schraubenlinie und dem Hebelarm der Kraft, multiplicirt mit der trigonometrischen Tangente des Steigungswinkels der mittleren Schraubenlinie.

Dasselbe wird also um so grösser bei sonst gleichen Verhältnissen, je kleiner «, und relativ am kleinsten für tg a = i d. h. a — 45⁰.

-    2 r 31

Fig. 216.

Berücksichtigt man die Reibung zwischen den Gewinden und bezeichnet mit l, Fig. 216, die Länge der abgewickelten mittleren Schraubenlinie, so folgt

2 Rn P — Q s1 NI,

oder da

sin rt ’

2 Rn P — s(Q F

sin a

)■

Denkt man sich die Pressung N der Gewindegänge und den durch dieselbe hervorgerufenen Reibungswiderstand fi N in einem einzigen Punkt der mittleren Schraubenlinie koncentrirt, so ergiebt sich, da Q und die

Reaktionswirkungen N und p N unter einander im Gleichgewicht stehen müssen

N cos a — N sin a = Q.

281.

cos a — ge y sin a

Durch Einsetzen dieses Werthes in die frühere Gleichung folgt

ßj[i +

t±i

(cos ce — /Uy sin ce) sin ce

]•

Es ist ferner

s — 2 r n tgcc,

mithin nach weiterer Umformung

sin a cos a — fXy sin²ce -f- fJLy

P - Q^tga •

sin ce cos ce — fXy sin²ct

sin ce cos ce -J- /Uy cos²ce sin ce cos a — f iy sin²a

p = Q it‘sa±\

= Öf'

tga + M i

¹ ~ ^\tg ce

Setzt man in diese Gleichung für fil den äquivalenten Werth tg q ein, so vereinfacht sich der Ausdruck durch weitere Umformung in

282.

P = Q-jïte{<* + Q)

Aus den Werthen für P₀ und P folgt der Wirkungsgrad der

Schraube

lg ce

tg (« + (?)

283.

Die beiden letzten Gleichungen lassen erkennen, dass selbstverständlich auch noch das effektive Umsetzungsverhältniss zwischen Kraft und Last wesentlich von dem Steigungsverhältniss der Schraube abhängig ist, und um so stärker ausfällt, je kleiner a, dass aber gleichzeitig der Nutzeffekt der Schraube mit einer Verkleinerung von a sinkt.

Bestimmt man nach der Maximaltheorie den grössten Werth von vj für den veränderlichen Werth von «, so ergiebt sich durch Differenziren der obigen Gleichung für den Nullwerth der ersten Ableitung

tg (« 4- a)

______tg«

cos²ce    cos ² (ce - n)

sin (« -f- q) cos (a + q) — sin a cos a — o sin 2 (ß + q) = sin 2 a.

Da q nicht = o ist, führt diese Gleichung- zu der Bedingung, dass für

2 (« + q) = l8o° — 2 «,

d. h. für

284,

der Maximalwerth von rj erzielt wird.

Bei gewöhnlichen Schraubenspindeln muss man in der Praxis von der Erreichung des Maximalnutzeffektes Abstand nehmen, da sonst das Umsetzungsverhältniss zwischen Kraft und Last verloren g-eht. Mit den später zu besprechenden Differentialwinden und den Schneckentriebwerken lässt sich dagegen auf andere Weise sehr wohl ein ausreichendes Umsetzungsverhältniss zwischen Kraft und Last erreichen, wenn man auch das Schraubengetriebe selbst für den Maximalnutzeffekt konstruirt. Diese Verhältnisse haben erst ganz vereinzelt genügende Beachtung gefunden.

Das Bestreben, die gedrängte Konstruktionsform der Schraubenwinden bezüglich der Übersetzung zwischen Kraft und Last aufs äusserste auszunutzen, hat dazu geführt, Steigungen für das Gewinde der Schrauben anzunehmen, die nur einen geringen Nutzeffekt gewähren. Der hiermit verbundene, vielfach in den Vordergrund gestellte Vortlieil der Selbsthemmung durch die eigenen Bewegungswiderstände der Schraube ist von zweifelhaftem Werth, da man, wie mehrfach hervorgehoben, auch in das Schraubengetriebe mit Leichtigkeit einen sehr einfachen und kompendiösen selbstthätigen Bremsapparat einschalten kann, der die Forderung der Lastsperrung vortheilhafter für den Wirkungsgrad der ganzen Maschine erfüllt, als eine Selbsthemmung auf Kosten des Nutzeffekts.

Die Bedingung für die Selbsthemmung durch die eigenen Bewegungswiderstände ergiebt sich aus dem Werth für den motorischen Rücktrieb der Schraube. Wir erhalten aus der für das Aufwinden der Last gefundenen Gleichung 282 für die umgekehrte rückläufige Bewegung

285.

p\ - Q łs (« — q)

Die Selbsthemmung ist gesichert, so lange sich aus dieser Gleichung für Px ein negativer Werth ermittelt, d. h. das Sinken der Last erst durch einen äusseren Antrieb erfolgt, der den Rücktrieb der Last unterstützt. Dies ist der Fall für

286.

Nimmt man den Reibungskoefficienten [ix für Gewinde zu 0,1 an, so würde der Beziehungsgleichung (ix — tg q entsprechend,

287,

ß = cv 5°

als Grenzwerth für die Erzielung der Selbsthemmung durch die eigenen Bewegungswiderstände der .Schraube einzuführen sein.

Berücksichtigt man, dass ausser der Gewindereibung auch noch Zapfenreibungen auftreten, und bei Schraubenwinden mit Vorgelegen ferner die schädlichen Widerstände dieser Vorgelege hemmend wirken, so bleibt selbst bei grösseren Steigungswinkeln die Selbsthemmung gesichert.

b. Abmessungen der Schraubenspindel und Schraubenmutter.

Für die Gewindeform wählt man meist quadratisches Profil, Fig. 217, d. h. — eingängige Schrauben vorausgesetzt — die Gangtiefe t gleich der halben Ganghöhe

Lt-JÜ

f......|ljjj

il

s L-JI

Fig. 217.

288.

Nicht selten beschränkt man aber zur Verminderung des äusseren Spindeldurchmessers die Gangtiefe auf

. . 289.

t — —    , ausnahmsweise bis auf t — —

2,5    3

Bezeichnet d₂ den äusseren Spindeldurchmesser, so entspricht

290,

der Steigung, für welche noch die Selbsthemmung der Schraube gesichert bleibt, denn es ist alsdann für die mittlere Schraubenlinie,

[d₂ — t)n

— tg a

und für s =

=S

CL

O¹

<fq

PT

5t

ç»..

11

Ln

'o

In der Praxis findet man zur grösseren Sicherheit für die Wahrung der Selbsthemmung meist

CM

CO

1—»

— unter dx den Kerndurchmesser verstanden — obwohl, wie bereits bemerkt, die übrigen gleichzeitigen Reibungswiderstände sehr wohl stärkere Steigungen zulassen.

Man hat zu berücksichtigen, dass das Schraubengewinde auf der Drehbank geschnitten wird, und daher ist dasselbe, den zur Zeit noch fast ganz allgemein verbreiteten Einrichtungen dieser Bänke entsprechend, in englischem Mass zu bestimmen.

Der Berechnung der Spindelstärke ist der Kerndurchmesser zu Grunde zu legen. Für die verhältnissmässig geringe Spindellänge genügt die Dimensionenbestimmung unter der Annahme reiner Zug- oder Druckbeanspruchung, falls man die Möglichkeit schiefer Belastungen durch genügend kleine Grenzwerthe für die zulässige Maximalspannung des Materials berücksichtigt. Bei guten Ausführungen findet man den Spindeldruck im Kern für die hauptsächlich zur Verwendung gelangenden Materialien, Feinkorneisen und weichen Stahl, auf 3 bis 4 kg pro qmm beschränkt. Dementsprechend bestimmt sich der Kerndurchmesser dx aus den Gleichungen

Ol I

Oj

fD

Ol

4*.

und wir erhalten als mittleren Werth

dx = o,6 V Q

292.

Für die Mutterhöhe h ist die Erwägung massgebend, dass womöglich der Flächendruck zwischen den Gewinden nicht 0,5 kg pro qmm überschreiten soll. Diese Regel wird in der Praxis meist nur bei gusseisernen Muttern beobachtet. Man findet für Schmiedeeisen

h > 1,5 d₂

293

und für Gusseisen

294.

Gestatten die Konstruktionsverhältnisse grössere Mutterhöhen, so werden dadurch der specifische Flächendruck zwischen den Gewindegängen und der Verschleiss vortheilhaft vermindert.

c. Wirkungsgrad der Schraube.

Der Wirkungsgrad der Schraube wird ausser durch die Gewindereibung auch noch durch die Zapfenreibung beeinträchtigt. Das aus der Stützzapfenreibung entstehende Widerstandsmoment wird ganz besonders gross, wenn der Stützzapfen nicht der Schraubenspindel, sondern der Schraubenmutter angehört, da sich der Stützzapfen alsdann nur in der Form eines Ringzapfens ausführen lässt, dessen innerer Radius nie kleiner als der äussere Spindelradius sein kann.

Dieser Nachtheil haftet allen

Schraubenwinden an, die mit drehbarer Mutter, statt mit drehbarer Spindel, ausgerüstet sind.

Bezeichnet r den äusseren Stützzapfenradius der Schraubenspindel, so ist den Werthen für eingelaufene Zapfen entsprechend das Reibungsmoment des Stützzapfens

Es ergiebt sich demnach unter Berücksichtigung der Schrauben-und der Stützzapfenreibung bei Benutzung der früher gefundenen Werthe, für einfache Schraubenwinden mit drehbarer Spindel das effektive Moment der treibenden Kraft.

P R = 0 r tg(a+

Für den ideellen Antrieb ist

P₀ R = Q r tga,

mithin der Nutzeffekt einfacher Schraubenwinden mit drehbarer Spindel

tg"

295.

« iis -4 I ~S

tg (et + o) +

Will man die Rechnung noch strenger durchführen, so wäre auch die Halszapfenreibung zu berücksichtigen , die aus dem Seitendruck des motorischen Antriebs entsteht, oder die gleitende Reibung in den prismatischen Führungen, welche bei einzelnen Winden eine Drehung der auf- und absteigenden Schraubenstücke, der Spindel oder der Mutter verhindern. Eine Berücksichtigung dieser verhältnissmässig untergeordneten Widerstände führt zu einem verwickelteren Ausdruck für rj, der sich schwieriger allgemein für die Verschiedenheiten der einzelnen Abmessungen erörtern lässt, ohne dass das hierdurch gewonnene Resultat wesentlich genauer wird, als das vorstehende. Wir wollen die in Rede stehende Vernachlässigung dadurch ausgleichen, dass wir für den Zapfenreibungs-koefficienten einen etwas erhöhten Durchschnittswerth annehmen.

Wir setzen dem entsprechend hier

Der Spurzapfenradius r wird in den Ausführungen immer kleiner gewählt, als der mittlere Radius der Schrauben fläche. Wir legen den nachfolgenden Tabellenwerthen das Verhältniss

zu Grunde.

Tabelle für den Nutzeffekt direkt wirkender Schraubenwinden mit

drehbarer Spindel.

tga.

tg (« + ?)+ ^ —

3°

4°

5°

6°

7°

8°

n—

0,273

0,334

0,384

0,427

0,464

0,497

Die Tabelle lässt den geringen Wirkungsgrad der einfachen direkt wirkenden Schraubenwinden erkennen, der für die in der Praxis am meisten verbreiteten Konstruktionsverhältnisse, einem Schraubensteigungswinkel von 5⁰ bis 6° entsprechend, nur etwa 0,4 beträgt.

Bezeichnet zur Bestimmung des Wirkungsgrades der Schraubenwinden mit drehbarer Mutter

i\ den inneren Radius der Ringstützfläche der Schraubenmutter r₂ den äusseren Radius „

so ist dem Werthe für eingelaufene Ringstützzapfen entsprechend das Reibungsmoment des Mutterzapfens

99

99

99

= “Ö(r ! + r₂).

Vernachlässigt man wieder den geringfügigen Zapfenreibungswiderstand, der aus dem einseitigen Antrieb der Mutter entspringt, sowie die gleitende Reibung in den Vertikalführungen, durch welche die Spindel gehindert wird , sich zu drehen , so ergiebt sich das effektive treibende Moment

PR = Qrtg (a + e) + Hg- (r, + r₂).

Das ideelle Moment ist

A₀ R-Qr tga

und mithin der Wirkungsgrad der direkt wirkenden Schraubenwinde mit drehbarer Mutter

296.

, , I -, , fl T"

ig (« + (?) + -J" •—-—

Den Ausführungen entsprechend ist als Durchschnittswerth

ri + r₂

— C>03

anzunehmen.

Tabelle für den Nutzeffekt direkt wirkender Schraubenwinden mit drehbarer Mutter.

tg a

ig (« -f o) + Ą r‘ Vj

= 6°, fi — o, i,

= 3.

3°

4°

5°

6°

7°

8°

0,169

0,2 T 4

0,254

0,289

0,322

0,352

Der Vergleich dieser Tabelle mit der früheren zeigt, wie der an sich ungünstige Wirkungsgrad der Schraubenwinden noch herabgedrückt wird, wenn man die Mutter statt der Spindel antreibt, so dass derartig ausgeführte Schraubenwinden sehr wenig empfehlenswert!! sind.

d. Ausgeführte direkt wirkende Schraubenwinden.

Schraubenwinden von Tangye.

Figur 218 bis 221, S. 450, geben Skizzen von den einfachsten Anordnungen direkt wirkender Schraubenwinden mit drehbarer Spindel nach Tangye’schen Modellen. Das Gestell der Dreifusswinde, Fig. 218, ist aus Schmiedeeisen, das der Flaschenwinde, Fig. 21g, aus Gussstahl.

Der Tangye’sche Preiscourant führt derartige Winden für Lasten von 2 bis 20 Tonnen an. Die Winden Fig. 220 und 221 werden von derselben Fabrik mit gusseisernem Gehäuse oder mit hölzernem Windenstock für Lasten von P/2 bis 6 Tonnen geliefert; die Hubhöhen schwanken zwischen 120 und 400 mm. Ausführungen mit 500 mm Hub finden sich nur ausnahmsweise.

Einfache Schraubenwinden werden als Wagenwinden zum Heben schwerer Eisenbahnfuhrwerke , ferner auf Bauplätzen und in Montirungs-schuppen benutzt. Man kann bei grossen und ausgedehnten Lasten mit

29

Ernst, Hebezeuge.

Leichtigkeit eine grössere Anzahl von Schraubenwinden in Anwendung bringen und durch gleichzeitige Umdrehung der einzelnen Schraubenspindeln die Last in ihrer ganzen Ausdehnung vollständig gleichmässig

UHU '

! 'l

fi"H

j||

Fig. 218.

Fig. 219.

Fig. 220.

Fig. 22 r.

heben und senken. So werden beispielsweise Dachstühle beim Aufsetzen neuer Stockwerke emporgeschraubt. In Amerika benutzte man beim Transport des Hôtel Pelham in Boston zum Heben der 5000 Tonnen betragenden Totallast 72 Schrauben.¹) In gleicher Weise verwendet man die Schrauben zum Senken grosser Lasten, wie unter anderem zum Senken der Fundirungskasten für Strombrückenpfeiler.²)

Schrauben-Schlittenwinde.

Um die Handhabung der Schraubendrehung zu erleichtern, wendet man statt der einfachen Hebelstangen Ratschenhebel an. Ferner montirt man die Winden bisweilen auf einem Schlittenfass, um die Lastspindel auch horizontal versetzen zu können, eine Anordnung, die unter anderem Vortheile bei der Benutzung der Winden zum Einheben entgleister Eisenbahnfahrzeuge in die Schienen bietet. Eine derartige Schrauben-Schlittenwinde ist auf Tafel 30 durch Figur 8 bis 11 in genauen Konstruktionsverhältnissen dargestellt.³)

nur

Das Gehäuse der Lastwinde besteht aus einem konischen Blechmantel, in dessen verstärktem Kopf das Muttergewinde für die Schraubenspindel eingeschnitten ist. Die gusseiserne Kopfklaue ist drehbar auf dem Kopfzapfen der Spindel abgestützt und wird am Abgleiten nach oben durch eine kleine Stellschraube verhindert, welche von aussen in eine Ring-nuth des Zapfens eingreift.

Unterhalb der Kopfklaue sitzt die Gabel des Ratschenhebels lose auf dem Hals der Schraubenspindel und umschliesst das mit derselben fest verbundene Ratschenrad, in welches die Mitnehmerklinke eingreift. Die einem Sperrkegel entsprechende Klinke ist mit Rücksicht auf die entgegengesetzte Antriebbewegung für das Heben und Senken der Last in der Form eines kleinen Winkels mit zwei Zähnen ausgeführt und in der Gabel des Ratschenhebels um einen Zapfen drehbar. Ihre Stellung wird für eine bestimmte Drehbewegung durch eine Keilzunge gesichert, welche durch eine Spiralfeder nach vorn gepresst, sich so hinter den einen oder den anderen der beiden Winkelschenkel des Sperrkegels legt, dass während der Ratschenbewegung ein und derselbe Klinkenzahn in Eingriff mit dem Ratschenrade bleibt, bis man den Klinkenwinkel in die entgegengesetzte Eingriffstellung bringt. Hierzu drückt man denselben mit der Hand so weit nach der anderen Seite, bis die Keilzunge über den Scheitel des Winkels nach der entgegengesetzten Seite einspringt. Dreht man den Hebel in der durch den Eingriff der Klinke bestimmten Antriebrichtung, so folgt das Ratschenrad dieser Bewegung im selben Sinne, während beim Zurückdrehen des Hebels, zur Ausführung eines neuen Spiels, der eingreifende Sperrkegel über die Radzähne frei hingleitet. Die Abmessungen müssen so gewählt sein, dass die hierbei theilweis zurückweichende Keilzunge nicht über den Winkelscheitel der Klinke auf die entgegengesetzte Seite überspringen kann.

Um die Winde bequem transportiren zu können, ist der Ratschenhebel zerlegbar ausgeführt, und es endigt zu dem Zweck die mit dem Windenkopf verbundene Gabel des Hebels mit einer kurzen Hülse, in welche der eigentliche Handhebel zur Drehung der Schraubenspindel eingesetzt wird.

Der Fuss des konischen Windengehäuses ist mit einem Gleitstück aus Rothguss verschraubt, das über die Schlittenführung des Grundpiatten-rahmens fortgreift und gleichzeitig das Muttergewinde für die horizontale Transportschraube, Fig. 8 und u, enthält.

Die horizontale Schraube liegt auf der einen Seite direkt in einer Bohrung des Grundrahmens, auf der anderen Seite in einer besonders eingesetzten Buchse, die beim Montiren der Winde erst in die aus Gussstahl hergestellte Grundplatte eingetrieben werden kann, wenn die Spindel selbst an Ort und Stelle eingelegt ist. Zum Antrieb der Transportschraube ist dieselbe an beiden Enden mit Vierkanten ausgestattet, um das Aufsetzen von Ratschenhebeln zu ermöglichen. Da die Schlittenbewegung einen weit geringeren Kraftaufwand als die Lasthebung erfordert , ausserdem auch der vertikale Lastdruck nicht eine selbstthätige Horizontal Verschiebung des Schlittens bewirken kann, ist die horizontale Schraube zur Erzielung einer rascheren Einwirkung mit steilem Gewinde doppelgängig ausgeführt.

Schliesslich bleibt noch zu bemerken, dass zum Transport der ganzen Winde Handhaben in die Fussplatte eirigenietet sind.

Die Winde ist für ioooo kg Nutzlast konstruirt. Das Eigengewicht derselben beträgt circa ioo kg.

29*

Der Kerndurchmesser der Schraube bestimmt sich nach Gleichung 292

dx = 0,6 V Q — 0,6 1/ 10000 = 60 mm.

Der äussere Spindeldurchmesser beträgt 70 mm, die Ganghöhe

16 mm.

Das Steigungsverhältniss der mittleren Schraubenlinie ermittelt sich für den zugehörigen Steigungswinkel cc durch

# « = 6fd = °-°7835-

Demnach ist a — oj 4° 30'.

Der Stützzapfen hat 40 mm Durchmesser. Es entspricht somit das Verhältniss dieses Zapfenradius zum Radius der mittleren Schraubenlinie

^ sehr nahe dem Grundwerth der Tabelle S. 448 für den Wirkungsgrad

= —, und es ist aus dieser 3

^    •    .    «V

der Schraubenwinden mit drehbarer Spindel, —

Tabelle direkt der mittlere Wirkungsgrad für einen Steigungswinkel zwischen 4⁰ und 5⁰ zu entnehmen.

7} - 0,36.

Demgemäss

Wir erhalten ferner für den ideellen Druck am Ratschenhebel nach Gleichung 280

Po

T0000.32,5

1000

' 0,07*835,

falls die Hebellänge 1 m beträgt.

Der effektive Hebeldruck bestimmt sich durch

• 0,07835 =    70 kg.

74 _ 10000.32,5 — 0,36. 1000

Die Mutter ist so aussergewöhnlich niedrig ausgeführt, dass bei 80 mm Höhe derselben, mit der geringen Gangtiefe von nur 5 mm, ein Flächendruck von 2 kg pro qmm zwischen den Gewinden entsteht, bei starkem Gebrauch also ein rascher Verschleiss unausbleiblich sein wird.

Die volle Hubhöhe der Winde beträgt 375 mm.

Für die doppelgängige Transportschraube sind 35 mm Steigung bei 38 mm äusserem Spindeldurchmesser gewählt.

Schraubenwinde mit Rädervorgelege von Zobel, Ncubcrt & Co. in Schmalkalden, Taf. go, Fig. 12.

Das Triebwerk der Zobel’schen Winde besteht aus einem Stirnräder-Doppelvorgelege und aus einer konischen Räderumsetzung, welche auf die Bewegung der Lastspindel einwirkt. Fest mit der Kurbel verbunden, aber lose auf der Kurbelwelle, versetzt das Triebrad A, dessen Bewegung sich durch die Räder B und C auf das Stirnrad D fortpflanzt durch letzteres die Kurbelwelle selbst in Rotation. Von hier aus erfolgt durch das Kegelrad E der Antrieb des zweiten Kegelrades F, dessen Nabenbohrung das Muttergewinde für die Schraubenspindel enthält.

Da die Spindel mit ihrer Fussklaue durch einen vertikalen

Schlitz des Windengestells hinausreicht, kann sich dieselbe bei der Drehung der Mutter nur vertikal auf- und abschieben. Um einen schnelleren Rücklauf zu ermöglichen und ebenso auch leichtere Lasten schneller auf-winden zu können, ist das doppelte Stirnräderwerk ausrückbar angeordnet.

Zu dem Zweck sitzen die unter einander fest verbundenen Räder C und B gemeinschaftlich lose auf einem excentrischen Zapfen W, der durch Drehung des Handgriffs H so weit gesenkt werden kann, dass der Eingriff dieser Räder mit den darüber liegenden aufgehoben wird. Die obere Handgriffhälfte wird durch eine Spiralfeder in die Höhe gedrückt und springt in den beiden Grenzlagen der Excenterstellung mit einem Zahn in entsprechende Vertiefungen des Gestells ein, so dass Ein- und Ausrückung des Vorgeleges jederzeit gesichert bleiben, bis man eine absichtliches Umstellen vornimmt. Um nunmehr bei ausgerücktem Stirnrädervorgelege die Kurbelwelle direkt anzutreiben und die Schraubenspindel unmittelbar durch das konische Räderpaar zu heben und zu senken, muss die Kurbel mit dem kleinen Stirntrieb A in das daneben liegende grössere Stirnrad D hineingeschoben werden. Die Kuppelung zwischen beiden Rädern erfolgt, indem einfach die Triebzähne des Rades A in entsprechende Vertiefungen der Scheibenfläche des grossen Rades eingreifen.

Zur Verminderung der Stützreibung des Kegelrades F ist unter demselben ein loser Kranz frei wälzender konischer Friktionsrollen angeordnet. Ebenso wird der Seitendruck der belasteten Fussklaue durch Rollen abgefangen.

Die genannte Fabrik liefert derartige Winden für 7,5 und 10 Tonnen

Nutzlast.

Für 300 mm Hub erhalten die Winden, infolge der Lagerung des Kegelräderpaares im Innern des Gehäuses, sowie durch die Fuss- und Kopfklaue, 705 mm Totalhöhe bei niedergeschraubter Spindel. Das ge-sammte Triebwerk, Schraubenspindel sowohl wie Räder, ist aus Gussstahl , der Windenkopf aus Gusseisen , die Fusssäule aus Schmiedeeisen hergestellt. Das Eigengewicht einer solchen Winde für 7,5 Tonnen Nutzlast beträgt etwa 55 kg.

Die Ausführung zeigt 52 mm äusseren Spindeldurchmesser und 40 mm Kerndurchmesser.

Dem entspricht als Radius der mittleren Schraubenlinie r = 23 mm.

Die Ganghöhe ist³/₅" englisch = 15,24 mm, und somit der Steigungswinkel der mittleren Schraubenlinie « 00 6°.

Bezeichnet ^3 die Antriebkraft in der mittleren Schraubenlinie, q den Reibungswinkel des Gewindes, ï den mittleren Radius der Lagerrollen, a den mittleren Radius der Rollenbahn,

/ den Koefficienten der rollenden Reibung,

so ist unter Vernachlässigung der geringfügigen Halszapfen- und der Fussklauenreibung

$ r - Q r tg [a + q) + af~

297.

$=ö[#(a + $) + f£]

Für den ideellen Antrieb würde zu setzen sein

% -Qtg a,

und demgemäss der Wirkungsgrad der Schraube, soweit derselbe von der Gewindereibung und der Stiitzlager-Rollenreibung abhängig ist,

Vi =

af

298.

tg (« + q) + 77

Für

a = 6°, q = 6°, a = 64 mm, f — 0,6 mm, r = 17 und r = 23 mm,

folgt

Vv =

0,105

0,213 -f

64.0,6

= 0,34.

17-23

Der Wirkungsgrad ist, wie bei allen Schrauben mit drehbarer Mutter, ungünstiger, als für Schrauben mit drehbarer Spindel, aber immerhin infolge der Einschaltung der Lagerrollen vortheilhafter, als bei einfacher Ringzapfenanordnung, in welchem Fall nach der Tabelle S. 449 für den Nutzeffekt der Schrauben mit drehbarer Mutter der Wirkungsgrad nur 0,29 betragen würde.

Als Durchschnittswerth für die drei Zahnrädervorgelege kann man nach den der Zeichnung zu entnehmenden Konstruktionsverhältnissen aus den bezüglichen Tabellen S. 136 und 138 einen Wirkungsgrad von je 0,91 einführen, und würde demnach der Nutzeffekt der ganzen Winde

i] — 0,34 . o,9i³ '= (v 0,26

zu setzen sein.

Bezeichnet man mit R den Kurbelradius, mit P den Kurbeldruck,

und mit l— das totale Umsetzungsverhältniss der Räderwerke, so ist

P    I r .

-Qv =T7t*a-

Für die angegebene Maximallast, Q = 7500 kg,

und für den Kurbelarm R = 250 mm, ferner für das den Zähnezahlen entsprechende Räderumsetzungsverhältniss

16

i _ 12    12    16

I25    .

~x ~ 30 ’ 3° ' 20

sowie schliesslich unter Berücksichtigung⁻ der früheren Werthe rj = 0,26, r = 23 mm und ct = 6°, ergiebt sich

75°° . ^3_ _ o,i°5 •16 0,26    250    125

P= 35>7 kg.

Die gewählten Konstruktionsverhältnisse dürften eine Beanspruchung der Winde mit der Maximallast von 7500 kg nur ausnahmsweise zulassen.

Englische Schraubenwinden mit Räderantrieb werden in der Regel nur mit einem konischen Rädervorgelege ausgeführt und so angeordnet, dass das Rad, dessen Nabe das Muttergewinde enthält, sich direkt auf der Kopfplatte der Winde mit einem Ringzapfen abstützt. Die Zähne dieses Rades sind dann nach unten gerichtet und dementsprechend die Kurbelwelle mit dem korrespondirenden Kegelrade dicht darunter gelagert.

Der Wirkungsgrad derartiger Winden ergiebt sich aus der Tabelle für den Nutzeffekt der Schrauben mit drehbarer Mutter, S. 44g.

Zugwinde von A. Schimmel in Leipzig.

■IwranmiL

AA

ilia

Die in Fig. 222 dargestellte Schraubenwinde ist dazu bestimmt, schwere Werkstücke auf Arbeitsmaschinen zu heben. Ihr Triebwerk besteht aus einer Vorgelegewelle mit Ziehrad und konischer Räderübersetzung zum Antrieb der Schraubenspindel; der Lasthaken ist durch zwei Flacheisenschienen an der Schraubenmutter B aufgehängt.

Das fest mit der Schraubenspindel verbundene Kegelrad B überträgt die Rotation der Kurbelwelle direkt auf die Spindel und zwingt die Mutter zu einer auf- oder absteigenden Bewegung, da die Vertikalschienen des Maschinenrahmens eine Drehung der Mutter verhindern. Die untere Traverse, welche die Führungsschienen verbindet, gestattet die Schraubenspindel durch einen Spurzapfen abzustützen, so dass die vertikale Stellung der Spindel nur durch ein einfaches Halslager am oberen Ende unterhalb des konischen Rades B gesichert zu werden braucht. Um eine Horizontalbewegung der ganzen Winde zu ermöglichen, ist dieselbe an der Achse einer Laufrolle aufgehängt, welche letztere auf einer unter der Decke des Arbeitsraumes befestigten Schiene läuft.

Die Fabrik von Schimmel liefert derartige Winden für 600 bis 1500 mm Hubhöhe, auf 4000 kg Tragkraft geprüft.

Wählt man für die mittlere Schraubenlinie einen Steigungswinkel von 5 bis 6°, so ist der Wirkungsgrad der Schraubenspindel zu 0,4 anzunehmen und mit dem Durchschnittswerth 0,92 des Nutzeffektes der Rädervorgelege ergiebt sich demgemäss der Wirkungsgrad der ganzen Zugwinde

r\ = 0,4.0,92 = 0,368.

IS

Statt der Rädervorgelege für Schraubenwinden wendet man auch Schnecke und Schneckenrad als Vorgelege an, indem man die drehbare Mutter der Schraubenspindel bis zur Ausbildung eines Schneckenrades erweitert und durch eine in den Umfang derselben eingreifende Schraube ohne Ende in Rotation versetzt. Fig. 223 giebt die Skizze einer nach diesem System konstruirten Zugwinde. ⁴) Das doppelte Schraubensystem gestattet sehr bedeutende Umsetzungsverhältnisse , aber die einleitenden Betrachtungen über den Nutzeffekt der Schraubentriebwerke führen ohne weiteres zu dem Schluss, dass derartige Winden einen verschwindend kleinen Nutzeffekt haben, wenn man, wie in der Praxis üblich , durch geringe Schraubensteigungen das erreichbare Umsetzungsverhältniss möglichst ausnutzen will. In England haben derartige Winden in der Form von Wagenwinden durch Haley Verbreitung gefunden, auch in Deutschland werden dieselben gebaut; indess ist dieses Konstruktionssystem in keiner Weise zu empfehlen, denn der Wirkungsgrad solcher Winden sinkt bis auf 0,08 ⁵).

Fig. 223.

Windenböcke zum Heben von Lokomotiven.

Die auf Taf. 31 in Fig. 6 und 7 dargestellte Schraubenwinde mit doppeltem Rädervorgelege entspricht der Windengattung, welche man in fast allen Lokomotiv-Reparaturwerkstätten und in vielen Fabriken zum Heben von Lokomotiven und grossen Kesseln benutzt.⁶) Man verwendet im allgemeinen vier Böcke gleichzeitig-, deren je zwei einander gegenüber gestellt und durch einen gemeinsamen Lastträger zu einem Paar gekuppelt werden. Die Träger, welche die zu hebende Maschine oder den Kessel aufnehmen, ruhen mit ihren Enden auf den Schraubenmuttern der gegenüberstehenden Böcke und steigen mit den Muttern auf und nieder.

Das Gerüst der Windenböcke wird meist aus hartem Holz, Eichen oder Buchen , seltener aus Kiefernholz gefertigt, und besteht, wie die Zeichnung erkennen lässt, aus zwei kräftigen Säulen, die unter einander durch Riegel verbunden, unten auf einem Schwellenwerk von doppelter Kreuzform stehen, mit demselben verzapft und durch eiserne Winkel verschraubt, sowie ausserdem noch durch Seiten- und Rückenstreben gesichert werden.

if

4 -370 jj _

Ul

Die Schraubenspindel läuft unten mit einem Spurzapfen in einem auf der Querschwelle stehenden Fusslager, oben wird dieselbe durch ein Halslager gesichert. Ihr Antrieb erfolgt von der auf den Rückenstreben gelagerten Kurbelwelle aus mittelst konischer Räderübersetzung indem die Umdrehung der vertikalen Zwischenwelle durch ein Stirnräderpaar auf die Schraubenspindel übertragen wird. Zur Führung der Schraubenmutter und zur Ver- |||||| hinderung ihrer Drehung dienen vertikale Rund- |l|l|j eisenanker, Figur 224, welche auf der Innen- S||lj|f seite der Ständersäulen entlanglaufen und gleich- If I zeitig Kopf und Fuss des Bockgestells mit ein- l| j j| ander verschrauben.    |MÉ

Die schmiedeeisernen Lastträger sind im vorliegenden Fall aus zusammengenieteten Eisen- ^ bahnschienen gebildet und je zwei solcher Dop- °l||flsrgr~"źś pelschienen mit ihren Enden lose zu beiden Sei- ?f|!j| ten der Spindel auf die Mutter aufgelegt. Häu- '    '

figer benutzt man Doppel-T-Eisen, an deren Steg zwischen den Flanschen ein Paar gabelförmig gekrümmte Endbleche festgenietet werden, P'ig. 225, und legt alsdann den Träger mit diesen Gabelenden auf die Schraubenmuttern derart auf, dass die Spindel von der Gabel umfasst wird.

Fig. 224. i. : 20.

OOOO

OOO

OOOO

g

CO

Fig. 225. i : 20.

Das Holzgerüst der Windenböcke kann c unter Beibehaltung der allgemeinen Konstruk-tionsform auch ganz aus Eisen hergestellt werden. c Man wählt in diesem Fall für die Schwellen U-Eisen, legt die Querschwelle mit dem Steg nach unten und die beiden Langschwellen in die Querschwelle eingreifend über letztere fort. Die Ständer werden aus Doppel-T-Eisen hergestellt, die Streben aus Winkeleisen. Alle Verbindungen sind durch Winkelbleche und Nietungen zu vermitteln.

Statt das Stirnrädervorgelege auf dem Kopf der Ständer zu lagern, kann man diese Räder auch unten dicht über dem Schwellenwerk einschalten.

Als Maximallast nimmt man für derartige Windenböcke 1000 Ctr. an, so dass jede der vier gleichzeitig zur Verwendung gelangenden Schraubenwinden für 12500 kg Tragkraft zu konstruiren ist. Die freie Flubhöhe zwischen dem tiefsten und höchsten Stand der Träger beträgt in den meisten Fällen 1,75 m und die freie Trägerlänge zwischen den Böcken

3,45 m.

Für diese Verhältnisse findet man bei Spindeln aus Feinkorneisen in Übereinstimmung mit unserer Formel 292, zur Bestimmung des Kerndurchmessers

dl = 0,6 1/12500 = 00 66 mm.

Bei 20 mm Ganghöhe und 8 mm Gangtiefe wird der äussere Spindeldurchmesser 82 mm und das Steigungsverhältniss der mittleren Schraubenlinie

tg a —    — 0,086.

⁰    7471

Dem entspricht als Steigungswinkel der mittleren Schraubenlinie

- O

a — oj 5

Nach der Tabelle für den Wirkungsgrad der Schraubenwinden mit drehbarer Spindel, S. 448, ist der Nutzeffekt

Vi = °>384-

Nimmt man als mittleren Werth für die Nutzeffekte der beiden Rädervorgelege je 0,92 an , so ergiebt sich der Wirkungsgrad der ganzen Winde zu

V = 0,384.0,92.0,92 = 0,325.

Bezeichnet man mit /Men effektiven Kurbeldruck und mit Q die Nutzlast,

so ist ” das effektive Umsetzungsverhältniss zwischen Kraft und Last,

welches im vorliegenden Fall durch die Schraube und die beiden Rädervorgelege erzielt werden muss.

Bezeichnet ferner, wie bisher,

r den Radius der mittleren Schraubenlinie,

R den Kurbelradius,

das Umsetzungsverhältniss der beiden Vorgelege,

so folgt

i r .

P~R^a

299,

und hieraus

— Q te" r

~ r\ P R

300.

Nehmen wir den Kurbelradius = 370 mm, fernerden Kurbeldruck, da an jeder Kurbel ein Arbeiter mit voller Kraft wirken kann, und die Hubhöhe gering⁻ ist, für beide Kurbeln zusammen P — 2 . 20 = 40 kg, so ist für die übrigen Werthe: Q — 12500kg, rj = 0,325, r = 37 mm, tga = 0,086,

12500.0,086.37 x ~    0,325.40.370

= 8,27.

Das Umsetzungsverhältniss = g^₇ würde passend in \ ’ ^ auf-

zulösen sein. Wählt man als kleinste Zähnezahl für die konischen Räder 15, so würde dieses Räderpaar 15 und 30 Zähne erhalten, und das Stirnräderpaar bei 10 Zähnen als Minimalzahl des Triebrades, für das Gegenrad 42 Zähne erfordern. Die Konstruktionsverhältnisse der Ausführung stehen in sehr naher Übereinstimmung mit den hier ermittelten Werthen. Der äussere Spindeldurchmesser ist 3" = 78,4 mm, statt 82 mm.

Die Steigung ist die oben angenommene ³/₄" = 20 mm.

statt

Das Gesammtumsetzungsverhältniss der Rädervorgelege ist ——g- = gr, gund schliesslich die Kurbelarmlänge = 14" = 365 mm, statt 370 mm.

e. Differential-Schraubenwinden.

Das Princip, durch Differentialbewegung gleichartiger Getriebe eine starke Kraftumsetzung zu erzielen, ist auch auf die Konstruktion von Schraubenwinden übertragen. In der Praxis finden sich zwei Anordnungen.

Man benutzt entweder zwei Schrauben mit verschiedenen Steigungsverhältnissen, die so in einander gelagert werden, dass die äussere Schraubenspindel gleichzeitig das Muttergewinde für die innere enthält, und treibt nur die äussere Spindel an, wobei die auf der Kernspindel ruhende Last um die Differenz der Schraubensteigungen gehoben wird, oder man vermittelt die beabsichtigte Differentialbewegung mit nur einer Schraubenspindel und zugehöriger Mutter durch gleichzeitige Drehung von Mutter und Spindel mit verschiedener Geschwindigkeit.

Differential-Schaubenwinde mit Doppelschraubc.

Fig. 226 giebt die Skizze einer Doppelschraube.

er.

Beide Schraubenspindeln haben Rechtsgewinde; die Kernspindelsteigung ist grösser als die der Hohlspindel. Dreht man die Hohlspindel mit einem Handhebel abwärts, so schraubt sich, unter der Voraussetzung, dass die Kernspindel durch den Angriff der Lastklaue an einer Drehung gehindert wird, dass also die Last selbst sich nicht mit der Spindel drehen kann, die Kernspindel aufwärts, und die Lasterhebung beträgt bei einem vollen Schraubenumgange s₂ — f

LI -

VI ec

Ih

cd

er

Ç—

r4-*

Diese Gleichung lässt erkennen, dass die Differentialschraubenwinde überhaupt nur einen Nutzeffekt liefert, wenn

304.

falls s₂ die Ganghöhe der Kernspindel

und sl die Ganghöhe der Hohlspindel bezeichnen.

Ist ferner P{) die ideelle Antriebkraft,

R der Hebelarm derselben,

Q die Last,

r₂ der Radius der mittleren Schraubenlinie auf der Kernspindel,

«o der zugehörige Steigungswinkel dieser Schraubenlinie, rx der Radius der mittleren Schraubenlinie auf der Hohlspindel,

<*! der zugehörige Steigungswinkel,

so ist zunächst

2 R 7t P₀ = Q(s₂ — sx),

ferner

mithin

s₂ — 2 r., n tga₂ und = 2 ry n tgcc{,

P₀R = Q O'* tg<H — G #«i)

301.

Berücksichtigt man die Reibungswiderstände in den Gewinden, so ist den Werthen für die einfache Schraube entsprechend, falls q den Reibungswinkel des Materials bezeichnet,

für tg ce₂, tg (aä + q)

und für tg al, tg (cct — q)

einzuführen, denn die Reibungswiderstände wirken in entgegengesetzten Richtungen, weil die Kernspindel steigt, während die Hohlspindel sinkt.

Da nun ferner, wenn die Winde überhaupt wirkt, die Kernspindel sich nicht unter der Last dreht, so bilden die beiden Muttergewinde gleichzeitig die Stützzapfenflächen, und es treten ausser der Gewindereibung keine weiteren Reibungswiderstände auf. Demgemäss ergiebt sich als Moment der effektiven Antriebkraft P

PR = Q [r₂ tg («₂ + q) — rt tg («! — q)]

302.

Für den Wirkungsgrad der Differentialwinde mit Doppelspindeln erhalten wir

r-i ig «2 — r\ tgttj

r-2 tg («₂ + (0 — rt tg («! — q)

303.

TT # «i > fS ai

rt

Um den Vergleich zwischen einer Differentialschraubenwinde und einer einfachen Schraubenwinde zu ermöglichen, wollen wir für den Kernspindeldurchmesser einer solchen Winde 70 mm und für den Radius der mittleren Schraubenlinie 32,5 mm annehmen, entsprechend den Verhältnissen, welche sich bei der früher eingehend durchgerechneten Schlittenwinde für 10000 kg Nutzlast fanden. Um ferner bei einer Spindelumdrehung wie dort 16 mm Lasthub zu erzielen, muss die Differenz der Ganghöhen der Hohl- und Kernspindel hier = 16 mm gewählt werden.

Diesen Grundannahmen würden folgende Werthe in geeigneter Weise entsprechen:

sx = 16 mm, «! = cv 2⁰ 40,

r₂ = 32,5 mm, sx = 32 mm, a., = tv 9⁰ und der Reibungswinkel q — 6°. Hiermit ergiebt sich alsdann

U = 55 mm,

— OJ 0,22.

_ 32,5-0,158 —55-0.046

32,5.0,268 + 55 . 0,058

Für die einfache Schraubenwinde fanden wir r\ — 0,36.

Der Wirkungsgrad der Differentialwinde ist also wesentlich ungünstiger, als der einer einfachen Schraubenwinde mit drehbarer Spindel für gleiche Last und Lastgeschwindigkeit, und die Differentialwinde besitzt dabei nicht einmal den Vortheil unbedingter Selbsthemmung, denn bei dem starken Steigungswinkel der doppelgängigen Kernspindel sinkt dieselbe, sich frei in der Hohlspindel drehend zurück, falls nicht etwa die Last, in welche die Spindelklaue eingreift, auch sich selbst überlassen an einer Drehung gehindert ist.

Die Verhältnisse unter denen eine selbstständige Bewegung der Hohlspindel, durch den Druck der belasteten Kernspindel, verhindert wird, folgen aus der Hauptgleichung 302, welche für die Senkbewegung die Form annimmt

¹

Siehe Engineering, Januar 1870, S. 23, House moving at Boston.

²

Siehe Löffler, „Die Fundirung der Eisenbahnbriicke über den Pregel in Königsberg, 1867. Zum Senken der Pregel-Briickenpfeiler, deren Gewicht bis auf 8000 Ctr. anwuchs wurden 32 Schrauben benutzt. Durch Kupplungsschienen zwischen den einzelnen Ratschenhebeln setzte man hierbei auf jeder Längsseite des Pfeilers je 16 Schrauben durch einen gemeinsamen Zug gleichzeitig in Thätigkeit.

³

Armengaud, Publication Industrielle vol. 23 PI. 46.

⁴

Genaue Zeichnungen einer analogen Ausführung finden sich in Wiebe, Skizzenbuch 1867, Heft XLIX., Bl. 6.

⁵

Siehe Weisbach-Herrmann, Ingenieur-Mechanik III, 2. Abtheilung, S. 31.

⁶

Siehe Wiebe, Skizzenbuch 1867, Heft XLIX , Bl. 6.

PR — Q \r₂ tg (cc₂ — q) — rx tg (04 + q)] . . . . 305-

Als Grenzwerth der Selbsthemmung ergiebt sich hieraus für P = o.

T- tg («2 — Q) < tg («t + q)

r\

306.

Ganz besonders

Der ungünstige Wirkungsgrad der Differential-Doppelschraube und der Übelstand, dass sich die Anwendbarkeit der Winde, falls man die Konstruktion nicht weiter kompliciren will, auf solche Fälle beschränkt, in denen man Lasten zu heben hat, welche selbst an einer Drehung gehindert sind, erklären zur Genüge, dass derartige Konstruktionen in der Praxis keine weitere Verbreitung gefunden haben, störend ist auch die geringe nutzbare Hubhöhe, da. nur die Steigungsdifferenz der Doppelspindeln zur Geltung gelangt.

Differential-Schraubenzvinde mit Doppeldrehung der Spindel und Mutter, von Zobel, Neubert & Co.

Die Differential-Schraubenwinde vonZobel, Fig. 227, S.462, liefert ein Beispiel für das zweite System von Differential-Schraubenwinden mit einfacher

Schraubenspindel bei Doppelbewegung der Spindel und der zugehörigen Mutter unter verschiedener Drehgeschwindigkeit. Zu dem Zweck ordnet Zobel fest auf der Kurbelwelle A zwei konische Zahnräder B und C von verschiedener Grösse an. Es steht B in Eingriff mit dem Kegelrade E, das im Windengehäuse drehbar gelagert ist und in seiner Nabe das Muttergewinde für die Spindel enthält, während C mit dem -jji KegelradeD zusammenarbeitet. Das Rad D sitzt fest auf einer gusseisernen Hülse, welche, durch Feder und Nuth mit der Schraubenspindel verbunden, auf letztere die eigene Drehbewegung überträgt, gleichzeitig aber der Spindel ein freies Auf- und Absteigen gestattet, da die Nuth sich auf die ganze Länge der Schraubenspindel erstreckt.

Die Umsetzungsverhältnisse der beiden Räderpaare sind so gewählt, dass die Schraubenmutter langsamer als die Schraubenspindel rotirt. Der Relativbewegung zwischen Spindel und Mutter entspricht der Lastweg, und da diese Relativbewegung je nach Wahl der Räderpaare innerhalb weiter Grenzen verändert werden kann, so lässt sich auf diesem Wege augenscheinlich die Grösse des Lastweges während einer Kurbelumdrehung ausserordentlich weit herabmindern und dadurch eine sehr starke Kraft-

L-

'/////»

DU

—-r-p

■m

i-

31

ill

Sh

T)

Fig. 227. 2:15.

Übersetzung erreichen.

Um leichtere Lasten schneller aufwinden zu können, auch einen

rascheren Rückgang zu ermöglichen, ist die Anordnung getroffen, dass das Differentialräderwerk ausgeschaltet werden kann, und die Schraubenspindel alsdann allein durch ein einfaches Vorgelege angetrieben wird. Zu dem Zweck ist die Kurbelwelle in einer excentrischen Hülse gelagert und auf die Spindelhülse oben ein zweites Kegelrad F aufgesetzt. Dreht man die excentrische Kurbelwellenhülse mittelst des Handgriffs Hy welcher mit einem Sperrriegel zur Sicherung der beiden verschiedenen Stellungen ausgestattet ist, um 180⁰, so werden die Doppelräder ausser Eingriff gebracht, und das Kegelrad C gelangt zum Eingriff mit F, so dass sich die Kurbeldrehung direkt durch diese beiden Räder auf die Schraubenspindel fortpflanzt.

Um hierbei die Schraubenmutter in erforderlicher Weise festzustellen,

ist über die Kurbelwelle zwischen dem Rade B und dem Gehäuse eine Blechscheibe gehängt, an der unten der Sperrzahn / sitzt. Hebt man die

Kurbelwelle durch die Excenterdrehung, so wird damit auch der Sperrzahn / gehoben und klemmt sich gegen die Zähne des Schraubenmutterrades E.

Bezeichnet

—    die Drehung der Schraubenmutter im Verhältniss zur vollen Umdrehung, während einer ganzen Umdrehung der Kurbelwelle,

—    den entsprechenden Werth für die Schraubenspindel,

n-i

a den Steigungswinkel der mittleren Schraubenlinie, s die Ganghöhe des Gewindes,

P₀ die ideelle Kraft an der Kurbel,

P den Kurbelarm,

Q die Last,

r den Radius der mittleren Schraubenlinie,

so ist

-)

«,/ »

2Rnl\ = Q{±.

oder, da s — 2 ir r tga,

Pu R - Qr tga

i)

307.

Bezeichnet ferner

rt den mittleren Radius des Stützzapfens der Kopfklaue, r₂ den mittleren Radius des Ringstützzapfens der Schraubenmutter,

fi, den Reibungskoeffizienten der Zapfen, q den Reibungswinkel des Schraubenmaterials,

P die effektive Kraft an der Kurbel,

so ist

PR =

Qr(v,

elrG

n 1'    s    n>    ni

^)<r(« + ?) + /*(£-+^-)] • •

. . 308.

Für den Wirkungsgrad der ganzen Winde erhalten wir demgemäss

55

. . 309

-I e

•e

*■ i s'

'S I

Die Bedingung der Selbsthemmung folgt aus Gleichung 308, wenn man, den Rücklauf voraussetzend, q und ^ mit entgegengesetztem Vorzeichen einsetzt, für den Fall, dass der Rücklauf durch den ebenfalls umgekehrten Kurbeldruck unterstüzt wird, d. h. für P < o.

Es bleibt demnach die Selbsthemmung durch die eigenen Bewegungswiderstände gesichert, so lange

(—

\n₂

tg(a

(?) < (— + — ) • • *    ¹    \ n^r n¹r /

. . 310.

Ist beispielsweise das Umsetzungsverhältniss des Räderpaares BE = 3:5, ferner das des Räderpaares CD = 4:5, und nimmt man a — 5⁰ io',

q = 6°, fi '= 0,08, rl = o,6r, r₂ = 1,5 r an, so ist tga — 0,09, tg(a f ç) = tv 0,2 und demgemäss

i_ _    4

(f-f)⁰’⁰⁹

+ 0,08 (

0,6.4

t³)

Tf = OJ 0,12.

Die Differentialschraubenwinden mit einfacher Spindel und Differenzantrieb für Spindel und Mutter haben zwar dem System mit Doppelschrauben gegenüber den Vortheil, dass die Spindellänge für den Lasthub vollkommen ausgenutzt wird, und dass es für die Benutzung dieser Winden gleichgültig bleibt, ob die Last willkürlich drehbar ist oder nicht, aber der Wirkungsgrad wird, so lange man Schrauben mit geringen Steigungsverhältnissen anwendet, ein durchaus unbefriedigender, und von G. Herrmann ist bereits darauf hingewiesen, dass sich ein günstigerer Nutzeffekt nur durch sehr steile Schrauben und möglichst kleine Stützzapfen erzielen lasse.¹)

Die Gleichung P{)R = Qrtgai ---—) lässt erkennen, dass man

unabhängig von « eine beliebig starke Übersetzung zwischen P und Q durch Verkleinerung der Differenz ---- bewirken kann, während bei

einfachen Schrauben das Umsetzungsverhältniss wesentlich von « allein abhängig ist.

Diese Eigenschaft der Zobel’schen Konstruktion erscheint beachtens-werth, da sich infolge derselben die Gewindesteigung bis zur Ausnutzung

des Maximalnutzeffektes steigern lässt, welcher für a = 45⁰ — d. h. für a — oj 42⁰ eintritt.

2. Indirekt wirkende Schraubenwinden.

a. Schnecke und Schneckenrad.

Schnecke und Schneckenrad, Fig. 228, S. 465, bilden das Elementar-

Man bezeichnet

getriebe der indirekt wirkenden Schraubenwinden, dieses Getriebe auch vielfach als Wurmschraube mit Wurmrad, oder als

Schraube ohne Ende. Die Achsen des Schneckenrades und der Schnecke liegen senkrecht zu einander; die Schnecken welle ist die treibende. Ein Rücktrieb der Schneckenwelle durch das Schraubenrad kann folgen, wenn der mittlere Steigungswinkel der Schraube grösser als der Reibungswinkel ist.

nur er-

Li

.i

mm

WM

i HI Jyy

•f

Fig. 228.

Fig. 229.

Die Schraubenflächen der rotirenden Schnecke schieben die Radzähne vor sich her und übertragen die Drehung der Antriebwelle mit veränderter Winkelgeschwindigkeit auf das Schraubenrad. Denkt man sich das Rad durch seine Mittelebene in der Achsenrichtung der Schnecke geschnitten, so bietet das Getriebe während der Rotation das Bild einer Zahnstange mit eingreifendem Stirnrade, und dem entsprechend sind die Gewinde- und Zahnprofile zu bestimmen.

Gewöhnlich wählt man für das Gewindeprofit symmetrische Trapezform, wie bei den geradflankigen Zahnstangen, mit unter 75⁰ zur Schraubenachse geneigten Seiten, Fig. 22g. Das Schraubenrad erhält alsdann Evolventen als Zahnprofile. Hierbei ist darauf aufmerksam zu machen, dass, falls die Zähnezahl des Schraubenrades weniger als 28 beträgt, die sonst übliche Kopfhöhe der Schraubenprofilirung nicht beibehalten werden darf, da sonst der Zahneingriff des Rades gestört wird. In diesem Fall ist die Kopfhöhe der Schraube über dem Theilriss durch eine Parallele zur Schraubenachse zu beschränken, welche durch den Berührungspunkt B des Grundkreises und der Evolventen-Erzeugenden NN geht.²) Bisweilen findet man die auf S. 437 und Taf. 31, Fig. 5 für die Zahnstangenwinden mit vierzähnigen Trieblingen angegebenen Profilformen für Schnecke und Schneckenrad angewendet. Derartige Pro-filirungen sind aber bei Schraubenrädern, die im allgemeinen mit grosser Zähnezahl, und wohl kaum mit weniger als 12 Zähnen ausgeführt werden, sowohl hinsichtlich der komplicirteren Kurvenform minder empfehlenswerth, als auch infolge der theilweisen Punktverzahnung dem Verschleiss stärker ausgesetzt.

30

Fig. 230. i : 2.

Die Schnecke wird, wie alle Schrauben, sei es beim Anfertigen eines Holzmodells für die schliessliche Herstellung in Stahlguss, sei' es bei der direkten Fertigstellung im Ausführungsmetall auf der Drehbank geschnitten, und es bedarf hierzu nur eines Drehstahls, dessen Schneidkanten dem Gewindeprofil entsprechen. Schwieriger ist die Ausführung des Schneckenrades. Die Profilirung entspricht nur in der Mittelebene ganz genau den theoretischen Anforderungen. Um die Berührung zwischen Schnecke und Schneckenrad aber nicht auf einen Punkt, oder ein kleines Flächenelement zu beschränken, führt man die Radverzahnung unter Beibehaltung des Mittel-ebenen-Profils so aus, dass sich die Zahnflächen den Schraubenflächen der Schnecke auf einer

grösseren Strecke anschmiegen, Fig. 230.

In der Praxis benutzt man zur Ausarbeitung der Schraubenradzähne zum Theil Fräsen, deren Form genau der anzuwendenden Schnecke entspricht.

Bezeichnet j- die Ganghöhe des Schneckengewindes,

n die Zahl der Gewindegänge auf der Strecke der Ganghöhe,

t die Theilung des Schraubenrades, s die Zähnezahl des Schraubenrades, o) die Winkelgeschwindigkeit der Schraubendrehung, w, die Winkelgeschwindigkeit der Raddrehung, den Theilkreisradius des Schraubenrades, v die Peripheriegeschwindigkeit des Rades im Theilkreis,

so ist

= — oder v =

(OS

2 71

ferner

10 s

Ry 2 TT R{

Da nun s — nt und 2 Ry n = z t ist,

folgt

(x) 1 _ n

(O

311.

Die Winkelgeschwindigkeiten des Rades und der Schnecke verhalten sich ganz ebenso wie bei einem gewöhnlichen Zahnräderpaar umgekehrt wie die Zähnezahlen, d. h. wie die Gangzahl der Schraube zur Zähnezahl

des Schraubenrades. Während man aber bei gewöhnlichen Zahnrädern die Zähnezahl nicht unter 3 herabmindern kann, und schon bei 4 Zähnen für das kleinste Rad sehr ungünstige Konstruktionsverhältnisse erhält, bietet die eingängige Schraube ein Mittel, das Übersetzungsverhältniss bis auf die äusserste Grenze zu steigern.

Für die eingängige Schraube mit Schneckenrad ist das Umsetzungs-

312,

verhältniss = —...................

für die doppelgängige Schraube mit Schneckenrad dasselbe

313

u. s. f.

Durch die Möglichkeit, die Zähnezahl z des Schraubenrades innerhalb sehr weiter Grenzen beliebig zu steigern, lassen sich mit dem einfachen Elementargetriebe der Wurmschraube ausserordentlich starke Kraftumsetzungen erreichen, aber auch hier treten die Nachtheile grosser Effektverluste auf, sobald man geringe Schraubensteigungen anwendet, denn hohe Wirkungsgrade sind nur mit mehrgängigen Schnecken zu erzielen.

Die älteren und zur Zeit noch vorzugsweise in der Praxis verbreiteten Schraubenwinden mit Schneckentriebwerk finden sich mit eingängigen Schnecken und so geringer Schraubensteigung ausgeführt, dass wie bei den früher besprochenen, einfachen, direkt wirkenden Schraubenwinden die Selbsthemmung durch die eigenen Bewegungswiderstände des Triebwerks auf Kosten des Nutzeffekts bewirkt wird, der unter solchen Verhältnissen den Werth 0,5 niemals überschreiten kann , und in den meisten Fällen noch wesentlich geringer ausfällt.

b. Ausgeführte Schraubenwinden mit Schneckentriebwerk.

Schraubenwinde für 50 Ctr. Maximallast von E. Becker.

Fig. i bis 6, Taf. 32.

Das Triebwerk der auf Taf. 32 dargestellten Schraubenwinde besteht aus der Kurbelwelle mit Schneckengewinde — in Tiegelgussstahl ausgeführt — und aus der Lastwelle mit Kettennuss und Schraubenrad.

Die Kettennuss, Fig. 6, enthält 5 Daumen und ist für eine kalibrirte Kette von 16 mm Eisenstärke aus Hartguss, das Schraubenrad aus Gusseisen hergestellt.

Auf einer gemeinsamen gusseisernen Fundamentplatte sind die Lagerböcke der Lastwelle festgeschraubt.

Die Kurbelwelle läuft in einem besonderen gleichfalls mit der Fundamentplatte verschraubten gusseisernem Troge, dessen Lageraugen mit Rothguss ausgebuchst sind. Zur Aufnahme des in der Schraubenachse wirkenden Druckes ist in die Endbuchse von hinten eine Stahlschraube mit Gewinde eingesetzt und hierdurch in einfachster Weise ein nachstellbares

30*

Spurlager für den direkt auf der Stellschraube rotirenden Stützzapfen der Schraubenwelle gebildet. Die Stellung der Schraube wird durch eine ausserhalb des Lagers vorgeschraubte Mutter, welche als Gegenmutter wirkt, gesichert.

Der innerhalb des Lagers hinter dem Stützzapfen durch die schwächere Stellschraube freibleibende Hohlraum bildet die Olkammer für die Zapfenschmierung.

Die Lagerung der Schraubenwelle in dem Trog unterhalb des Schneckenrades gewährt durch die Füllung des Troges mit Ol den Vortheil einer immerwährenden Schmierung der Schraube und des Rades.

Die geringen Abmessungen der Winde gestatten das ganze Maschinengestell mit einem Blechkasten zu bedecken, um das Einfallen von Staub und Schmutz in das Triebwerk und in den Oltrog zu verhindern.

Da die Bohrungen für die Lagerbüchsen der Schnecken welle schwächer sind, als der äussere Durchmesser der Schnecke, lässt sich die Schnecken-welle beim Montiren der Winde nur dadurch an Ort und Stelle einlegen, dass man dieselbe zunächst in schräger Lage in der Richtung des Troges von hinten durch die vordere Bohrung für die Halslagerbuchse einführt, dann die Lagerbüchse selbst über die Welle schiebt und in den Trog eintreibt; die Kurbel ist zuletzt aufzusetzen.

Um ein Abgleiten der kalibrirten Kette von dem Daumenrade zu verhindern, ist über das Rad ein gusseiserner Schutzbügel gesetzt, der mit dem einen Bock verschraubt ist. Das Festklemmen der Kette im Daumenrade wird durch eine innen gegen den Bock geschraubte Zunge verhindert, die zwischen dem auf- und absteigenden Trum in die Mittel-nuth des Daumenrades eingreift, so dass Kettenglieder, welche etwa zwischen den Daumen hängen bleiben, durch diese Zunge bei der Rotation der Kettennuss herausgestossen werden. Die betreffenden Details sind bereits früher, Seite 109 beschrieben und auch schon in Fig. 3, Tafel 2, einzeln dargestellt. Zu erwähnen wäre noch, dass die Kettennuss mit dem Schneckenrade durch eine Schraube verbunden und ausserdem mit demselben auf der Welle festgekeilt ist.

Das Triebwerk besitzt, wie die nachfolgenden Rechnungen zeigen werden, die Eigenschaft der Selbsthemmung nur infolge der gesummten eigenen Bewegungswiderstände, und der Wirkungsgrad der Winde beträgt somit nicht ganz 0,5.

Die Reibungswiderstände einer einfachen Schraubenwinde mit Schneckentriebwerk setzen sich zusammen aus der Hals- und Stützzapfenreibung der Kurbelwelle, aus der Schneckenreibung, aus der Zapfenreibung der Radwelle und schliesslich aus der Reibung der Lastkette.

Die Reibungswiderstände der Schnecke entstehen aus zwei verschiedenen Vorgängen, aus dem Gleiten der Gewindeflächen auf einander in der Richtung der Schraubenlinie und aus dem gleichzeitigen Gleiten der Flächen in radialer Richtung, entsprechend der Doppeleigenschaft des Triebwerks als Schrauben- und Zahnräderwerk.

Da die Effektverluste der Trommel wellen und der Zahnreibung bereits in früheren Abschnitten bestimmt sind, haben wir hier nur noch den Wirkungsgrad der Kurbelwelle zu untersuchen, so weit derselbe von der Zapfenreibung und der reinen Schraubenreibung abhängig ist.

Bezeichnet cc den Steigungswinkel der Schnecke in der mittleren Schraubenlinie,

K den Umfangsdruck des Schraubenrades in der Achsenrichtung der Schnecke, r den Radius der mittleren Schraubenlinie,

P den effektiven Kurbeldruck, welcher zur Überwindung der Schrauben- und Zapfenreibung der Schneckenwelle erforderlich ist, a den Kurbelradius, r den Halszapfenradius,

Vj den mittleren Stützzapfenradius, fi den Zapfenreibungskoefficienten, q den Reibungswinkel des Schneckengetriebes,

so ist:

Pa = Kr tg (« -f q) + [i Krt + fi Pv*)

K[rtg{a + q) + fi rt]

a — fi r

314.

Für den ideellen Kurbeldruck wäre zu setzen

Po =

K r tg a

Mithin der Wirkungsgrad der Kurbel welle

_ r igct .(a — fi r)

^ _ a[r tg{itĄ-Q)Ą-fiK{\

315.

*) Bei ganz strenger Rechnung würde zu berücksichtigen sein, dass die Schraubenreibung den Widerständen scharfgängiger Schrauben entspricht, da die Gewindeflächen zur Schneckenachse thatsächlich nicht wie bei gewöhnlichen flachgängigen Schrauben unter gO° geneigt sind. Es würde dementsprechend statt tg (a, q) der genauere, aber komplicirtere Werth ,

fi\ cos a

Y I + tg*" + tg*ß -p igq

I — fil sina V I tg²c( -f- tg<lß

einzuführen sein, falls fiy den Reibungskoefficienten des Schraubenmaterials und ß den spitzen Winkel bezeichnen, welchen die Schraubenflächenneigung an der Berührungstelle mit dem Radius der Schraubenspindel bildet. Für Schnecken mit unter 75⁰ zur Schraubenachse geneigten gerad-flankigen Gewindeflächen ist ß = 15⁰, und für fn wäre für tgq, q — 6° entsprechend, 0,105 zu setzen. Wir wollen die Vernachlässigung, welche wir durch Beibehaltung des einfachen Werthes für flachgängige Schraubenreibung begehen, dadurch berücksichtigen, dass wir den Reibungswinkel q der Schraubenflächen für Schnecke und Schneckenrad etwas grösser annehmen, als dem Material an sich entspricht, und führen demgemäss statt p = 6°, q = 7⁰ ein.

Für den Wirkungsgrad der Zahnräder fanden wir früher in Gleichung I 57a

J-)

falls z und Z die Zähnezahlen der mit einander arbeitenden Räder bedeuten.

Für das Schneckentriebwerk ist Z, den Zahnstangen entsprechend, = oo zu setzen, und wir erhalten demnach hier für den Wirkungsgrad der Schraube ohne Ende, so weit derselbe von der Zahnreibung allein abhängt

316,

,h - z -j- °,5

unter z die Zähnezahl des Schraubenrades verstanden.

Für den Wirkungsgrad der Kettentrommeln fanden wir schliesslich ganz allgemein in Gleichung 123 falls ô den Durchmesser des Ketteneisens, R den Radius der Kettentrommel, d. h. hier den Halbmesser des Kettendaumenrades, p, den Zapfen-reibungskoefficienten und ra den Zapfenradius bezeichnen.³)

Der Gesammtnutzeffekt der einfachen Schraubenwinde mit Schnecke, Schneckenrad und Kettennuss ist

V = % • '³ h • %

und nach den vorstehenden Ermittelungen der einzelnen Werthe

. . 317.

___rtga .(a— fit) __

/ a\rtg (« + D + U f,]    z + 0,5

Ist Q die Last am Kettendaumenrade,

n wie früher die Zahl der Schraubengänge auf der Strecke s der Schneckenganghöhe,

t die Theilung des Schneckenrades, so erhalten wir unter

Benutzung der übrigen Bezeichnungen, für den ideellen Kurbeldruck PQ

2anl\ = 941

QRs ' 2 a n A\

Da ferner s — n t und 2 n R^— z t, folgt

I\ = n

a Z

. . 318,

und der effektive Kurbeldruck

CS jfO a ! S3

. . 319.

Der Werth für rj ist aus Gleichung 317 zu entnehmen. Bestimmung der Zahntheilung und der Schneckendurch

messer.

Wählt man für die Verzahnung des Schraubenrades die für andere Zahnräder übliche Zahnkopf höhe = 0,7 t — unter t die Theilung des Rades verstanden — so bestimmt sich auch die Theilung nach den bei gewöhnlichen Rädern gültigen Normen, für die wir in Formel 154 einen Werth entwickelt haben, und es scheint nur insofern eine kleine Verminderung der Theilung statthaft, als der ausserordentlich ruhige und sanfte Gang des Schneckentriebwerks eine stärkere Maximalbeanspruchung des Materials ohne Gefahr zulässt, so dass man die Biegungsspannung unbedenklich auf 5 kg pro qmm steigern kann, Gusseisen als Material vorausgesetzt. Häufig findet man aber die Zahnkopf höhe auf 0,5 t bis 0,4 t vermindert, und man wird zu einer derartigen Beschränkung, wie bereits oben angedeutet, direkt gezwungen, sobald die Zähnezahl des Schraubenrades unter 28 sinkt, falls man für das Rad Evolventenverzahnung, und demgemäss für die Schraube ohne Ende geradflankige Profile wählt.

Da ferner beim Schneckengetriebe mit Sicherheit mindestens immer gleichzeitig zwei Zähne in Eingriff stehen, vermindert sich die Zahnbeanspruchung durch den Umfangsdruck K für den einzelnen Zahn auf die Hälfte.

Bezeichnet k die Zahnhöhe,

b die Zahnbreite am Fussansatz, f die Zahndicke am Fuss, k die zulässige Materialspannung,

so ist

Kh

= b-P.k.

Für h — 0,5 t, f— 0,5 t und b — zt folgt K =    ,

mithin

t= ¹ »73

Vf

Bestimmt man die Theilung t des Schraubenrades, statt durch den Umfangsdruck im Theilkreise desselben, durch das Drehmoment des Rades, so ist, falls wir dieses mit M bezeichnen, für den Theilkreis-radius Rx

oder da

R\ =

_ 2 n M

2 71 ’    t Z

Es ergab sich oben

IS _ fik

K-~T’

mithin

‘ = h-h-

Setzen wir mit Rücksicht auf den ruhigen Gang des Schneckengetriebes k — 5 kg pro qmm, unter der Annahme, dass, wie meist, das Schraubenrad aus Gusseisen ist, so erhalten wir

'=■■56 ff

321.

Im vorliegenden Fall ist für die Maximallast Q = 50 Ctr. = 2500 kg, und für den Theilkreisradius R der Kettennuss = 65 mm

M — 2500.65 = 162500.

Die Zähnezahl z des Schraubenrades ist in der Ausführung = 38. Für diese Werthe ergiebt sich

t — 25,3 mm.

In naher Übereinstimmung hiermit findet sich t = 23,81 mm.

Soll das Triebwerk die Eigenschaft der Selbsthemmung durch die eigenen Bewegungswiderstände erlangen, so ist ein entsprechend geringer Steigungswinkel für die mittlere Schraubenlinie der Schnecke zu wählen, und dieselbe darf demzufolge nur eingängig ausgeführt werden.

Alsdann ist die Ganghöhe s der Schnecke gleich der Theilung t des Schraubenrades.

Für den Steigungswinkel der mittleren Schraubenlinie « und für den zugehörigen Radius r besteht die Beziehungsgleichung

.    j

tg a = — ö    2 r n

d. h. r =

2 n iga.

322.

Durch Auswerthung der Gleichung 317 für den Wirkungsgrad einer einfachen Schraubenwinde mit Wurmtriebwerk ergiebt sich, wie wir weiter unten sehen werden, dass der mittlere Steigungswinkel der Schnecke ohne Ende infolge der Reibungswiderstände, welche noch ausser der Schneckenreibung auftreten, bis auf 9⁰ 40' gesteigert werden darf, ohne dass der Nutzeffekt den Werth 0,5, d. h. die Grenze der Selbsthemmung übersteigt.

Für diesen Werth von a wird 2 n tga — 1,07, und somit bestimmt sich aus der obigen Gleichung

323. *)

cv S — t

In der Ausführung findet sich r = 22 und s = t, wie oben angegeben, = 23,8 mm.

Wählt man r > s oder t, so erhöht man die Sicherheit der Selbsthemmung, aber selbstverständlich auf Kosten des Nutzeffekts.

Im vorliegenden Fall ergiebt sich der Wirkungsgrad der Schraubenwinde für die Ausfiihrungswerthe :

Kurbelradius a — 350 mm,

Halszapfenradius r = 13,5 mm, mittlerer Stützzapfenradius x₁ = 5 mm,

Radius des Lastwellenzapfens r₂ = 17 mm, Ketteneisenstärke ô = 16 mm,

Reibungswinkel für das Schneckenmaterial q = 7⁰, Radius der Kettennuss R = 65 mm,

Steigungswinkel der mittleren Schraubenlinie ct = g° 40', Radius der mittleren Schneckenberührungslinie r = 22 mm, Theilung des Schraubenrades 15/16" engl. = 23,81 mm, Zähnezahl des Schraubenrades z — 38, Zapfenreibungskoefficient ^ = 0,08,

nach Gleichung 317

38

_ 22,0,17 (350 —0,08.13,5)

350(22.0,34-0,08.5)    38+0,5

0,1 . 16+0,08.17

65

rj = 0,532 . 0,987 . 0,944,

V = °»495-

*) Dieselben Verhältnisse empfiehlt Reuleaux, während Morin und Redtenbacher wesentlich davon zu Ungunsten des Wirkungsgrades abweichen.

Schliesslich erhalten wir den effektiven Kurbeldruck nach Gleichung 319, für Q — 2500 kg, R = 65 mm, n = 1, a — 350 mm und z — 38 mit dem vorstehenden Werthe für rj,

2500.65

o,495 • 350 . 38

= no 24,5 kg.

Für den Entwurf einer derartigen Winde hätte man zunächst die Ketteneisenstärke â der vorgeschriebenen Maximallast Q entsprechend zu bestimmen und alsdann die Grösse des Lastarmes R festzusetzen, je nachdem man sich für Benutzung einer Kettennuss mit einer bestimmten Daumenzahl, oder für eine gewöhnliche Kettentrommel entscheidet.

Ferner ist über den Kurbeldruck P und die Kurbelarmlänge a eine Bestimmung zu treffen. Um die Selbsthemmung zu erzielen und dennoch den Nutzeffekt wenigstens auf nahezu 0,5 zu steigern, ist eine eingängige Schnecke anzunehmen, deren mittlerer Schraubenberührungsradius r nach Gleichung 323 gleich der Ganghöhe s der Schnecke zu wählen ist, um der gestellten Bedingung ij = oj 0,5 zu genügen.

Unter diesen Verhältnissen ermittelt sich aus Gleichung 319 die erforderliche Zähnezahl des Schraubenrades

324.

Aus Gleichung 321 lässt sich alsdann die Theilung

bestimmen, und hierdurch sind schliesslich auch die Werthe von r und sowie der Theilkreisradius des Schneckenrades festgesetzt.

Die Last welle ist auf Torsionsfestigkeit zu berechnen.

Fahrstuhlwinde mit Schneckentriebwerk von Gebrüder Weismüller in

Frankfurt a.\M.

Die vorstehend besprochene Anordnung einer Schraubenwinde mit Schneckentriebwerk lässt sich selbstverständlich für alle Arten von Hebewerken mit Kettentrommel oder Kettennuss anwenden und ebenso gut in ein Krahngerüst, wie in das Gehäuse eines Flaschenzuges einbauen. Nicht selten werden diese Winden für Fahrstuhlanlagen ausgeführt und alsdann mit Riemenbetrieb statt mit Handkurbeln ausgestattet, obwohl in solchen Fällen, in denen die äusserste Beschränkung der Gesammtdisposition in der Regel nicht gefordert wird, eine Winde mit gewöhnlichem Stirnrädertriebwerk und guten Bremswerken unzweifelhaft vorzuziehen sein dürfte. Schraubenwinden mit Riemenbetrieb erfordern bei selbstthätiger Hemmung einen Doppelantrieb für Vor- und Rücklauf, also ein Riemenwendegetriebe mit drei Scheiben und offenem und gekreuztem Riemen.

Gebrüder Weismülîer in Frankfurt a./M. liefern derartige Fahrstuhlwinden, Fig. 231, in folgenden Abmessungen.

¹¹..............

~r=--rrr-

riüni

Ül

lim

yffe

''l

imm

ïïïïj

g)

Fig. 231.

Winden mit Schneckenradgetriebe und Gurt-, Seil- oder Kettentrommel

von Gebr. Weismüller.

Riemen

breite

Tragkraft in kg.

Riemen-

scheiben-

durch-

messer

Touren

zahl

pro Min.

Ueber-

setzungs-

verhältniss

Mittlerer

Trommel

durch

messer

Mittlere Hubgeschwindigkeit pro Sekunde

Kraftbedarf in HP.

Gewicht in kg circa

140

600

200

i : 20

250

130

2000

750

80

300

300

250

80

750

b5

350

für Drahtseiltrommeln

140

600

160

1000

200

1000

1050

Wagenwinde mit Schneckentriebiverk.

fr

! v»1J

Fig. 232.

Dass man auch die direkt wirkenden Schraubenwinden mit Schneckenvorgelege antreibt, ist bei Besprechung dieser Winden S. 456 hervorgehoben. Vorteilhafter als bei jener Zugwinde wirkt das Schneckengetriebe als Vorgelege für Zahnstangenwinden. Eine derartige Ausführung ist in Fig. 232 skizzirt⁴) und unterscheidet sich hinsichtlich der Anordnung des Triebwerks von der oben besprochenen Konstruktion nur dadurch, dass das Kettendaumenrad mit der Lastkette durch ein Stirntriebrad, in Eingriff mit der als Lastträger dienenden Zahnstange, ersetzt ist. Nimmt man den Wirkungsgrad des Schneckengetriebes, für ähnlich günstige Konstruktionsverhältnisse, wie bisher = 0,5 und den Nutzeffekt des Zahnstangengetriebes zu 0,85 an, so ergiebt sich als Wirkungsgrad einer solchen Winde tj = 0,425.

Schraubenflaschenzug mit Patent-Drucklager, von E. Becker in Berlin.

D. R. P. 10611.

Das neue Becker’sche Konstruktionsprincip, zur Erzielung eines hohen Wirkungsgrades Schnecken mit starker Steigung anzuwenden und statt der Selbsthemmung durch die eigenen Bewegungswiderstände des Triebwerks eine kompendiöse, nur beim Rücklauf wirksame Lastdruckbremse einzuschalten, ist als ein Fortschritt von Bedeutung anzuerkennen, dessen Erfolg in der Praxis eine weitergreifende Umgestaltung der bisher üblichen Schraubenwinden-Ausführungen erwarten lässt. Das Patent-Drucklager, welches zur Verwirklichung des allgemeinen Gedankens erfunden ist und ein unentbehrliches Element des ganzen Konstruktions-principes bildet, haben wir⁴ bereits in dem Abschnitt über Lastdruckbremsen, S. 207, beschrieben und in Fig. 1 auf Taf. 5 im Detail dargestellt.

Fig. 7 bis 9, Taf. 32, veranschaulichen die Gesammtanordnung einer derartig verbesserten Schraubenwinde in der zusammengedrängten Form eines Flaschenzuges, der für 40 Ctr. Nutzlast bestimmt ist.⁵)

Das Triebwerk besteht aus einer doppelgängigen Schnecke mit Ziehrad und aus dem Schneckenrade mit Kettennuss. Die Kraftumsetzung ist durch Einschaltung einer losen Rolle in die Lastkette erhöht; Antrieb- und Lastwelle sind in einem leichten Kreuz-Rahmen gelagert, und sowohl die Lastkette wie die Haspelkette durch besondere Schutzbügel gegen ein zufälliges Abgleiten gesichert.

Die Lastdruckbremse ist, wie bereits bei der früheren Erörterung dieses Details hervorgehoben, in Gestalt eines Kuppelzapfens ausgeführt, der während des Lastaufwindens als gewöhnlicher Stützzapfen, während des Lastsenkens dagegen als Bremslager wirkt.

Zu dem Zweck ist dem Kuppelzapfen eine pilzförmige Gestalt mit hohlem Stiel und konisch vertiefter Scheibe gegeben. Der Kuppelzapfen bildet die lose Verlängerung der Schneckenwelle, welche mit ihrem Endzapfen in dem hohlen Stiel desselben centrirt ist und sich in der konisch vertieften Tellerscheibe mit einem entsprechenden Konus abstützt. Der am Ende geschlossene Kuppelzapfenstiel läuft in einem Auge des Gehäuses auf einer den Zapfen abstützenden Druckschraube.

Da nun das Moment der Kegelreibung grösser ist, als die Reibungswiderstände der kleinen Endstützfläche, kuppelt sich beim Lastaufwinden der lose Zapfen durch Friktion mit der Schneckenwelle, und dieselbe rotirt mit nicht mehr Reibungswiderstand, als wenn sie direkt auf der Stützschraube liefe.

Um für den Rücklauf die Bremswirkung der Kegelflächen zur Geltung zu bringen, ist der cylindrische Umfang der Zapfenscheibe als Sperrrad verzahnt und durch den Eingriff einer Sperrklinke an der Rückwärtsdrehung gehindert. Indem der Kuppelzapfen auf diese Weise selbstthätig festgestellt wird, sobald der Antrieb des Ziehrades aufhört, vermag die Schneck en welle unter der Einwirkung des Lastrücktriebs nur auf der Kegelabstützung zu rotiren , und der Bremswiderstand, welcher hierdurch erzeugt wird, ist so bedeutend, dass er den Rücklauf des ganzen Triebwerks hindert.

Wie die Ausführungsdimensionen erkennen lassen und die nachfolgenden Rechnungen zeigen werden, fallen die erforderlichen Abmessungen dieses sinnreichen Bremsapparates so klein aus, dass sich derselbe ohne jede Schwierigkeit den zusammengedrängtesten Anordnungen einfiigen lässt.

Die Bremsung regulirt sich selbstthätig je nach der Grösse der Last, da die Anpressung der Bremskegel von dem zur Last proportionalen Umfangsdruck des Schneckenrades abhängig ist, welcher sich als achsialer Druck auf die Schnecke und das Zapfenlager überträgt. Zum Senken der Last bedarf es eines sehr geringen Kraftaufwandes an der Ziehkette, da man es bei der Konstruktion ganz in der Hand hat, den Überschuss der Bremsarbeit beliebig herabzumindern.

Um die Konstruktion möglichst leicht und dabei doch zuverlässig und kräftig auszuführen , sind die Schnecke, die Theile des Drucklagers und das Daumenrad aus Stahlguss hergestellt. Das Schneckenrad und die lose Rolle sind aus Gusseisen, der Schutzbügel für die Haspelkette, wie das Haspelrad selbst aus schmiedbarem Guss.

Die nachstehende Tabelle giebt eine Zusammenstellung der Eigengewichte der Becker’schen Flaschenzüge für die verschiedenen Ausführungsgrössen, welche das Gewicht der gebräuchlichen Differentialzüge gleicher Tragfähigkeit nicht überschreiten und bei Zügen für mehr als 2000 kg Last sogar erheblich leichter ausfallen.

Tabelle der Schraubenflaschenzüge mit Patent-Drucklager von E. Becker.

Schrauben-

flaschenziige

mit

Patent-Druck] ager.

Für kg Last

Preis bei 3 m Hubhöhe inch Ketten.

Pro Meter grösserer Hubhöhe steigt der Preis um

Gewicht der Züge

b.

Mk.

Mk.

a.

inch Ketten

excl. Ketten.

kg-

für

3 m Hubhöhe

kg.

6oo

90

1000

100

1500

2000

115

145

3000

5000

7500

10000

180

250

360

480

4,50

6,oo

6,40

6,60

7,20

9,00

14,00

20,00

H,5

22.5

25.5

25,5

38

42

37

45

70

120

180

58

72

no

200

260

Anmerkung; Sämmtliche Züge sind mit der 1 ]/₄fachen Belastung geprüft.

Diese Flaschenzüge übertreffen alle anderen Flaschenzugsysteme, welche wir in früheren Abschnitten erörtert haben. Während die Flaschenzüge von Weston , Eade, Pickering u. s. f. durch das verfehlte Grund-princip einer Selbsthemmung infolge der ununterbrochenen Widerstände des laufenden Triebwerks theoretisch von vornherein auf den geringen Wirkungsgrad von höchstens 0,5 beschränkt sind und thatsächlich in den Ausführungen nur einen Nutzeffekt von 0,4, ja zum Theil nur von 0,3 aufweisen, gewährt die vorliegende Konstruktion, wie die nachfolgenden Rechnungen zeigen werden, einen Nutzeffekt von cv 0,64. Mit dem höheren Wirkungsgrad ist naturgemäss ein geringerer Verschleiss aller Triebwerkstheile verbunden, da der Arbeitsaufwand, welchen die schädlichen Widerstände einer Maschine verzehren, auf eine Materialzerstörung der bewegten Theile hinwirkt. Für die Verminderung des Verschleisses erweist sich hier ferner die Wahl der Materialien günstig, weil die am meisten beanspruchte Schnecke aus Stahl, das mit derselben zusammenarbeitende Schneckenrad , dessen einzelne Zähne nur intermit-tirend zum Eingriff gelangen, aus Gusseisen hergestellt sind. Ausserdem lässt sich eine sehr sorgfältige und ununterbrochene Schmierung des Wurmgetriebes erzielen, wenn man dasselbe, wie bei der zuletzt besprochenen Schraubenwinde , in einem Oltrog laufen lässt. Die den Stützzapfen umgebende Olkammer vermittelt durch eine kleine kom-municirende Bohrung auch für die konischen Drucklagerflächen die erforderliche Schmierung.

Wir haben beim Besprechen des Weston’schen Differentialflaschenzuges darauf aufmerksam gemacht, dass die grosse Daumenzahl, welche die Anordnung der Differentialrollen erheischt, falls man Selbsthemmung

erreichen will, sowie die sonstigen Konstruktionsverhältnisse dazu führen, dass in dem belasteten Kettenlauf circa 88 Kettenbiegungen aus der Geraden in die Kreislinie und umgekehrt erfolgen, wenn die Last nur um die Länge eines Kettengliedes aufsteigt, und dass ausserdem bereits sehr geringe Dehnungen der einzelnen Kettenglieder durch den grossen Multiplikationsfaktor der in Eingriff mit den Rollenumfängen stehenden Gliedzahl bei dauerndem Gebrauch zu vollständigen Störungen des Ketteneingriffs führen. Auch diese Übelstände sind hier auf ein unschädliches Mass zurückgeführt, da die Kettendaumenrolle nur 5 Daumen enthält, und demgemäss an der losen Rolle und dem Daumenrade in den gespannten Kettenstrecken nur 5 Bieg'ungen aus der Geraden in die Kreislinie und umgekehrt auftreten, wenn die Last um die innere Länge eines Kettengliedes gehoben wird.

Die Hubhöhe ist, wie bei allen Winden mit Kettendaumenrädern, unbegrenzt, und nur abhängig von der Länge der Lastkette. Die Ausschaltung der losen Rolle und die Aushängung des oberen Lastkettenhakens aus der Gehäuseöse, gestatten den vorliegenden 40 Ctr.-Zug ohne weiteres in einen Flaschenzug für 20 Ctr. Maximallast mit doppelter Lastgeschwindigkeit zu verwandeln.

Die Trennung der Haspelkette und der Lastkette gewährt den Vortheil, dass die letztere zur Verminderung' der Reibung und des Ver-schleisses geschmiert werden kann.

Zur Berechnung des Wirkungsgrades der ganzen Konstruktion ist die früher entwickelte allgemeine Formel 317 für den Nutzeffekt der Schraubenwinden mit Schneckengetriebe zu benutzen.

In der Ausführung findet sich:

der Radius der mittleren Schraubenberührungslinie r — 20 mm, die Ganghöhe s der Schnecke = 2" engl. = 50,8 mm, der Steigungswinkel der mittleren Schraubenberührungslinie a — 22°, tg a — 0,404, der Radius des Ziehrades «=145 mm, der Theilkreisradius der Kettennuss R — 49 mm, der Radius des Halszapfens der Schneckenwelle r= 13 mm, der mittlere Radius des Stützzapfens rt = 5 mm, der Zapfenhalbmesser der Lastwelle r₂ = 10 mm, die Zähnezahl des Schneckenrades z = 24, die Ketteneisenstärke â = 10,5 mm.

Setzen wir nun noch, unseren sonstigen Annahmen entsprechend, q = 7⁰ und fi = 0,08, so ergiebt sich der Wirkungsgrad der Schraubenwinde ohne die Widerstände der losen Rolle nach Gleichung 317

_ 20.0,404(145 —0,08.13) .    24    <

¹¹    145(20.0,554 + 0,08.5)    24 + 0,5

I-f

0,1 ■ 10,5 + 0,08 . IO

rfy — 0,698.0,98.0,96

Vi = °-⁶5ó.

Der Wirkungsgrad der losen Kettenrolle ist nach der Tabelle für den Nutzeffekt loser Rollen, S. 11

mithin der Wirkungsgrad des ganzen Flaschenzuges r\ — ^ ^

ij = 0,64.

Mit der vorstehenden theoretischen Ermittelung stimmen die Ergebnisse von Versuchen überein, die bei ausgeführten Flaschenzügen Nutzeffekte von 0,6 bis 0,65 ergaben.

Die erforderliche Zugkraft an der Ziehkette berechnet sich nach der für die einfachen Schraubenwinden aufgestellten Formel 319, unter Berücksichtigung, dass hier, infolge der losen Rolle, statt der vollen Last Q,

nur

Q zu setzen ist.

Wir erhalten demnach den effektiven Zug an der Ziehkette

325.

Für Q = 2000 kg, R = 49 mm, n = 2, a = 145 mm, z — 24, tj = 0,64

2000 I 40    2    .

0,64    2    145    24 — 44    "§"•

Berücksichtigt man, dass Flaschenzüge selten auf ihre Maximallast beansprucht werden, so genügt im allgemeinen ein Arbeiter zur Bedienung des Schraubenflaschenzuges. Nutzt derselbe seine volle Arbeitskraft aus und bringt sein Eigengewicht zur Geltung, so kann auch selbst die Maximallast von 40 Ctr. noch durch einen Arbeiter bewältigt werden. Ist die Maximallast häufiger zu heben, so sind zwei Arbeiter erforderlich.

Für einen neuen Konstruktionsentwurf ist zunächst z aus Formel 325 zu berechnen, nachdem zuvor für die Maximallast Q über die Wahl des Kraftarmes a und des Lastarmes R eine Entscheidung getroffen, und für die motorische Kraft P, je nach der verfügbaren Arbeitskraft, ein bestimmter Werth angenommen ist.

Wählt man für den mittleren Steigungswinkel der Schnecke einen anderen Werth, als für die vorliegende Konstruktion, so bedarf es zur Ermittelung von z auch noch einer zunächst wenigstens näherungsweisen Bestimmung, um den zugehörigen Wirkungsgrad des ganzen Triebwerks zu ermitteln, wofür die durchgeführte Nutzeffektberechnung den nöthigen Anhalt giebt.

Man hat hierbei für die Zapfendimensionen, welche in dem Ausdruck für rj, Formel 137, Vorkommen, vorläufig schätzungsweise Werthe einzuführen und für den in dem Ausdruck enthaltenen Faktor —^—, welcher

z+ 0,5’

die Zahnreibung berücksichtigt, als Durchschnittswerth 0,98 anzunehmen.

Der Wirkungsgrad einer einzuschaltenden losen Rolle ist ebenfalls mit 0,98 zu berücksichtigen.

Ist vermittelt, so hat man nach Formel 321 die Zahntheilung zu berechnen und schliesslich den Durchmesser der doppelgängigen Schraube so zu bestimmen, dass der angenommene Steigungswinkel bei einer Steigung gleich der doppelten Zahntheilung gewahrt bleibt.

Berechnung der Drucklagerbremse.

Der hohe Nutzeffekt des doppelgängigen Schneckengetriebes schliesst die selbstthätige Hemmung des Triebwerks durch die eigenen Bewegungswiderstände aus.

Der zur Verhinderung des Sinkens der Last erforderliche Kurbeldruck Px ergiebt sich aus der Formel 314 für den Kubeldruck beim Aufwinden der Last, wenn wir der rückläufigen Bewegung entsprechend, die Vorzeichen der Reibungswiderstände umkehren, d, h. q und [i mit — 1 multipliciren.

Wir erhalten alsdann

Pr =

K [r ig (« — q) — (A rj

a-\- fxX

326.

Bezeichnet ferner b den mittleren Radius des Bremskegels, Fig. 233,

Aś"

-----

I⁻”'

<•

< 13 >

¹

Siehe Weisbach-Herrmann, Ingenieur- und Maschinen-Mechanik, Theil III, i. Abtheilung S. 637 und 2. Abtheilung S. 34.

²

Siehe Reuleaux. Konstrukteur, Evolventenverzahnung. Ernst, Hebezeuge.

³

In der Formel 123 ist r₂ mit () bezeichnet, worunter in den vorliegenden Rechnungen der Reibungswinkel verstanden wird.

⁴

Siehe Rühlmann, Allgemeine Maschinenlehre, Band IV, S. 388.

⁵

Zeitschrift des Vereins deutscher Ingenieure, 1881, Band XXV, S. 165.

Ji

Fig. 233.

und W den Umfangswiderstand der Bremse, so muss

Wb — Pxa sein,

oder

W-

K [r lg (a—ę) — rt] . a_ a + [j,X

327.

Bezeichnet schliesslich noch ß den halben Konicitätswinkel des

Bremskegels,

und fj 4 den Reibungskoefficienten der Bremsflächen,

so ist bei dem Einpressungsdruck K} nach Gleichung 166, falls wir in

31

Ernst, Hebezeuge.

derselben, den hier eingeführten Bezeichnungen entsprechend, für K, für P, W und für «, ß setzen

sin ß    1Ui cos ß

Führen wir als äquivalenten Werth für /q tg ç₁ ein, so ergiebt sich

Ksin (>t

sin (ß -f- pp

328.

Aus der Gleichsetzung der beiden Werthe für W folgt

sin ()|

_ r lg («—g) —fl Xx

sin (ß 4- Qx)

a fxX

und schliesslich

««(/? + $,) =

(a -f- fJ. r) b sin [rtg(a    V]] a

329.

Für die vorliegenden Konstruktions werthe a — 145 mm, r = 13 mm. b — 33 mm ï, = 5 mm, r — 20 mm, « = 22⁰, und für die Reibungswerthe q = 7⁰, fi, = 0,08 und sin = 0,08 folgt:

sin (ß + ç,) =

(145+ °,°8. 13) 33.0,08

(20.0,268 — 0,08.5) 145

= 0,536.

Diesem Werthe entspricht ß + fq = 00 32⁰ 30'.

Da nun andererseits für den eingeführten Werth sin = 0,08, p! selbst = oj 4⁰ 30' ist, so folgt

ß = 28°.

Um die erforderliche Sicherheit für die Lasthemmung zu gewinnen, ist ß < 28° zu wählen, da ß = 28° dem Grenzwerth zwischen der Flem-mung und dem selbstthätigen Rücktrieb entspricht.

In der Ausführung ist der Werth von ß durch Versuche ermittelt und für die vorliegende Konstruktion schliesslich als passender Werth ß — 2i° angenommen.

Das theoretisch gefundene Resultat entspricht also vollkommen den praktischen Ergebnissen.

Der geringe Unterschied zwischen dem für den Bremskegel ausgeführten Winkel und dem durch Rechnung ermittelten Grenzwerth, für welchen der selbstthätig-e Rücktrieb eintritt, lässt erkennen, dass eine sehr geringe Kraft erforderlich ist, um die Last zu senken.

Entscheidet man sich beim Konstruktionsentwurf von vornherein für einen bestimmten Kegelwinkel, so ist aus den vorstehenden Rechnungen alsdann der mittlere Radius b des Bremskegels zu bestimmen. Wir erhalten für diesen Fall aus Gleichung 329

. . 330.

a[rtg(a — g)— p tg ] sin (ß + {a-\- fix) sin

Das vorstehend behandelte Konstruktionsbeispiel zeigt, wie das Schneckentriebwerk mit steilgängiger Schraube und besonderer selbsttätiger Lastdruckbremse durch die kompendiöse und leichte Ausführbarkeit einer solchen Bremse, in keiner Weise die Forderungen beeinträchtigt, welche man hinsichtlich der Raumbeschränkung und der Einfachheit an die Schraubenwinden im allgemeinen zu stellen gewohnt ist.

Da das ältere System mit eingängiger Schnecke und selbstthätiger Flemmung durch die eigenen Bewegungswiderstände für die verschiedensten Windenformen Anwendung gefunden hat, so gestattet das verbesserte System für alle diese Fälle Anlagen mit wesentlich höherem Nutzeffekt.

Das Brems-Drucklager lässt sich unverändert ebenso gut für eine gewöhnliche Schraubenspindel, wie für eine Schneckenwelle einschalten, und vorzüglich bei direkt wirkenden Winden mit Rädervorgelegen ist die Verminderung der Kraftumsetzung, welche die Anwendung steilerer Schnecken und Schraubenspindeln an sich bedingt, leicht durch stärkere UmsetzungsVerhältnisse der Vorgelege auszugleichen. In dieser Beziehung erscheinen die früher besprochenen Schrauben winden zum Heben von Lokomotiven, die Zugwinden nach Art der Konstruktion von Schimmel, schliesslich die Wagenwinden mit Zahnstangentriebwerk und Schneckenvorgelege verbesserungsfähig.

Zwingen die Verhältnisse nicht zu den äussersten Beschränkungen in den Abmessungen, so wird man den Wirkungsgrad der Schraubenwinden noch weiter erhöhen können, indem man statt doppelgängiger Schnecken dreigängige anwendet, um den mittleren Steigungswinkel der

Schraubenlinie womöglich bis auf 45°— -f- d. h bis etwa 42⁰ zu steigern

und den höchsten Wirkungsgrad des Schraubentriebwerks auszunutzen.

Derartig ausgeführte Triebwerke würden verhältnissmässig grössere Schraubenräder mit entsprechend vermehrter Zähnezahl erfordern, falls man nach wie vor eine starke Kraftumsetzung durch die Schraube ohne Ende erzielen will.

Immerhin erreichen die verbesserten Schraubentriebwerke nicht den hohen Wirkungsgrad, welcher sich mit gewöhnlichen Stirnräderwerken bei grösserer Ausdehnung der ganzen Konstruktion gewinnen lässt, und das Anwendungsgebiet dürfte sich demnach wohl auch fernerhin wesentlich auf diejenigen Fälle beschränken, in denen es sich in erster Linie um zusammengedrängte und bei der Einfachheit des ganzen Triebwerks billige Ausführungen handelt, oder ausserge wohnliche Geschwindigkeitsumsetzungen vorzunehmen sind, wie beispielsweise bei Laufkrahnen mit schnelllaufendem Seiltrieb.

aus

Es ist hier der Ort, zur Ergänzung der in den vorstehenden Abschnitten behandelten Hebezeuge mit Räder- und Schraubentriebwerk noch die Laufkrahne mit Seilbetrieb zu besprechen, in deren Räderwerk

31*

dem angedeuteten Grunde das Schneckengetriebe eingeschaltet ist, um mit schnelllaufenden und schwach gespannten dünnen Seilen einen ausreichenden Antrieb für schwere Krahnwinden zu ermöglichen. Die hauptsächlichsten Repräsentanten für die Krahnkonstruktionen dieser Gattung liefern die Krahnanlagen von Ramsbottom und Sampson Moore.

Bühnenlauf kr ahn mit Seilbetrieb von Ramsbottom.¹)

Die nachstehend erörterte Krahnanlage ist von Ramsbottom für die Reparaturwerkstätten der London North Western Railway Company zu Crewe im Jahre 1861 ausgeführt. Fig. io u. n, Taf. 32, veranschaulichen Grund- und Aufriss des Werkstättenraums zu Crewe, in welchem Mon-tirungs- und Reparaturarbeiten vorgenommen werden. Der ganze Raum wird durch eine doppelte Säulenstellung in zwei Hälften getheilt, welche mit je zwei Bühnenkrahnen ausgerüstet sind. Die horizontalen Träger der Bühnenbahn sind 4,88 m über dem Fussboden auf Konsolen gelagert, und diese einerseits an den Säulen, andererseits an den Umfassungsmauern angebracht. Jede Bühne hat 12,37 m Spannweite und 82 m Fahrbahnlänge.

Fig. 8 u. g, Taf. 33 zeigen die hölzerne Bühnenkonstruktion, deren Tragfähigkeit durch eiserne Spannstangen auf 500 Ctr. erhöht ist. Gusseiserne Querstücke an den Enden vermitteln zur Aufnahme der Laufräder die erforderliche Verbindung der Balken unter einander. Die Bühnen bilden die Fahrbahnen für die Laufkatzen, welche ebenso wie die Bühnen selbst, durch das allgemeine Triebwerk verschoben werden können.

Der Antrieb erfolgt für alle Bewegungen durch ein Seil ohne Ende, das mit Rücksicht auf möglichst grosse Biegsamkeit und Leichtigkeit bei 16 mm Durchmesser aus Baumwolle gefertigt ist. Um mit einem so schwachen Seil die erforderliche Arbeitsintensität zu übertragen, wird dasselbe mit einer Geschwindigkeit von 25 m pro Sekunde von der Treibrolle A, Fig. 10, Taf. 32, umgetrieben, deren Welle die entsprechende Tourenzahl von der Haupttransmission durch Riementrieb empfängt.

Zur Einwirkung des Treibseils auf die Bühnenbewegung, und auf die der Laufkatzen wie des Windenwerks, ist dasselbe durch die ganze Länge des Werkstättenraums, und an jeder Bühne ablenkend, an diesen entlang geführt.

Verfolgt man von der Treibrolle aus den Seillauf in seiner Bewegungsrichtung, so findet man das unten von der Rolle A ablaufende Trum längs der Säulenstellung bis zur gegenüberliegenden Wand durchgelegt, hier mittelst einer horizontalen Rolle, welche in Fig. 10, Taf. 32, durch die darüber liegende C verdeckt wird, unter einem rechten Winkel abgeleitet, dann von unten über die Spannrolle B zur horizontalen Leitrolle C geführt.

Von hier geht der Seillauf an der Säulenstellung zurück bis zur ersten Krahnbühne, wo derselbe durch Rollen so abgelenkt wird, dass er an derselben Bühnenseite über die ganze Spannweite derselben hin- und zurückgeleitet, wieder zur Säulenstellung umwendet. Nachdem das Seil in gleicher Weise auch an der zweiten Bühne hin- und hergeführt ist, kehrt es zur Treibrolle zurück.    .

Die Einschaltung der Spannrolle B in den geschlossenen Seillauf ist nothwendig, einmal, um anfänglich die erforderliche Spannung des langen und so vielfach abgelenkten Seiles leicht normiren zu können, sodann, um diese anfängliche Spannung unverändert zu erhalten, wenn durch anhaltenden Gebrauch, Witterungseinflüsse, wechselnde Beanspruchung u. s. f. theils dauernde, theils vorübergehende Streckungen eintreten.

Diesen Anforderungen wird dadurch genügt, dass die Spannrolle, Fig. 234, in einem beweglichen Blechrahmen c gelagert ist, welcher sich

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1:20

Fig- 234.

als Schlitten auf einer horizontalen Winkeleisenbahn bb verschieben kann. Die Verschiebung wird selbstthätig durch eine am Rahmen b angreifende Zugkette d regulirt, deren über die vertikale Leitrolle e, Fig, n, Taf. 32, geführtes Ende nach Bedürfniss belastet ist. Die Anordnung ist so getroffen, dass eine Verschiebung von 10,3 m erfolgen kann, die also einer doppelt so grossen Änderung der Seillänge genügt, und solche zulässt, ohne dass sich im Treibseil eine den Betrieb störende Spannungsdifferenz ergiebt. Durch Versuche fand man zur Erzielung eines ruhigen Seillaufs und der erforderlichen Reibung am Umfange der Hauptbetriebsrolle eine

Belastung der Spannrolle mit 198 kg für die vorliegende Ausführung noth-wendig, so dass also in der Ruhelage jedes Seiltrum mit 99 kg gespannt ist.

Der Treibapparat für die Bewegung der Lauf bühne ist auf Taf. 34 in Fig. 10 im Detail gezeichnet. Aus Fig. 5 dieser Tafel ist die Anbringung desselben am Ende des einen Krahnbühnenbalkens ersichtlich.

Der Treibapparat empfängt seine Bewegung vom Seil durch Vermittelung der Rolle /. Die ausserordentliche Geschwindigkeit der eingeleiteten Bewegung wird durch Schnecke und Schneckenrad sowie durch Zahnräderübersetzungen verlangsamt auf die Welle a übertragen, welche durch Stirnräder mit den innen verzahnten Radkränzen der Laufräder am Ende des Krahnbalkens in Eingriff steht und die Fahrbewegung der ganzen Bühne bewirkt.

Um den eingeleiteten Antrieb für Vor- und Rückwärtsbewegung der Laufbühne in erforderlicher Weise rechts- und linksläufig anzuordnen, ist ein Friktionswendegetriebe eingeschaltet. Die vertikale Spindel der Rolle Fig. 10, Taf. 34, läuft unterhalb der Rolle in einer Hülse, unten in einem beweglichen Fusslager g und wird durch die gezeichnete Hebelanordnung mittelst des durch seine Mittellinie angedeuteten Handhebels z, ohne Störung des ununterbrochenen Umlaufs gehoben und gesenkt.

Fest mit der beweglichen vertikalen Spindel sind die horizontalen Friktionsscheiben k verbunden, welche eine lange hülsenartige Nabe unter einander und mit der Spindel vereinigt. Zwischen diesen liegt auf der horizontalen Schnecken welle befestigt, die Friktionsscheibe /. Sobald die Spindel mit den horizontalen Friktionsscheiben k gehoben wird, nimmt i den Antrieb von der unteren Scheibe auf, sobald die Spindel und damit die Scheiben k gesenkt werden, erfolgt die Bewegungsübertragung von der oberen Scheibe, und zwar in beiden Fällen in entgegengesetzter Richtung.

Bei der Mittelstellung des Hebels und des Wendegetriebes wird die Bewegungsübertragung unterbrochen und die Bühne bleibt stehen.

Um die Steuerung für die Fahrbewegung der Laufbühne von jedem beliebigen Punkt derselben bewirken zu können, ist die Welle nt des Steuerungshebels, von einem Ende der Krahnbühne bis zum anderen durchgeführt, und der Steuerung'shebel selbst auf dieser mit einer Feder in einer durchlaufenden Nuth verschiebbar. Hierdurch ist es möglich, den Hebel z an die Laufkatze anzuschliessen, wie aus Figur 2 und 4, Taf. 34, ersichtlich, und derselbe kann von dem dort befindlichen Standort des Krahnführers aus bei jeder beliebigen Laufkatzenstellung gehandhabt werden.

Die Welle vi wird am Krahnbalken, durch bewegliche Lager n unterstützt, Fig. 2 und 3, welche zeitweilig ausweichen, wenn die Laufkatze mit dem Steuerungshebel z sich über dieselben fortbewegt.

Für die beweglichen Lagerstützen ist ein Gelenkparallelogramm mit selbstthätiger Einstellung durch Gegengewichtsbelastung gewählt.

Das Treibseil ist für den Antrieb der Laufkatzen-, Fahr- und Windenbewegung, wie wir bereits oben angedeutet, an der Krahnbühne von einem Ende zum anderen hin- und zurückgeführt. Zur Umkehr der Seilrichtung dient an dem dem Treibapparat für die Krahnbühne entgegenge-

setzten Ende, ein Leitrollenpaar, Fig. 235, durch dessen besondere Anordnung das Seil in einer 38 mm tieferen und um 75 mm horizontal

Al

...

Fig. 235.

i : 8.

abweichenden Lage zurückgeführt wird. Der so bestimmte Abstand des hin- und zurücklaufenden Seiltrums wurde zur Verhinderung eines gegenseitigen Scheuerns der Seile an einander und mit Rücksicht auf die specielle Anordnung des Treibapparates der Laufkatze gewählt. Wie dort das hin- und zurücklaufende Seil zur direkten Einwirkung auf die doppelläufige Fahr- und Windenbewegung gebracht wird, ist weiter unten auseinanderzusetzen.

Die angegebene Seilführung ist durch die Rückführungsrollen dadurch bewirkt, dass die Spindeln derselben geneigt gegen einander stehen. Beim etwaigen Abgleiten des Seils wird dasselbe hier, und an ähnlichen Stellen durch Führungsösen aufgefangen.

Das Seil läuft von den Rückführungsrollen zum anderen Bühnenende, um dort zur zweiten Bühne durch eine einfache Leitrolle abgelenkt zu werden.

Die Laufkatze enthält das Bewegungstriebwerk für ihre eigene Fahrbewegung, sodann das ganze Windenwerk, welches die eigentliche Hebemaschine bildet.

Auf Taf. 34 ist in Fig. 1 eine Ansicht der Laufkatze von oben, in Fig. 2 ein vertikaler Längsschnitt und in Fig. 4 eine Ansicht von hinten dargestellt; Fig. 3 giebt einen vertikalen Querschnitt, und Fig. 6 bis 9

veranschaulichen Details. Sämmtliche Maschinentheile der Laufkatze sind in und an dem gusseisernen Wagengestell gelagert.

Die Lastkette ist einerseits an einem schmiedeeisernen Querbalken befestigt, andererseits auf die Windentrommel der Laufkatze geführt, um in dieselbe die lose Rolle mit dem Lasthaken einhängen zu können.

Die Fahrbewegung der Laufkatze wird vom Treibseil aus durch die horizontale Rolle p vermittelt, deren Antrieb durch Schnecke und Schneckenrad, und weiter durch ein Stirnrädervorgelege auf die Laufradachse o zur Einwirkung gelangt. Der Umfang der Scheibe p enthält, wie Fig. 2 andeutet, doppelte Nuthen. In der horizontalen Ebene der einen Nuth bewegt sich das an der Krahnbühne hinlaufende Seiltrum, in der anderen das zurücklaufende. Durch eine besondere Vorrichtung kann das eine oder andere Seiltrum in die gleichliegende Nuth der Scheibe p gepresst und damit die Scheibe selbst von dem hin- oder von dem zurücklaufenden Seil umgedreht werden. Die vorhandenen Übersetzungen vermindern die Geschwindigkeit der eingeleiteten Bewegung in entsprechender Weise; die Fahrbewegung erfolgt je nach dem Richtungssinn des Antriebs vor-oder rückwärts, und wird unterbrochen, sobald man die Anpressung des Treibseils auf hebt. Die Seilanpressung erfolgt durch Druckrollen, welche in dem drehbaren Rahmen q, Fig. 6, zu verschiedenen Seiten der Drehachse in einer, dem vertikalen Abstand der beiden Seiltrümer entsprechenden Höhendifferenz gelagert sind. Bei der Mittelstellung des Rahmens lassen beide Druckrollen das Seil unberührt.

Auf der Drehspindel des Rollenrahmens sitzt ein verzahnter Kreissektor. Dieser wird durch Verschiebung einer Zahnstange mittelst eines Handhebels nach rechts oder links gedreht, und damit die eine oder die andere Druckrolle angepresst, oder beide in ihre Mittellage übergeführt. Die Richtung, in welcher der Handhebel aus seiner Mittelstellung verschoben wird, stimmt mit der Fahrrichtung der Laufkatze überein, analog wie bei der Steuerung für die Bühnenbewegung, so dass der Arbeiter jederzeit ohne weitere Überlegung den Steuerungshebel richtig einstellen kann.

Die Fahrgeschwindigkeit der Laufkatze beträgt 9,14 m pro Minute.

Die Bewegung des Windenwerks, Fig. 1, 2 und 3, wird durch die Seilscheibe w vermittelt, deren Antrieb sich durch Schneckentriebwerk und Zahnrädervorgelege auf die Kettentrommel und die lose Lastrolle fortpflanzt. Die Welle u des Schneckenrades v ist zur Raumersparnis direkt durch die hohle Achse der Windentrommel gelegt und trägt an ihrem anderen Ende ein Stirnrad , welches auf die Vorgelegewelle r ein wirkt. Auf dieser Welle sitzen, durch Handhebel verschiebbar, die Stirnräder j und t, von denen man das eine oder das andere in die korrespondirenden Zahnräder der Kettentrommel einrücken kann. Die Dimensionen der Räder sind so gewählt, dass s eine vierfach grössere Übersetzung als t vermittelt, und unter Berücksichtigung des gesammten Triebwerks, grössere Lasten mit 0,495 m Geschwindigkeit pro Minute, leichtere mit 1,96 m Geschwindigkeit gehoben werden.

Da durch die Schnecke Selbsthemmung vorhanden ist, bedingen Heben und Senken der Last Kraftantrieb für die beiden entgegengesetzten

Operationen. Entsprechend der Wendegetriebeanordnung für die doppelläufige Fahrbewegung wird auch hier die eine Bewegung durch das hinlaufende Seiltrum, die andere durch das zurücklaufende eingeleitet. Zu dem Zweck ist wieder der Umfang der Scheibe w mit doppelten Nuthen ausgestattet, in welche durch die aus Fig. i, 6 u. 7 ersichtlichen Druckrollen die korrespondirenden Seiltrümer eingepresst werden können. Da aber das Senken der Last mit grösserer Geschwindigkeit und mit geringerem Kraftaufwand als die Lasthebung' bewerkstelligt werden kann, so ist die Nuthenscheibe w als Stufenscheibe ausgeführt, wie Fig. 7 am deutlichsten erkennen lässt. Die obere, kleinere Stufe liegt in der Höhe des Seiltrums, welches, durch die Druckrolle x angepresst, den Lastniedergang bewirkt, die grössere Stufe liegt in der Höhe des zweiten Trums, welches durch die Druckrolle y angepresst, die umgekehrte Bewegung, das Lastheben, vermittelt.

Die Lagerung der Druckrollen in dem um die vertikale Spindel z drehbaren Rahmen ist aus Fig. 7 und den weiteren Detailskizzen Fig. 8 und 9 zu entnehmen.

Der Steuerungsmechanismus für die wechselweise Anpressung der Druckrollen und die Überführung derselben in ihre wirkungslose Mittelstellung entspricht ganz dem Triebwerk für die Umsteuerung der Lauf-katzen-Fahrbewegung und ist in Fig. 6 dargestellt.

Sämmtliche Steuerungshebel liegen so dicht neben einander, dass ein einziger Arbeiter die Bedienung derselben sehr leicht ausführen kann. Fine Zugleine, unter der Decke oberhalb der Krahnbühne durch den ganzen Raum geführt , gestattet dem Krahnarbeiter von der Bühne aus den Hauptbetrieb ein- und auszurücken.

Im Anschluss an diese Darstellung sind noch einzelne Punkte gesondert hervorzuheben.

Die Versuche, welche bezüglich des geeignetsten Materials für das Treibseil angestellt sind, führten zur Einführung des Baumwollenseils, das den Grundforderungen grosser Leichtigkeit und Biegsamkeit am vollkommensten entspricht und sich auch im Gebrauch dauerhafter als Hanfseile erwies. Es empfiehlt sich, diese Seile mit Wachs und Talg zu tränken. So eingefettet halten sie bei starkem Gebrauch circa 8 Monate, Hanfseile dagegen nur 3 Monate. Das Gewicht der Baumwollenseile beträgt bei 16 mm Durchmesser pro 30 m Länge ungefähr 1 kg.

Lei t schuh des Trtibseils

Längenschnitt des’ Leitschuhs

Fig. 236 u. 237.

i : 8.

In Entfernungen von cvj 4 m ist das Seil durch Führungsschuhe unterstützt, für die sich Gusseisen mit hart gegossenen Gleitflächen am allerbesten bewährt hat. Fig. 236 u. 237 zeigen die Gestalt derselben und lassen erkennen, wie die Kanten rundlich gebrochen sind, um das darüber gleitende Seil möglichst wenig anzugreifen. Die Bahn dieser Führungsschuhe liegt 38 mm unter dem tiefsten Punkt der Treibrollen, so dass die Laufbühne mit ihren Seilrollen ungehindert über diese fortgeht, und das Treibseil nur zeitweilig aus dem Unterstützung'schuh herausgehoben wird. Die Seilreibung ist bei dem ge-

ringen Gewicht des Seils in den Schuhen so unbedeutend, dass von der Anordnung beweglicher Unterstützungsrollen Abstand genommen werden kann, welche die ganze Konstruktion komplicirter machen und hinsichtlich der Ölung eine besondere Wartung beanspruchen, die hier fortfällt.

der ideell erfor-

Bei 180 Ctr. Belastung ergab sich durch Versuche am Umfange der Treibrolle von 1,22 m Durchmesser im auflaufenden Seiltrum eine Spannung von ungefähr 7,7 kg. Ohne Berücksichtigung der Reibung wäre bei dem vorhandenen Umsetzungsverhältniss von 3000 : derliche Umfangsdruck 2,7 kg. Demnach gehen 5 kg der wirkenden Kraft durch passive Widerstände verloren und die Maschine arbeitet mit etwa 0,35 Nutzeffekt.

Bei unbelastetem Krahn genügt ungefähr Va kg Umfangsdruck an der Treibrolle zur Überwindung der passiven Widerstände.

Um die Seilbiegungswiderstände nicht zu gross werden zu lassen — damit auch die Abnutzung des Seils möglichst zu beschränken — sind die Rollendurchmesser, mit Ausnahme der nur 205 mm grossen Druckrollen, etwa 30 mal grösser als der Seildurchmesser, d. h. zu 455 mm angenommen.

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Fig. 238.

Fig. 239-

i : i

Fig. 240

Die Nuthen der Treibrollen sind keilförmig mit 30° Flächenwinkel, Fig. 238, so dass das Seil in der Nuth durch Klemmung festgehalten wird. Die Nuthen der Leitrollen sind halbrund, dem Seildurchmesser entsprechend, Fig. 239, die der Druckrollen, Fig. 240, von gleicher Form, aber mit Spielraum für das Seil. Alle Rollen müssen auf das sorgfältigste ausbalancirt werden, um bei den ausserordentlichen Drehgeschwindigkeiten einen ruhigen Gang zu erzielen.

Die ganze Anordnung verdient durch die Benutzung des Seiltriebs unbedingt den Vorzug vor Krahnanlagen mit ausschliesslicher Kraftübertragung durch Transmissionswellen und bietet in der Detailausführung viele beachtenswerthe und wohl durchdachte Einzelheiten. Die Seiltransmission vermindert die Zahl der der Aufsicht und Wartung bedürfenden Maschinentheile und koncentrirt diese mehr auf ęinzelne Punkte, hauptsächlich auf die Laufbühne selbst, wo sich der Krahnführer während des Betriebes ständig aufhält.

Die Handhabung- der ganzen Maschine ist ausserordentlich übersichtlich und einfach. Die Vortheile , welche der kontinuirliche Seillauf für die Abzweigung sämmtlicher Bewegungen bietet, lassen sich aber nicht ohne den Nachtheil erreichen, dass das Seil zahlreiche Ablenkungen erleidet und die Krafttransmission auf allen Punkten der gesammten iWlage in Thätigkeit ist.

Die grosse Seilgeschwindigkeit ermöglicht die Verwendung ausserordentlich schwacher Seile, bedingt dadurch aber auch Geschwindigkeiten in einzelnen Theilen des Triebwerks , welche einen verhältnissmässig raschen Verschleiss zur Folge haben müssen, und die starken Geschwindigkeitsumsetzungen vermindern den schliesslichen Nutzeffekt nicht unwesentlich.

Reicht eine Bühne für die Bedürfnisse der Werkstatt aus , so vereinfacht sich die Gesammtanlage. Die Anordnung zweier Laufbühnen empfiehlt sich da, wo die zu bewältigenden Lasten bedeutende Dimensionen haben , oder sehr viel Lasten zu heben sind , indem dann sowohl beide Bühnen neben einander gebraucht werden können, um umfangreiche Lasten gleichzeitig mit zwei Winden aufzunehmen, als auch jede Bühne einzeln, unabhängig von der anderen, an auseinanderliegenden Punkten der Werkstatt in Thätigkeit gesetzt werden kann.

Fahrbarer Drehkrahn mit Seilbetrieb von Ramsbottom.

Ramsbottom hat in ähnlicher Weise, wie für die Laufkrahne mit Bühne, den Seilbetrieb auch für Laufkrahne mit Ausleger angewendet und zu dem Zweck folgende Konstruktion ausgebildet, welche auf Taf. 33 durch Fig. 3 und 4 im Längsschnitt und in einer Ansicht von vorn veranschaulicht ist. Figur 5 bis 7 geben die Treibapparate für das Fahr-und Windenwerk in grösserem Massstabe. Fig. 1 und 2 lassen die Aufstellung der Krahne in der Werkstatt erkennen.

Der Seiltrieb liegt unter der Decke des Werkstättenraumes. Mit Rücksicht auf die ungehinderte Drehbarkeit des Krahns erfolgt die Kraftzuleitung durch eine vertikale Spindel, welche mit der Drehachse des Krahns zusammenfällt. Diese vertikale Spindel k, Fig. 3, durchdringt die ganze Maschine von oben bis unten, empfängt ihre Bewegung vom Seiltrieb durch die Kopfrolle A und pflanzt die Kraft durch Friktions-Wendegetriebe auf die Krahnwinde und das Räderwerk für den Fährbetrieb fort. In die einzelnen Kraftumsetzungen sind Schneckengetriebe eingeschaltet, welche eine entsprechende Kraftsteigerung durch starke Verminderung der Geschwindigkeiten vermitteln.

Um die Mittelachse des Krahns gruppirt sich in vollständig ungehinderter Anordnung das Krahngerüst. Der Krahnwagen ist in der Breite auf das äusserste Mass zusammengedrängt und besteht aus einem einfachen, aus 10 mm starken Blechen durch Eckeisenverbindungen hergestellten balkenförmigen Kasten mit nur zwei Laufrädern a, je eins an jedem Ende. Dementsprechend ist auf dem Fussboden der Werkstatt auch nur eine Laufschiene vorhanden. Aus der Mitte des Wagengestells

erhebt sich die hohle gusseiserne Krahnsäule mit der bereits oben erwähnten vertikalen Treibspindel k als Mittelachse. Auf die gusseiserne Krahnsäule stützt sich ein drehbarer Säulenmantel von viereckigem Querschnitt, Fig. 6, mit der Krahnwinde auf dem Rücken und dem Ausleger auf der Brustseite.

Das Kippmoment des belasteten Auslegers wird am Fuss desselben durch eine steil gestellte konische Laufrolle und am Krahnkopf durch ein gusseisernes Flalslager aufgenommen, welches, oben in den schmiedeeisernen Krahnsäulenmantel eingesetzt, die vertikale Treibspindel umschliesst. Oberhalb dieses Halslagers ist die horizontale Kopfführungsrolle b, Fig. 3 u. 4, lose drehbar aufgesezt. Ein gusseiserner Rahmen, mit vertikalen Zapfen für die Leitrollen DD, vor und hinter der Treibrolle A, bildet den oberen Abschluss der Krahnkonstruktion. Durch diese Leitrollen ist, wie Fig. 2 zeigt, das Treibseil so geführt, dass die Spindelrolle A auf dem halben Umfange umspannt wird, um eine ausreichende Umfangsreibung zu erzielen.

Das Kippmoment des ganzen Krahns wird je nach der Stellung desselben, entweder durch das Reaktionsmoment des Krahnwagens vernichtet — falls der Ausleger in der Fahrrichtung steht — oder bei um go° gedrehtem Ausleger durch die Widerstände aufgehoben, welche die Kopfführungsbalken und die Fuss-Laufschiene dem bei dieser Stellung auftretenden Seitendruck entgegensetzen. Für stark belastete Krahne empfiehlt sich die Anordnung eines Gegengewichts, welches am Säulenmantel auf der dem Ausleger gegenüberliegenden Seite anzubringen ist, um den Seitendruck senkrecht zur Fahrbahn zwischen den Führungen in mittleren Grenzen zu halten.

Das Vorgelege der Krahnwinde besteht aus einem Schneckengetriebe und einem Stirnräderpaar. Der Antrieb der Schneckenwelle erfolgt, wie bereits oben angedeutet, für das Aufwinden und Senken der Last durch ein konisches Friktions-Wendegetriebe, Fig. 5, von der vertikalen Krahn-spindel k aus. Die Übersetzungen sind für 80 Ctr. Nutzlast berechnet. Das Schneckengetriebe besitzt bei älteren Konstruktionen, wie die vorliegende, die Eigenschaft der Selbsthemmung auf Kosten des Nutzeffekts durch die eigenen Bewegungswiderstände.

Neue Ausführungen würden nach dem Beispiel von E. Becker zur vortheilhafteren Erreichung desselben Zweckes unter Anwendung steilgängiger Schnecken mit einem Bremsdrucklager zu versehen sein.

Das Wendegetriebe wird durch den Handhebel f, Fig. 3, vermittelst des Winkelhebels Fig. 5 u. 6, ein- und ausgerückt, sowie umgesteuert.

Die Drehung des Krahnauslegers erfolgt ohne besonderes Maschinenwerk durch einfacheh seitlichen Zug an der Lastkette.

Das Fahrgetriebe besteht ebenfalls, wie das Triebwerk der Winde, aus Schnecke und Schneckenrad mit Stirnrädervorgelege und konischem Friktionswendegetriebe; letzteres ist in Fig. 7 im Detail dargestellt. Der Steuerungshebel für dieses Wendegetriebe ist in Fig. 3 mit g bezeichnet.

Die doppelte Anordnung des Triebwerks für beide Laufräder wird dadurch bedingt, dass während der Krahnfahrt der Ausleger meist in der Fahrrichtung steht, und demgemäss nur das gerade unter dem Ausleger

liegende Laufrad eine ausreichende Anpressung erleidet, um bei eigener Rotation den ganzen Krahn auf der Laufschiene fortzubewegen.

Die Seiltriebführung für die langgestreckte Drehereiwerkstatt ist aus dem Situationsplan der Krahnanlage Fig. i u. 2 ersichtlich. Bei der skiz-zirten Doppelanlage wird der eine Krahn vom auflaufenden, der andere vom ablaufenden Seiltrum getrieben. Ist nur ein Krahn vorhanden, so vereinfacht sich die Ausführung ohne Änderung des Systems.

Das Treibseil läuft in einer einzigen horizontalen Ebene. Demnach sind sowohl die Haupttreibrolle B, wie die Spannrolle C, sowie auch alle übrigen Seilrollen horizontal angeordnet. Der Zweck der Spannrolle und die specielle Art der Einschaltung derselben in den Seillauf sind durch die bezüglichen Erörterungen bei der Besprechung des Bühnenlaufkrahns mit Seilbetrieb klar gestellt.

Die Seilgeschwindigkeit ist von Ramsbottom , ebenso wie für den Bühnenkrahn, zu 25 m pro Sekunde gewählt. Bei 480 mm Durchmesser der Spindelseilrolle macht die Krahnspindel selbst dementsprechend circa 1000 Umdrehungen in der Minute. Diese Geschwindigkeit wird durch die vorhandenen Übersetzungen derartig vermindert, dass die Lastbewegung etwa mit 29 mm pro Sekunde erfolgt, und die Fahrgeschwindigkeit 220 mm pro Sekunde beträgt. Die theoretischen Umsetzungswerthe vermindern sich durch Verluste, welche durch theilweises Gleiten der Friktionskegel eintreten um 30 bis 40 Procent.

Nach Versuchen von Hartig, ²) welche mit einem Laufkrahn in der Maschinenfabrik von R. Hartmann zu Chemnitz vorgenommen wurden, dessen Konstruktionsverhältnisse mit der Rambottomschen Originalkonstruktion bezüglich der eingeleiteten und abgeleiteten Geschwindigkeiten genau übereinstimmen, ergab sich

die durchschnittlich erforderliche Betriebsarbeit

4,18 PS,

beim Leerlauf des Seils =

bei Horizontal Verschiebung des unbelasteten Krahns = 4,55 PS,

bei Horizontalverschiebung des mit iyCtr. belasteten Krahns (Ausleger rechtwinkelig zur Bahn) .... 4,62 PS,

' . 4.38 PS.

bei Hebung einer Last von 17 Ctr.

Hiernach bestimmt Hartig die Betriebsarbeit für eine Last Q in Pferdestärken gemessen,

i. für Horizontalverschiebung allein

331,

332,

N = 4,55 4- 0,004 Q

2. für das Lastaufwinden allein

N — 4,18 + 0,012 Q

Seite 226.

3. für gleichzeitige Horizontalverschiebung und Lasthebung

N = 4,55 + 0,016 Q

Trotz der mit dem ganzen System unvermeidlich verbundenen Effektverluste, die sich zunächst nur durch ein vollkomm neres Schneckengetriebe vermindern lassen, ist die ganze Anordnung so bequem, rasch und sicher in der Handhabung, und so wenig Platz raubend, dass sie für bestimmte Zwecke, vor allem für Krahnanlagen in langen und schmalen Werkstätten durchaus empfehlenswerth erscheint und auch in Deutschland in namhaften Fabriken, wie in denen von Hartmann, Zimmermtmn, Borsig etc., Eingang gefunden hat.

Bezüglich des geeignetsten Materials für die Friktionskegel hat sich nach mannigfachen Versuchen mit Holz, Papier, Leder und Gusseisen, letzteres am besten bewährt; es dürfte sich hier wohl der Versuch empfehlen, die glatten Reibkegel durch solche mit Keilnutheneingriff zu ersetzen, deren Konstruktion wir früher S. 141 erörtert haben.

Bühnenlauf kr ahn von Sampson Moore in Liverpool. ³)

Der auf Taf. 35 in Fig. 1, 2 und 3 dargestellte Bühnenlaufkrahn von Sampson Moore liefert ein Beispiel für eine Krahnanlage mit kombinirter Seil- und Wellentransmission. Die Seiltransmission liegt, wie der Grundriss Fig. 2, Taf. 35, und die Textfigur 241, S. 495, erkennen lassen, nur auf einer Seite der Bühnenbahn an der Umfassungsmauer unter der Decke und bietet ein einfaches Mittel, die Seilrollen, welche auf dem korrespon-direnden Krahnbühnenende in der Ebene des Seillaufs gelagert sind, bei jeder beliebigen Stellung der Bühne anzutreiben. Das Transmissionswerk auf der Krahnbühne selbst besteht aus drei Wellen, um die Fahrbewegung der Bühne zu vermitteln und das Winden- und Fahrtriebwerk der Laufkatze in Thätigkeit setzen zu können , in welchem Punkte der Bühne sich auch die Laufkatze befinden mag.

Der Antrieb der Bühnenwellen erfolgt durch Ein- und Ausrücken von Friktionsrädern in das Triebwerk der Rollen. Die Gesammtan-ordnung gestattet nach Belieben jede einzelne der drei Transmissionswellen rechts- oder linksläufig anzutreiben , ^ entsprechend der erforderlichen Doppelbewegung, welche sowohl für das Fahren mit der Bühne und der Laufkatze, als auch für die vertikalen Lastbewegungen erforderlich ist. Die Leitung des Seiltriebs von einem Endpunkt der Krahnbahn bis zum anderen, und die Art, wie das Seil über die Treibrollen der Krahnbühne geführt ist, veranschaulicht die Skizze Fig. 241. Die Llaupttreibrolle A ist durch einen Riementrieb mit fester und loser Scheibe mit der allgemeinen Fabrik-Wellenleitung in Verbindung gesetzt. Das von der Rolle A ablaufende Seiltrum wird dicht unter der Deckenkonstruktion über eine Reihe fester Rollen D bis an das entgegen-

gesetzte Ende der Krahnbahn geführt und passirt hier, unter einem rechten Winkel durch eine horizontale Rolle B abgelenkt, den Umfang der vertikalen Spannrolle S, welche, in analoger Weise wie bei den kurz zuvor besprochenen Ramsbot-tom’schen Krahn-Seiltrieben, in den geschlossenen Seillauf, durch Gewichtsbelastung verschiebbar, eingeschaltet ist. Durch die untere horizontale Rolle B wird das Seil in die Hauptbahn zur Rolle A zurückgeleitet.

Das Seil passirt hierbei die auf der beweglichen Krahnbühne gelagerten Rollen, abwechselnd der Reihe nach über und unter denselben durchgeführt, so dass auf diese Weise je zwei benachbarte Rollen in umgekehrter ^Richtung angetrieben werden.

Die Unterstützungsrollen C für das untere treibende Trum müssen sämmtlich in beweglichen Lagerarmen liegen, um dem Rollen werk der Krahnbühne ausweichen zu können, sobald der Krahn-wagen über diese Unterstützungen des Seillaufs fortfährt.

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Von den 6 Seilrollen der Krahnbühne in dem lang gestreckten gusseisernen Bockgestell am Ende derselben dienen die beiden äussersten Rollen nur als Leitrollen, um eine genügende Umfangsum-spannung für die benachbarten Rollen zu erzielen. Die vier grossen Rollen Elf Fv Gx und Hx bilden die Treibräder für die Bühnentransmissionen, und sind zur weiteren Fortpflanzung der eingeleiteten Triebkraft auf den Achsen derselben Friktionsräder

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E₂. F₂, G.₂, H₂ aufgekeilt. Zwischen je zwei dieser Friktionsräder liegen die korrespondirenden Übersetzungsräder , welche durch Hebelwerke in ihre unmittelbar benachbarten Räder, sowohl nach rechts wie nach links, eingerückt werden können und hierdurch den für die Doppelbewegung aller Krahnapparate erforderlichen rechts- oder linksläufigen Antrieb empfangen. Um das Ein- und Ausrücken zu gestatten, sind die Achsen der durch

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Fig. 241.

Hebelwerk beweglichen Friktionsräder mit den fest an der Krahnbühne gelagerten Wellenfortsetzungen durch Universalgelenke gekuppelt, wie aus Fig. i und 2, Taf. 35, ersichtlich.

Der Antrieb der Laufkatzenwinde für Heben und Senken der Last erfolgt durch Einrücken des Friktionsrades Ix in die Räder H₂ oder G₂.

Das freie Ende der zum Friktionsrade Ą gehörigen Achse 1 hängt an dem Vertikalhebel L, Fig. 3. Der Steuerungshebel P bewirkt durch den Zwischenhebel N und die horizontalen Kuppelungsschienen O und AI, welche einerseits die Hebel L und A⁷, andererseits die Hebel N und P unter einander verbinden, die horizontale Einpressung des Friktionsrades in das eine oder andere der beiden benachbarten Haupträder des konstant umlaufenden Triebwerks. Die Fortsetzung des an dem Hebelwerk aufgehängten Wellenkopfes ist dicht hinter dem Universalgelenk /₂, und ebenso am entgegengesetzten Bühnenende , durch feste Lager K unterstützt. Auf der Zwischenstrecke sind bewegliche Lager Kx mit selbstthätiger Einstellung durch Gelenkparallelogramm und Gegengewichtswirkung angeordnet, um der Laufkatze freie Durchfahrt zu gewähren und dem auf der Welle in einer durchlaufenden Nuth mit Feder verschiebbaren Schleppkegelrade /₃ auszuweichen. Die Rotation des Kegelrades /₃ wird durch das darüber liegende Rad Qx auf die vertikale Spindel Q übertragen, durch die Schnecke Q₂ und das Schneckenrad Sx weiter auf die Stirnräderwelle S' fortgepflanzt, und bei Einrückung des Rades S₂ in das Kettentrommelrad Ux der Antrieb der Kettentrommel selbst durch die vorstehend angegebenen Umsetzungen für leichtere Lasten bewerkstelligt. Zum Aufwinden der schwereren Lasten wird das Stirntriebrad S₂ ausgerückt und statt dessen S₃, durch seitliche Verschiebung, mit Tx zum Eingriff gebracht. Alsdann erfolgt von der Schneckenrad welle S die weitere Kraftfortpflanzung durch die Vorgelegewelle T und wird von hier aus durch den Eingriff der Stirnräder T2 und Ux auf die Trommel übertragen.

Die Einschaltung einer selbsthemmenden Schnecke in das Windentriebwerk bedingt die Nothwendigkeit des Kraftantriebes von der Transmission aus sowohl für das Aufwinden, wie für das Senken der Last. Das Friktionsräderwerk bildet das hierzu erforderliche Wendegetriebe ; die Ausrückung der bezüglichen Bühnentransmission erfordert die Einstellung des Steuerungshebels in die Mittelposition.

Die Laufkatzenfahrbewegung wird in ganz ähnlicher Weise vermittelt. Der Steuerungshebel für diesen Zweig des Triebwerks ist mit Px bezeichnet. Durch denselben wird das Friktionsrad auf dem durch Universalgelenkkuppelung beweglichen Wellenkopf der Transmissionswelle V, je nach der erforderlichen Antriebrichtung in das Reibrad E2 oder F₂ eingepresst. Von der Transmissionswelle wird sodann der Antrieb zunächst durch ein Schneckentriebwerk abgeleitet, dessen Schnecke auf der Welle mit Feder in Nuth verschiebbar ^ durch die Laufkatze mitgezogen wird, und dementsprechend wiederum bewegliche Wellenunterstützungen noth wendig macht, die der freien Verschiebung der Laufkatze mit der Schleppschnecke kein Hinderniss entgegensetzen. Die Schneckenradwelle W bildet die direkte Vorgelegewelle für die Laufrad welle X, die sie durch einfachen Stirnrädereingriff umtreibt.

Sowohl die Laufkatzen-Fahrbewegung, wie Lastheben und Senken können bei stillstehender Werkstättentransmission auch durch Handbetrieb erfolgen.

Zu dem Zweck ist in das Bockgestell der Laufkatze noch die Kurbelwelle Z eingelegt.

Aus den beiden entgegengesetzten Seitenansichten der Laufkatze, Fig. i, ist ersichtlich, dass auf jeder Bockseite eine geneigte .Spindel mit konischen Rädern liegt.

Die Kurbel welle selbst ist in ihren Lagern verschiebbar und wirkt in den entgegengesetzten Stellungen, auf diejenige Spindel ein, welche auf der Seite der Verschiebungsrichtung liegt; dementsprechend erfolgt hierbei entweder der Antrieb der Transmissions welle / für die Krahn-winde, oder der Transmissionswelle V für den Fährbetrieb der Laufkatze, da beide Wellen, ausser dem bereits früher erwähnten Schlepprade und der Schleppschnecke, noch besondere Schlepp-Kegelräder tragen, die mit dem Räderwerk der geneigten Spindeln in Eingriff stehen.

Die Fahrbewegung der Laufbühne wird durch den mittleren Handhebel P₂ gesteuert. Das zugehörige Hebelwerk wirkt auf die Welle a und presst das hierauf sitzende Reibrad in die Räder A₂ oder G₂. Durch konische Räderübersetzung wird die am Bühnenende geneigt gelagerte Welle b in Rotation versetzt und schliesslich durch die Schnecke b% und das Schneckenrad cl die von einem zum anderen Bühnenende durchlaufende und festgelagerte Welle c angetrieben, welche durch Trieblinge r₂ und c₃ auf die Stirnräder dx und d₂ einwirkt. So werden die gegenüberliegenden Laufräder der Krahnbühne auf den Achsen d gleichzeitig in Bewegung gesetzt. Auch hier ist Handbetrieb möglich durch Aufsetzen einer Kurbel auf das Vierkant der Welle a.

Die Konstruktion der Krahnbühne aus zwei schmiedeeisernen Trägern in Gestalt hohler Blechbalken mit kastenförmigen Endverbindungen zur Aufnahme der Laufräder ist aus der Zeichnung zu entnehmen.

immer die zur Zeit direkt benutzte Wellenleitung in

nur

Die Verbindung, welche Moore für die vorstehend erörterte Krahn-konstruktion zwischen Seil- und Wellentransmission durchgeführt hat, gewährt zunächst den Vorth eil, dass, ausser dem verhältnissmässig einfachen Seillauf,

Thätigkeit ist, sei es, dass es sich darum handelt, Lasten einfach aufzuwinden, oder die aufgewundenen Lasten in einer der beiden Hauptfahrrichtungen seitlich zu versetzen. Im allgemeinen wird nur immer einer der drei verschiedenen Krahntreibapparate in Thätigkeit sein. Während der Zeit, in welcher die anderen ruhen, liegen auch die zugehörigen Transmissionszweige still und verbrauchen keine Kraft. Die Ge-sammtanordnung der Krahnanlage ermöglicht im übrigen alle drei Treibapparate auch gleichzeitig in Thätigkeit zu setzen.

Der einfachere Seillauf und die geringere Zahl der Seilbiegungen gestatten die Verwendung schwererer Seile, als beim Ramsbottom’schen Bühnenkrahn, und damit langsamere Geschwindigkeiten im Transmissionswerk. Die Seilgeschwindigkeit des Moore’schen Krahnes beträgt nur etwa 6 bis 7 m pro Sekunde bei 32 mm Seildurchmesser.

Die Verminderung des Verschleisses, welche sich hieraus für das Transmissionstriebwerk im Vergleich zur Ramsbottom’schen Anlage der Bühnenlaufkrahne ergeben muss, liegt auf der Hand ⁴), und im übrigen ist auch

32

bei der Moore’schen Ausführung- der Vorth eil gewahrt, dass alle Bewegungen durch die Reibräder und die Einschaltung der Schneckentriebwerke sehr sanft und stossfrei erfolgen.

Zur Bedienung des Krahns ist nur ein Arbeiter erforderlich, der seinen Standort auf der Krahnbühne vor den drei Steuerungshebeln hat.

In England haben diese Krahne bald nach ihrer Einführung mehrfache Verbreitung gefunden. Unter anderem ist eine sehr gerühmte Ausführung in der grossen Montirungswerkstatt der Mersey Steel and Iron Company im Betrieb.

In Deutschland ist dasselbe System für die Werkstätten der Aktien-Gesellschaft für Lokomotivbau „Hohenzollern“ zu Düsseldorf ausgeführt, und arbeiten auch dort die drei vorhandenen Bühnenkrahne für ioooo, 15000 und 20000 kg Maximalbelastung zur vollen Zufriedenheit.

Weitere Verbesserungen der Moore’schen Konstruktion bezüglich der Detailausführung des Triebwerks zur Erzielung höherer Nutzeffekte sind nicht ausgeschlossen. In dieser Beziehung verdient auch hier das System steilgängiger Schneckengetriebe mit selbstthätig wirkenden Bremslagern Beachtung. Ferner ist die Ausbildung der ganzen Konstruktion mit Räderwerk und Sperrradbremse für die Krahnwinde ohne Einschaltung eines Schneckengetriebes durchführbar.

Auf jeden Fall verdient aber das Charakteristische des Moore’schen Systems, die Verbindung von Seil- und Wellentransmission mit Reibräderwerk eine besondere Würdigung und erscheint als die glücklichste Lösung der Aufgabe. Es werden hierdurch, wie bereits hervorgehoben, die Übelstände beseitigt, welche bei ausschliesslicher Seiltransmission durch die für einen genügend leichten Seiltrieb erforderlichen grossen Geschwindigkeiten auftreten, und die Konstruktion vermeidet andererseits die Schwerfälligkeit einer allseitig verzweigten Wellenleitung, welche durch die grosse Zahl von Lagerungen, konischen Räderübersetzungen und Schlepprädern zu ungünstigen Konstruktionsentwürfen führt.

Schercnkrahn mit Schraubentriebwerken in Wilhelmshafen, von C. Waltjen

in Bremen.

Schliesslich ist zum Abschluss dieses Kapitels noch die eigenthüm-liche Anordnung der Scherenkrahne zu besprechen, welche von den einfachen Schraubenspindeln zur Verstellung eines beweglichen Dreibeines, und von den Schneckengetrieben zum Aufwinden und Senken der Last Gebrauch macht. Die allgemeinen Konstruktionsgrundsätze derartiger Scherenkrahne und die Berechnung der Spannungen, welche in dem zugehörigen Kettenwerk und in den Gerüstständern auftreten, sind schon früher in dem Abschnitt über Wippkrahne behandelt. Auch ist dort bereits auf die Waltjen’sche Konstruktion > hingewiesen, welche hier noch kurz im Anschluss an die Winden mit Schraubentriebwerk besprochen werden soll, da der Entwurf des Waltjen’schen Scherenkrahnes als Musterausführung für das ganze System ähnlicher Anlagen anzusehen ist.⁵)

Fig. 243 S. 500 veranschaulicht die allgemeine Disposition des beweglichen Dreifusses, Fig. 242 giebt eine speciellere Skizze der Anordnung für die Verstellbarkeit des Krahn-Hinterbeins.

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Fig. 242.

Die Schraubenmutter für die Spindel S, durch welche das eine Drei-fussbein verkürzt oder verlängert, und damit die Neigung des Krahn-bocks zur horizontalen Versetzung der aufgewundenen Lasten verändert wird, liegt im unteren Ende des hohlen Hinterbeins.

Ein Gabelscharnier — in der Skizze nicht besonders angegeben — verbindet die Schraubenspindel mit der direkt über dem Fundament gelagerten Triebwelle A in der Weise, dass sich die Welle frei in der Gabel, und die Gabel mit der Spindel frei um die Welle drehen kann, während der Antrieb der Schraubenspindel von der Trieb welle A aus durch konische Räderübersetzung erfolgt, und die Spindel selbst in eben dem Masse ihre Neigung verändert, wie sich durch sie der Dreifuss verstellt.

Da beim Umlegen der Wippbäume nach links das Hinterbein auf Druck beansprucht wird, sobald die Auslegerbäume die vertikale Stellung nach dieser Seite hin überschreiten, muss ein Gegenlenker angeordnet werden, um ein Zerknicken der Schraubenspindel zu verhindern. Dieser Gegenlenker G ist so auszuführen, dass die Kreisbahn seines Angriffspunktes möglichst nahe mit der mathematischen Bahn des Krahn-fusses übereinstimmt. Eine vollständige Übereinstimmung ist nicht zu

ermöglichen, weil die Bahn des geführten Punktes thatsächlich vom Kreisbogen abweicht. Der Unterschied zwischen beiden Kurven muss daher durch Einschalten eines Coulissensteins ausgeglichen werden, der in Fig. 242, S. 499 angedeutet ist.

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Fig. 243.

Die Gesammtanordnung des K rahntrieb Werks ist so getroffen, dass der Antrieb sowohl durch die vorhandene Dampfmaschine, als auch für geringere Lasten durch Handbetrieb erfolgen kann. Zu dem Zweck hängen am Krahnkopf speciell für das Aufwinden der Lasten zwei getrennte Flaschenzüge. Die Kette Kx des grösseren Flaschenzuges läuft auf die von der Dampfmaschine aus durch die Schnecke W, Fig. 242, umgetriebene Windentrommel Tv Die Kette K₂ des kleineren Flaschenzuges für leichtere Lasten wird bei F durch eine Leitrolle dicht über dem Fundament abgelenkt und von der Trommel T₂ aufgenommen, welche durch konische Rädervorgelege mit Handspaken angetrieben werden kann.

¹

Zeichnungen und Notizen für die Ramsbottom’sche Ausführung sind mit gütiger Erlaubniss des Herrn G. Lentz, Direktor der Aktien-Gesellschaft für Lokomotivbau „Hohenzollern“ zu Düsseldorf, aus dessen Original-Abhandlung entnommen, welche in der Zeitschrift des Vereins deutscher Ingenieure 1868, Band XII, S. 290 veröffentlicht ist.

²

Hartig, Versuche über Leistung und Arbeitsverbrauch der Werkzeugmaschinen 1873,

³

Practical Mechanic’s Journal 1866, S. 242 und Rankine’s Encyplopaedia of Machine and Handtools.

⁴

Die Hanfseile halten beim Moore’schen Krahn 9 bis 18 Monate.

Ernst, Hebezeuge.

⁵

Die Skizzen sind Rühlmann’s Allgemeiner Maschinenlehre Band IV, S. 490 entnommen. Dieselbe Konstiuktion findet sich unter Benutzung der Rühlmann’schen Publikation in Weisbach-Herrmann, Ingenieur- und Maschinenmechanik Theil III, Abth. 2, Seite 238, besprochen.

Fünfter Abschnitt.

Hebewerke mit Treibkolben.

Allgemeines über Hebewerke mit Treibkolben.

Als Treibkolben bezeichnet man in der Praxis diejenigen Kolben, deren geradlinige Bewegung entweder direkt, oder durch eingeschaltete Zug- und Druckorgane ohne rotirende Übersetzung auf die Überwindung des Nutzwiderstandes einwirkt.

Der Treibkolben bildet das einfachste Maschinenelement zur Aufnahme und Fortpflanzung von Elementar-Druckkräften und die lineare Verschiebung desselben lässt sich unmittelbar zum Heben von Lasten nutzbar machen.

Auf dieser Grundlage haben sich, trotzdem das System für die Konstruktion von Hebezeugen in der Praxis erst später, als alle vorher besprochenen Anordnungen Eingang gefunden hat, eine grosse Zahl verschiedenartiger Ausführungen entwickelt.

Als bewegende Kräfte kommen für Hebemaschinen mit Treibkolben, Wasserdruck, Dampfdruck und Luftdruck in Betracht, und wir werden demgemäss

1.    hydraulische Hebewerke,

mit Treibkolben

2.    Dampf-Hebewerke,

3.    pneumatische Hebewerke der Reihe nach zu erörtern haben.

In allen Prallen handelt es sich darum, das treibende Element, Dampf, Wasser oder Luft mit ausreichend hohem Druck zur Verwendung zu bringen.

Die Spannung des Dampfes tritt gleichzeitig mit der Erzeugung desselben auf, und die Höhe der Dampfspannung ist nur von der Art der Kesselanlage abhängig.

Der hydraulische Druck lässt sich für den Betrieb von Hebewerken nur selten aus natürlichen Gefällen oder Hochdruckreservoiren entnehmen, da die meisten grossen Ladeplätze, welche mit hydraulischen Hebevorrichtungen ausgestattet sind, in der Ebene liegen.

Der hydraulische Druck muss daher fast ausnahmslos auf indirektem Wege durch Druckpumpen erzielt werden, und ebenso setzt auch die

Anlage pneumatischer Hebewerke zunächst Hülfsmaschinen, Gebläse oder Kompressionspumpen voraus, durch welche der auf den Treibkolben wirkende Luftdruck erzeugt wird.

Trotzdem nun in diesen beiden letzten Fällen häufig wieder Dampfmaschinen die eigentlichen Motoren bilden, und dem Wasser, wie der Luft, im wesentlichen nur die Rolle einer Krafttransmission zufällt, ergeben sich doch aus der Anwendung dieser Medien, vorzüglich aus der des Wassers so beachtenswerthe Vortheile, dass auch die indirekte Ausnutzung der Dampfkraft unter Einschaltung hydraulischer oder pneumatischer Transmissionen und Getriebe sehr zufriedenstellende Resultate er-giebt und zu Ausführungen im grossartigsten Massstabe benutzt wird.

Der hohe Werth des Treibkolbensystems für Hebewerke liegt zunächst in der Möglichkeit, bei den einfachsten Anordnungen, wie bereits angedeutet, die Lasterhebung direkt ohne jedes Zwischengetriebe, durch den Treibkolben selbst bewirken zu können.

Die Übersetzung zwischen dem vorhandenen motorischen Druck und dem Lastdruck wird einfach durch die Wahl des Treibkolbenquerschnittes erzielt, denn der Druck innerhalb einer eingeschlossenen Flüssigkeit ist an allen Stellen pro Flächeneinheit gleich gross, und die Tragfähigkeit des Treibkolbens demgemäss gleich der specifischen Flüssigkeitsspannung, multiplicirt mit dem Kolbenquerschnitt. Hieraus ergeben sich Kraftumsetzungen, welche sich auf anderem Wege, durch Rollen, Räder oder Schraubenwerke, weder auf so einfache Weise, noch mit so geringen Effekt Verlusten erzielen lassen, denn der Wirkungsgrad des Treibkolbens wird nur durch den verhältnissmässig geringen Widerstand der Stopfbüchsenreibung beeinträchtigt.

Die direkte Einwirkung des Treibkolbens auf die Last bedingt eine Aufstellung der Maschine unmittelbar unter der Last und führt zu einer vollständigen Abhängigkeit zwischen Last- und Kolbenweg, sowohl nach Richtung, wie nach Grösse.

Aufstellungsort und Richtung des Treibkolbenhubes wird unabhängig von der vertikalen Richtung der Lastbahn, sobald man zwischen Kolben und Last ein biegsames Zugmittel, Seil oder Kette einschaltet und nach Bedürfniss über Leitrollen führt. Aber auch hier bleibt noch die Höhe der Lasterhebung auf die Grösse des Kolbenhubes beschränkt, und es treten für die Ausführung des Treibkolbens und die Aufstellung des zugehörigen Cylinders um so bedeutendere Schwierigkeiten auf, je grösser die geforderten Hubhöhen sind. Diese Übelstände werden durch Einschaltung von Hubmultiplikatoren beseitigt.

Auf die Benutzung der Rollenzüge und des Hebels hierfür ist bereits in den beiden ersten Hauptabschnitten hingewiesen, in denen diese Organe speciell unter Bestimmung der mit denselben verbundenen Effektverluste behandelt sind.

Ziehen wir ferner in den Kreis der einleitenden Betrachtungen die Erwägung, dass für einen in einem Cylinder hin- und hergleitenden Treibkolben die wechselnde Kolbenbewegung durch eine Steuerung vermittelt werden muss, die dem Druckwasser, dem Dampf, oder der treibenden Luft den Zutritt unter den Kolben gestattet, um diesen sammt der Last zu heben, oder die Zuströmung abschliesst, um Kolben und Last in einer gewissen Höhe zu erhalten, oder schliesslich die Cylinderfüllung ins Freie entweichen lässt, um den Kolben zurückzuführen und die Last zu senken, so ergiebt sich ohne weiteres, wie eine solche Steuerung gleichzeitig einen vollkommenen Bremsapparat bildet, durch den sich die Lastsenkung ganz verhindern, oder nur mit beliebig regulir-barer Geschwindigkeit verzögern lässt, ohne dass der Nutzeffekt der Maschine irgend wie beeinträchtigt wird.

Schliesslich ist noch hervorzuheben, dass sämmtliche Hebemaschinen mit Treibkolben durch Einschalten von Sicherheitsventilen in die Rohrleitung einen ausserordentlich einfachen und wirksamen Schutz gegen Überlasten bieten.

Nach diesen allgemeinen Grundgedanken wenden wir uns der speciellen Erörterung einzelner Ausführungen der verschiedenen Systeme zu.

1. Hydraulische Hebewerke.

Allgemeines über hydraulische Hebewerke.

Von allen Hebezeugen mit Treibkolben haben hydraulische die vielseitigste Ausbildung und die weitgehendste Verbreitung gefunden. Das System eignet sich sowohl für die gedrängte Form der Wagenwinden, wie für Aufzüge und Krahne, und gestattet eine einheiltliche Betriebsanlage für ganze Komplexe von Hebemaschinen an Centralstellen des Last- und Güterverkehrs, in Häfen, auf Bahnhöfen, in Speichern u. s. f.

Ist Bramah als derjenige zu nennen, welcher durch seine im Jahre 1796 erfundene hydraulische Presse die Grundlage zur Ausbildung der hydraulischen Hebezeuge gegeben hat, so knüpft sich die weitere Entwickelung des Systems an den Namen von W. G. Armstrong, der durch seine zahlreichen Ausführungen seit dem Jahre 1846 die hydraulischen Hebemaschinen zu der jetzigen Bedeutung und Mannigfaltigkeit entwickelt hat.

Der starre Widerstand abgeschlossener Wassersäulen gegen Druck sichert eine sehr präcise und zuverlässige Wirkung der hydraulischen Hebezeuge. Das Aufsteigen des Treibkolbens erfolgt sofort, sobald die Druckpumpe in Thätigkeit gesetzt wird, oder Druckwasser aus irgend einem Reservoir in den Lastcylinder einströmt. Der Treibkolben wird durch das Druckwasser verdrängt, und wenn die Aufwärtsbewegung, wie in den meisten Fällen, mit so massiger Geschwindigkeit erfolgt, dass nach Abschluss des Kraftwasserzuflusses der belastete Kolben sich nicht durch die erlangte lebendige Kraft selbstständig weiter bewegt, so tritt auch die Unterbrechung der Lastbewegung in dem Moment ein, in welchem das Druckwasser abgestellt, oder die Druckpumpe ausser Thätigkeit gesetzt wird. Die abgeschlossene Wassersäule trägt die auf ihr ruhende Last mit unbedingter Sicherheit, wenn die Ventile und Kolben sorgfältig abgedichtet sind.

Öffnet man das Abflussventil, so sinkt der belastete Treibkolben zurück, und die Senkgeschwindigkeit kann durch Drosselung der Ventilöffnung beliebig vermindert werden.

Grössere hydraulische Hebemaschinen mit starker Druckwasser-Zu-und Abströmung erheischen besondere Sorgfalt bezüglich der Konstruktion des Steuerungsapparates, um sowohl stossweises Anlassen, wie zu plötzliches Abstellen der Maschine zu verhindern. Die Gefahren der Stoss-wirkungen lassen sich, wie wir später sehen werden, fheils durch sehr einfache Steuerungsschieber von besonderer Form, theils durch Einschalten besonderer Entlastungsventile beseitigen.

Den Vortheilen der unbedingten Sicherheit in der Wirkungsweise der hydraulischen Hebezeuge steht der Nachtheil gegenüber, dass die mangelnde Expansionsfähigkeit des Wassers zunächst bei einem bestimmten Kolbenquerschnitt und bei einer und derselben Hubhöhe stets den Verbrauch einer gleichen Wassermenge bedingt, gleichgültig ob grosse oder geringe Lasten gehoben werden. Dieser Ubelstand führt vor allem dann zu unverhältnissmässiger Kraftverschwendung, wenn die Maschine nicht direkt durch ein besonderes Pumpwerk angetrieben wird, sondern das Druckwasser aus einem Reservoir empfängt, dessen Druckhöhe den geforderten Maximalleistungen entspricht. Im Laufe der Zeit sind verschiedene Konstruktionen ausgebildet, um den Kraftwasserverbrauch innerhalb gewisser Grenzen der Grösse der Last anzupassen.

Die direkte Speisung des Treibcylinders durch eine Druckpumpe findet im allgemeinen nur bei kompendiösen transportablen Hebezeugen, den sogenannten hydraulischen Hebeböcken, welche als Wagenwinden ausgeführt werden, Anwendung, hin und wieder auch bei fahrbaren Krahnen. Nur ausnahmsweise wird bei hydraulischen Krahnen mit direkt wirkender Druckpumpe der Llandbetrieb durch Dampfbetrieb ersetzt, da es meist vortheilhafter ist, wenn Dampfbetrieb überhaupt geboten erscheint, den Dampf direkt als motorische Kraft zur Wirkung zu bringen, sei es unter Beibehaltung des Treibkolbensystems, sei es unter Benutzung des Räderwindensystems.

Die indirekte Ausnutzung der Dampfkraft zum Speisen hydraulischer Hebezeuge mit dem erforderlichen Druckwasser erscheint vorzugsweise für schwere Hebewerke bei ausssergewöhnlich grossen Nutzlasten angezeigt, oder bei umfassenden Komplexen von Hebemaschinen mit einheitlicher Betriebsanlage.

Erwägt man, dass bei allen Hebewerken, selbst bei ununterbrochenem Betrieb nur immer ein Bruchtheil der Zeit für die eigentliche Lasthebung verwendet wird, und dass das Aufnehmen, Senken und Absetzen der Last meist die Zeit für das Heben überwiegt, so erscheint es auch im Hinblick hierauf nicht unvortheilhaft, eine konstant wirkende schwächere Betriebsmaschine anzuwenden, welche indirekt zunächst ein Druckreservoir mit Wasser speist, dessen Inhalt der Hebemaschine während der Arbeitsperiode den erforderlichen Kraftantrieb liefert, statt eine Winde direkt durch einen nur in Pausen wirkenden stärkeren Dampfmotor anzutreiben.

Eine derartige Kraftaufspeicherung der Leistung eines ununterbrochen arbeitenden Motors in einem hydraulischen Druckreservoir, erscheint um

so günstiger, je grösser die Arbeitspausen bei gesondert aufgestellten Hebewerken für schwere Lasten sind, oder je weiter einzelne Krahne und Aufzüge einer gemeinsamen Anlage von der Centralstelle entfernt liegen , welche den Antrieb sämmtlicher Maschinen vermittelt. Im letzteren Falle gelangen neben den Vorth eilen eines gemeinsamen Reservoirs für den Ausgleich des ständig wechselnden Kraftverbrauchs auf den einzelnen Hebestationen die Vorzüge der hydraulischen Krafttransmissionen zur Geltung. Die Druckleitung bildet das einfachste und natürlichste Mittel durch beliebig abgezweigte Rohrstränge die hydraulische Kraft nach jedem beliebigen Punkte hinzuleiten, und die Effektverluste einer solchen Leitung durch die Reibung des Wassers in den Röhren sind wesentlich geringer als die Kraftverluste laufender Transmissionswerke mit Seilen , Riemen, Wellen und Rädern.

Die hydraulische Kraftleitung bedarf ferner keiner Wartung und verursacht kaum nennenswerthe Unterhaltungskosten. Alle diese Vorzüge treten ganz besonders in den Vordergrund, wenn sich die Arbeitsmaschinen selbst in so einfacher Weise, wie bei Hebewerken mit Treibkolben der Ausnutzung der Druckwasserleitung anpassen, und hieraus erklärt es sich, dass speciell für umfangreiche Anlagen von Hebewerken mit gemeinsamem Betrieb das hydraulische System den Sieg über alle anderen davongetragen hat.

In Städten mit Druckwasserleitung kann man mit Leichtigkeit hydraulische Hebemaschinen direkt an die städtische Leitung anschliessen, und werden hiermit vorzüglich Aufzüge in einzelnen grösseren Etablissements ohne sonstige Maschinenanlagen, wie in Hotels u. s. f., betrieben.

Hebewerke mit selbstständiger Druckrohrleitung können mit Rücklaufleitung versehen werden, um stets dasselbe Wasserquantum wieder verbrauchen zu können. In solchen Fällen, vorzüglich aber bei kleinen hydraulischen Hebezeugen, ist mit Rücksicht auf unsere klimatischen Verhältnisse eine Füllung mit Petroleum, Glycerin, oder wenigstens mit einer starken Lösung von Glycerin in Wasser, der gewöhnlichen Wasserfüllung vorzuziehen, um ein Einfrieren zu verhüten. ¹)

Bei ausgedehnten Leitungen, die einen derartigen Ersatz für das reine Wasser nicht wohl zulassen, müssen die Rohrstränge wenigstens in frostfreie Tiefe gelegt und die Hebemaschinen selbst mit Ablassventilen ausgestattet werden, die vor längeren Arbeitspausen bei starkem Frostwetter eine vollständige Entleerung der Cylinder- und Maschinenrohre gestatten.

Nachstehend sollen zunächst die transportablen hydraulischen Hebe-

mit direktem Antrieb

zeuge — Hebeböcke und fahrbaren Krahne durch selbstständige Druckpumpen, im Anschluss hieran sodann die stationären Krahne und Aufzüge mit Druck Wasserspeisung aus Reservoiren behandelt werden.

A. Transportable hydraulische Hebewerke mit selbstständigem Pumpwerk.

a. Hydraulische Hebeböcke.

Hebebock von D. Adamson & Co.

Hydraulische Hebeböcke werden, wie bereits angeführt, zu denselben Zwecken benutzt, wie Wagen winden mit Räder- und Schraubenwerk. Die älteren Konstruktionen entsprechen ganz der auch sonst üblichen Ausführung der Bramah’schen hydraulischen Presse mit Handpumpe, und Lastkolben nebst Pumpenkolben finden sich ursprünglich neben einander angeordnet. Bei allen neueren Konstruktionen wird die Handpumpe in den Hauptcylinder selbst verlegt. Hierdurch ist sowohl eine noch gedrängtere Gesammtanordnung in geschlossener Säulenform erzielt, als auch durch möglichste Vermeidung einzelner vorspringender Maschinen-theile der Schutz gegen Beschädigungen während des Transports und Gebrauches erhöht.

Fig. i, Taf. 36, stellt einen hydraulischen Hebebock von D. Adamson & Co. dar.²)

Der Presskolben a ist zur direkten Aufnahme der Last bestimmt und zu dem Zweck die Kopfplatte desselben zahnförmig gekerbt, um ein Abgleiten der Last zu verhindern. Im übrigen dient der Presskolben auch gleichzeitig als Reservoir für das Druckwasser, oder die zur Verwendung gelangende Druckflüssigkeit, und zur Aufnahme der Druckpumpe mit ihrem Zubehör. Der Lastkolben ist daher hohl und, soweit derselbe in den schmiedeeisernen Treibcylinder hinabsinkt, cylindrisch, der Kopf prismatisch. Zum Abdichten des Kolbens dient die für hydraulische Pressen übliche selbstthätige Ledermanschettenliderung, welche in dem oberen Verschluss des Treibcylinders untergebracht ist. Die Füllung, oder Ergänzungen der Füllung des Kolbenreservoirs werden durch eine kleine Öffnung ermöglicht, welche, wie Schnitt AB erkennen lässt, durch eine Schraube d verschlossen ist. Der untere Theil des Treibkolbens ist bis auf eine cylindrische Bohrung in der Achse, die den Kolben c der Handpumpe aufnimmt, und eine seitlich daneben parallel laufende Bohrung für das Ventil g , dessen Zweck weiter unten zu erörtern ist, massiv. Der Kolben c erhält im Treibkolbenkopf eine zweite Führung. Die auf- und niedersteigende Bewegung wird durch den Handhebel e — Schnitt AB — und den auf der Hebelachse sitzenden Daumen f vermittelt. Die erforderliche Dichtung des Kolbens c im Pumpenstiefel, d. h. im unteren Theil des Treibkolbens, ist durch einen einfachen Lederring erzielt.

Das Saugeventil// liegt mit dem Ventilkegel nach unten im Kolben c und öffnet sich demgemäss auch nach unten beim Aufsteigen desselben, während

eine Spiralfeder das selbstthätige Herabsinkeri hindert und den rechtzeitigen Schluss beim Hubwechsel sichert.

Die Hauptfigur und der zugehörige Schnitt CD lassen erkennen, wie die Flüssigkeit aus dem Treibkolbenreservoir durch eine radiale Bohrung, und von hier aus durch die Kernbohrung des Pumpenkolbens bei geöffnetem Saugeventil unter den Kolben c gelangt. Sobald letzterer abwärts gedrückt wird, schliesst sich das Ventil h, das Wasser wird durch das Druckventil i im Boden des Lastkolbens in den Treibcylinder gepresst und der Lastkolben gehoben. Auch das Druckventil ist mit seinem Kegel nach unten eingesetzt, und muss daher durch eine Spiralfeder unterstützt werden.

Die in die Höhe gepresste Last ruht auf einer fest abgeschlossenen Wassersäule, da der hydraulische Druck im Treibcylinder die Pumpenventile selbstthätig geschlossen hält.

Um ein richtiges Funktioniren der Pumpe während des Lasthebens zu sichern, ist der Pumpenhebel e — Schnitt AB — auf dem Vierkant seiner Welle dicht an das gusseiserne Gehäuse des Hebebockkopfes herauszuschieben, so dass der Hub des Hebels durch den Anschlag des Knaggens k begrenzt wird. Hierdurch wird auch der Kolbenhub derartig beschränkt, dass sich die Kolbennase l nicht auf die Ventilstange von g aufsetzen kann, und dieses Ventil demnach vollständig in Ruhe bleibt. Die Öffnung des Rücklaufventils g, welches den Raum unter dem Presskolben gegen das Reservoir abschliesst, wird erst möglich, wenn man den Pumpenhebel auf dem Vierkant so weit nach aussen verschiebt, dass nicht mehr der Knaggen k, sondern m den Hebelausschlag begrenzt. Alsdann lässt sich durch die tiefere Hebelstellung der Kolben c so weit nach unten drücken, dass die Kolbennase l das Rücklaufventil g aus seinem Sitz verdrängt, und der belastete Treibkolben in eben dem Masse zurücksinkt, wie das Druckwasser in das Reservoir zurückströmt. Der Arbeiter kann demnach mit dem Pumpenhebel auch gleichzeitig die Senkgeschwindigkeit der Last reguliren.

Durch Lösen der einzelnen aus der Zeichnung ersichtlichen Verschraubungen ist man im Stande, die Maschine für Reparaturen auseinander zu nehmen und alle Theile frei zu legen.

Der Kolben der Handpumpe hat circa 19 mm Durchmesser, der Lastkolben ist 59 mm stark. Bei diesen Dimensionen ist die Maximalläst zu 6000 kg angegeben.

Fig. 2, Taf. 36 stellt eine andere Ausführung eines hydraulischen Hebebocks dar, welche augenscheinlich aus der Adamson’schen Konstruktion hervorgegangen ist, und dieselbe nur etwas vereinfacht.³)

Das Saugeventil f und das Druckventil g liegen hier beide in dem gusseisernen Bodenstück des Treibkolbens a, dessen Flohlraum ebenso wie bei der vorher besprochenen Ausführung das Flüssigkeitsreservoir bildet, aus welchem das W asser durch die Handpumpe unter den Lastkolben gepresst wird, um diesen in die Höhe zu treiben. Ein kurzer Cylinder im Boden des Lastkolbens bildet den Pumpenstiefel für den Kolben c der Handpumpe. Wird c durch den Handhebel d nach oben gezogen, so öffnet sich das Saugeventil / infolge der kleinen Rohrverbindung, welche zwischen dem Raum unter dem Ventil f und dem tiefsten Theil des Pumpenstiefels besteht. Beim Niederdrücken des Pumpenhebels kann das in den Pumpenstiefel eingesaugte Wasser nur durch das Druckventil g unter dem Lastkolben entweichen und muss diesen heben.

Hierbei ist vorausgesetzt, dass der Hub der Druckpumpe durch die Stellschraube i, welche die tiefste Stellung des Pumpenhebels begrenzt, so weit beschränkt ist, dass weder der Kolben c das unmittelbar unter ihm liegende Druckventil g, noch die auf den Kolben aufgesetzte gusseiserne Muffe h das Saugeventil f durch direkten Anstoss aus den Sitzen verdrängen.

Schraubt man die Stellschraube i zurück und drückt den Pumpenhebel tiefer, so werden beide Ventile gleichzeitig einerseits durch den Pumpenkolben, andererseits durch die mit demselben fest verbundene gusseiserne Muffe aufgestossen und das Druckwasser kann in das Reservoir zurückströmen, d. h. die Last sinkt zurück. Die Anordnung gewährt also den Vortheil, dass Sauge- und Druckventil gleichzeitig als Rücklaufventile dienen und dadurch ein besonderes drittes Ventil erspart wird.

Die Begrenzung des Pumpenhebelausschlags durch die Stellschraube i ist für die Praxis von zweifelhaftem Werth. Der Arbeiter wird einfach die Mühe der Schraubenverstellung umgehen und den Hebelausschlag nach eigenem Ermessen reguliren, wobei dann die Gefahr vorliegt, dass eine unvorsichtige Plandhabung das unbeabsichtigte Zurücksinken der Last zur Folge hat. Dagegen schützt zwar auch die ältere Anordnung mit dem auf seinem Vierkant verschiebbaren Hebel und dem verschiedenen Knaggenanschlag nicht ganz, aber diese Anordnung handhabt sich schneller und einfacher und die Begrenzung der beiden gesonderten Hebelbewegungen ist eine bestimmtere, so dass sich eher der beabsichtigte Gebrauch seitens des Arbeiters erwarten lässt.

Es ist ferner noch darauf aufmerksam zu machen, dass in der vorliegenden Konstruktion der Pumpenhebel mit dem Pumpenkolben durch ein festes Gabelscharnier verbunden ist und demzufolge der Stützpunkt des Hebels durch einen geradlinig verschiebbaren Stein e gebildet werden muss.

Die Griffe kk bilden die Handhaben für den Transport des Hebebocks. Im unbenutzten Zustande hängen dieselben frei herunter, entsprechend der gezeichneten Stellung des rechten Griffs. Der linke Griff ist in der Lage dargestellt, welche die Griffe beim Tragen des Hebebocks einnehmen, wobei sich der Griff derartig mit einer Nase abstützt, dass er sich nicht über die Horizontale nach oben drehen kann.

Hebebock von Tangye.

Während sich bei der Adamson’schen Konstruktion der Lastkolben in dem feststehenden Treibcylinder bewegt, benutzt Tangye den Kolben des Treibcylinders als Fuss für den Hebebock, Taf. 36, Fig. 3,⁴) und

setzt den Cylinder umgekehrt darüber, so dass sich hier dieser auf und nieder bewegt. Hieraus ergiebt sich der Vortheil, dass man an dem beweglichen Treibcylinder zum Aufnehmen der Last sowohl eine Kopfklaue, wie eine seitlich vorspringende Fussklaue anbringen kann.

Der eigentliche Treibcylinder ist aus Schmiedeeisen hergestellt und auf diesen ein gusseiserner Kopf warm aufgezogen, sowie ausserdem durch eine Stellschraube festgehalten. Dieser Kopf bildet das Pumpenreservoir und nimmt die Pumpentheile selbst auf.

Die Druckpumpe ist in den Deckel des Treibcylinders eingeschraubt. Der Pumpenkolben d wird durch einen auf der Achse des Handhebels sitzenden Daumen e bewegt.

Zur vertikalen Führung des Kolbens dient einerseits der Pumpenstiefel , andererseits eine cylindrische Bohrung im Kopfgehäuse des Hebebocks.

Das Saugeventil g der Druckpumpe ist horizontal gelagert, das Druckventil vertikal unter dem Kolben d. Beide Ventile werden durch Federn in ihre Sitze gepresst und geschlossen gehalten, sofern sie nicht unter Einwirkung der Pumpenbewegung ihr Spiel vollziehen, oder durch eine weiter unten zu erörternde Vorkehrung für den Lastniedergang gleichzeitig gewaltsam geöffnet werden.

Befindet sich der Pumpenhebel f in der gezeichneten Stellung — Schnitt AB— auf dem Vierkant seiner Welle so weit wie möglich an das Kopfgehäuse des Hebebocks herangeschoben, so begrenzt der Knaggen i den Ausschlag. Hierdurch wird der Pumpenkolben verhindert, mit seiner Verlängerung k in die Ventilkammer einzutreten, und Sauge-und Druckventil können ungehindert funktioniren. Die Druckpumpe presst alsdann das Wasser aus dem Reservoir in den Treibcylinder über den Stützkolben und hebt den Cylinder mit den Lastklauen. Um eine willkürliche Drehung des aufsteigenden Presscylinders b um den Kolben a zu hindern, sind beide durch Feder und Nuth mit einander verbunden; die Länge der Nuth bildet gleichzeitig eine sichere Hubbegrenzung und damit Schutz gegen unvorsichtiges Abtreiben des Lastcylinders.

Um die Last zu senken, zieht man den Pumpenhebel f auf seinem Vierkant zurück, dass nicht mehr der Knaggen i sondern / den Ausschlag begrenzt.

Hierdurch wird es möglich den Hebel so weit nieder zu drücken, dass der Kolben d mit seiner unteren Verlängerung k nunmehr in die Ventilkammer eintritt. Die Führungsstange des Säugventils g ist ringförmig erweitert und gestattet dem Kolben freien Durchtritt bis auf das Ventil h. Letzteres wird aufgestossen, gleichzeitig schiebt aber auch die Nase m des Pumpenkolbens die ringförmige Erweiterung n der Ventilführungsstange zur Seite und öffnet dadurch das Saugeventil. So wird die freie Verbindung zwischen Presscylinder und Reservoir hergestellt und die Last sinkt selbstthätig schneller oder langsamer, je nachdem der Arbeiter die Durchflussventile mehr oder weniger öffnet.

Um etwaige Verunreinigungen der Reservoirflüssigkeit von den Ventilen fern zu halten, ist vor das Säugventil ein Schutzsieb gelegt.

Die Füllöffnung des Reservoirs ist durch eine Schraube verschlossen.

Reservoir

Der Vortheil, sowohl Heben, wie Senken der Last durch den Pumpenhebel vermitteln zu können, wird andererseits mit dem Nachtheil erkauft, dass dieser Hebel lose auf seinem Vierkant angeordnet sein muss und dass, wie bereits bei der Besprechung der Adamson’sehen Konstruktion erwähnt, zufällige oder nachlässige Verschiebungen ein unbeabsichtigtes Umkehren der Lastbewegung hervorrufen können. Man hat daher schliesslich wieder davon Abstand genommen, den Pumpenhebel auch als Steuerungshebel für die Lastsenkung auszunutzen, und zieht es vor, zwischen dem Reservoir und dem Treibcylinder eine direkte Verbindung durch eine besondere Bohrung, Fig. 244, herzustellen, welche durch ein selbstständiges Rücklaufventil geschlossen und geöffnet werden kann. Dieses Ventil bildet, wie ersichtlich, die kegelförmige Spitze einer von aussen durch einen losen Handgriff verstellbaren Schraubenspindel.

WL

Ups

Treib= cylinder |p

Fig. 244.

Wählt man diese Anordnung, so fallt die Verschiebbarkeit des Pumpenhebels und die veränderliche Ausschlagweite desselben für Lastheben und Senken fort. Der Hebel wird alsdann über-

haupt nur während des Lasthebens in Thätigkeit gesetzt und bleibt sich selbst überlassen, wenn der Arbeiter zur Senkung der Last mittelst des besondern Handgriffs das

Rücklaufventil aufdreht.

Schliesslich ist noch zu erwähnen, dass man neuerdings meist die früher in Schmiedeeisen ausgeführten Treibcylinder aus Gussstahl herstellt.

Die nachstehende Tabelle giebt eine Zusammenstellung der äusseren Abmessungen und Gewichte hydraulischer Hebeböcke von Tangye für verschiedene Lastgrössen nach den Angaben der Fabrik, wobei indessen zu bemerken sein dürfte, dass die Leistungsfähigkeit der Hebezeuge sich schwerlich dauernd auf die geprüfte Tragfähigkeit ausnutzen lässt.

geprüft auf

Hohe bei gesenktem Kolben

Hub

Hewicbt

Kilogramm

mm

m mm

Kilogramm

3000

4000

6000

8000

480

58S

610

660

GO

250

250

275

16

26

31

34

10000

685

300

39

12000

685

300

43

15000

20000

710

300

47

710

300

59

30000

40000

50000

60000

730

730

730

730

300

275

275

250

78

93

119

164

Hydraulische Schlittenwinde.

Die hydraulischen Hebeböcke lassen sich ebenso wie die Schraubenwinden als Schlitten winden ausführen, falls eine möglichst bequeme Seitenbewegung für den Hebebock gefordert wird. Man montirt den Fuss der hydraulischen Winde alsdann verschiebbar auf einer gussstählernen rechteckigen Grundplatte, Fig. 245, und vermittelt die Seitenbewegung durch eine horizontale Schraube, welche in der Grundplatte gelagert, durch eine Handknarre rechts- und linksläufig bewegt werden kann. Die hierdurch erzeugte Verschiebung der Schraubenmutter überträgt sich auf den Hebebock, mit dem die Mutter fest verbunden ist.

ns

Mm

Fig. 245.

Wirkungsgrad hydraulischer Hebeböcke.

Bezeichnet P den Druck, welcher auf den Plungerkolben der Druckpumpe wirkt,

f den Querschnitt des Pumpenkolbens, d den Durchmesser desselben,

F den Querschnitt des Lastkolbens,

D den Durchmesser desselben,

Q die Nutzlast,

so erhalten wir zunächst für den ideellen Pumpenkolbendruck P₀ die Beziehungsgleichung

Ijl - JL - Al

F D²

Das ideelle Umsetzungsverhältniss zwischen Kraft und Last ist gleich der zweiten Potenz des Verhältnisses der Kolbendurchmesser und gestattet demnach mit Leichtigkeit die Erzielung sehr starker Umsetzungen.

Ist d, wie bei den Hebeböcken meist = tv 20 mm und wählt man für D go mm, so ergiebt sich

Q ^20

Sieht man von den geringfügigen Reibungswiderständen ab, welche die Flüssigkeit beim Passiren der Ventile erleidet, so bleibt nur der Widerstand der Ledermanschettendichtungen des Lastkolbens und des Pumpenkolbens zu berücksichtigen.

Bezeichnet B die Höhe der Manschettenanlage am Lastkolben,

„ Pumpenkolben, i», den Koefficienten der Lederreibung an den Kolben, p den Druck der Flüssigkeit pro Flächeneinheit,

so würde sich nach den allgemeinen Gesetzen über Reibung der Widerstand der Liderung des Lastkolbens bestimmen durch

[ipDnB

und ebenso folgt für den Widerstand der Druckpumpenliderung

[ip dn b.

Wir erhalten demgemäss für den erforderlichen effektiven Druck auf den Pumpenkolben und andererseits für die hierdurch zu hebende Nutzlast

mithin

335.

(7+p 4)

Schliesslich ergiebt sich als Nutzeffekt der hydraulischen Presse

,, = & -A_Le.

• P

In der Praxis findet man b und B zwischen 12 und 20 mm; nur bei sehr starken Kolben wird B auf 30 bis 40 mm erhöht.

Der Werth von [i ist je nach der Beschaffenheit des Leders ausserordentlich verschieden; es sind Schwankungen beobachtet zwischen dem untersten Grenzwerth [j, = 0,09 und ^ = 0,2.*) Die Reibung vermindert sich, wenn das Leder sorgfältig eingefettet erhalten wird und die Kolben dauernd laufen.

Ganz von den vorstehend entwickelten Resultaten weichen die Ergebnisse der Versuche von Hick ab, die an sich mit grosser Sorgfalt durchgeführt zu sein scheinen, aber nicht .durch Versuche von anderer Seite kontrollirt sind und hinsichtlich der Resultate Bedenken erregen, da dieselben den Folgerungen widersprechen, welche man aus sonst ganz allgemein üblichen Vorstellungen, wie die vorstehenden, zu ziehen veranlasst ist.**)

Nach Hick soll die Reibung der Plungerkolben in der Ledermanschettenliderung annähernd proportional dem Wasserdruck auf den Kolben und umgekehrt proportional zum Kolbendurchmesser sein, d. h.

a ~d

337,

falls R die Manschettenreibung, P den Kolbendruck, d den Kolben durch-messer und a die Proportionalitätskonstante bezeichnen.

Nach den Hick’schen Versuchen schwankt «, je nach der Beschaffenheit des Leders zwischen 1 und 2,48, wenn d in Millimetern gemessen ist.

Hiernach wäre also sonderbarer Weise die Manschettenreibung vollständig unabhängig von der Manschettenhöhe, welche sich an den Kolben anschmiegt. ⁵)

Legt man die Hick’schen Angaben den theoretischen Berechnungen der hydraulischen Presse zu Grunde, so ergiebt sich, unter Benutzung der

*) Jenny, Festigkeitsversuche und die dabei verwendeten Maschinen und Apparate etc. Wien 1878, S. 25.

**) Engineer 1. Juni 1866 und Verhandlungen des Vereins zur Beförderung des Gewerbe-fleisses, 1866, S. 159.

33

früheren Bezeichnungen für den erforderlichen effektiven Druck auf den Pumpenkolben

p 77    , p n d

--b « c—

4    4

und für die hierdurch zu hebende Nutzbelastung des Treibkolbens

Q _ pjt_D^

4

mithin

MO

aj a

b| »

338.

mithin der Wirkungsgrad der hydraulischen Presse

339.

Hier ist, den obigen Angaben entsprechend, a = 1 bis 2,48, wenn D und d in mm gegeben sind.

Die Unentschiedenheit, ob die Hick’schen Versuche thatsächlich zuverlässiger sind, als die älteren Anschauungen, sowie die Unbestimmtheit der Koefficientenwerthe von und «, stellen den Werth der Formeln 336 und 339 für genauere Rechnungen in Frage, und man begnügt sich daher in der Praxis vielfach mit ungefähren Schätzungen. Zu beachten ist ferner, dass bei den meisten Hebeböcken speciell der Kolben der Druckpumpe nur durch einen einfachen Lederring und nicht durch eine Lederstulpe gedichtet wird, so dass sich die Bestimmung dieser Kolbenreibung ganz der Rechnung entzieht.

Schliesslich ist zu berücksichtigen, dass der Effekt der Druckpumpe durch die Wasserverluste herabgezogen wird, welche beim jedesmaligen Hubwechsel durch die Verzögerung der Ventilbewegungen eintreten. Auch hierfür liefert die theoretische Rechnung nur Resultate, die nicht viel mehr Genauigkeit besitzen, als die Durchschnittswerthe reiner Erfahrungsannahmen.

Versuche mit ausgeführten hydraulischen Hebeböcken ergeben den Gesammtnutzeffekt derselben zu etwa 0,7 bis 0,75.

Ist für einen hydraulischen Hebebock

L die ganze Pumpenhebellänge,

l der Druckarm des Pumpenhebels, welcher auf den Kolben wirkt,

ferner K der Hebeldruck des Arbeiters am Griff, so ergiebt sich mit den bereits eingeführten Bezeichnungen

bl a.

ojj s-

I

340.

Wählt man für eine Ausführung, welche einer Nutzlast von 20000 kg genügen soll, L = 1000 mm, / = 40 mm, nimmt vj = 0,75 an und setzt als Hebeldruck K = 50 kg voraus, so folgt

_ K.L.r] __ 50.1000.0,75 _ 3 D* ~ ~

40.20000

64'

Für den Durchmesser d des Druckpumpenkolbens = 19 mm, ergiebt ' sich der Durchmesser des Lastkolbens

D= 19 ]/-y = 87,7,

D — (v 90 mm.

Hydraulische Zugwinde von A. Schimmel in Leipzig.

Die hydraulische Presse lässt sich auch als Zugwinde anwenden, und veranschaulicht Figur 246 eine derartige Konstruktion, welche hauptsächlich in Maschinenwerkstätten Verwendung findet, um schwere Arbeitsstücke auf Werkzeugmaschinen zu heben und von denselben abzusetzen.

< GO >

io

10 5»

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11

il

§in

ïi

Die Winde wird an der Decke des Arbeitsraumes an einem Haken aufgehängt, welcher auf dem oberen Ende der hohlen Kolbenstange 5 des Lastkolbens L durch Schraubengewinde befestigt ist. Bei dieser Art der Aufhängung bleibt ähnlich, wie bei der zuletzt besprochenen Fussklauenwinde von Tan-gye, der Lastkolben selbst während der Lastbewegung in unveränderter Höhenlage in Ruhe, während sich der Treib-cylinder über den Kolben in die Höhe schiebt, und beim Lastsenken abwärts gleitet. Der aus Messing hergestellte Treibcylinder ist am unteren Ende durch Verschraubung mit dem Pumpenreservoir verbunden, welches auf diese Weise die 7 direkte Verlängerung des Cylinders bildet L und die eigentliche Druckpumpe in sich G aufnimmt. Alle Pumpentheile sind, mit Ausnahme des schmiedeeisernen Handhebels H und des Druckdaumens D, welcher den kleinen Kolben K auf- und niederschiebt, aus Rothguss hergestellt.

Fig. 246. ’

I : 10.

Im Boden des Pumpenreservoirs sitzt ein schmiedeeiserner Pfropfen mit Gewinde als Befestigungspunkt für den Lasthaken. Die Kopfplatte des Reservoirs nimmt den nach unten hängenden Pumpenstiefel auf und ist im übrigen ausserhalb der Mitte vertikal durchbohrt, um durch die Kanäle B eine freie Verbindung zwischen dem eigentlichen Reservoir und dem unteren Theil des Treib cylinders herzustellen, so dass

auch dieser Raum noch mit als Reservoir dient, wenn die Zugwinde in die tieferen Stellungen gelangt.

Das Säugventil V₂ liegt oben auf dem hohlen Kolben K der Druckpumpe. Senkrecht darüber ist das Druckventil Vl in den Pumpenstiefel eingesetzt.

Das Druckwasser steigt, nachdem es das Ventil Vx passirt hat, durch das Kupferrohr R in die Höhe, gelangt von diesem zunächst in die hohle Kolbenstange .S und von dort durch die radialen Bohrungen O in den Treibcylinder oberhalb des Kolbens L. Da der Kolben fest aufgehängt ist, kann sich nur der Treibcylinder selbst mit der angehängten Lafet in die Höhe pressen.

Selbstverständlich müssen alle beweglichen Theile genau schliessend abgedichtet sein. Die Dichtungen für das Druckrohr R und den Treibcylinder am Kolben L liegen im Kolbenkörper, ausserdem befindet sich noch eine Ledermanschette im Kopf des Treibcylinders, um den Austritt der hohlen Kolbenstange S' wasserdicht abzuschliessen.

Zum Senken der Last ist das Rücklaufventil A mittelst des Handgriffs G zu öffnen. Alsdann strömt das Druckwasser aus dem Treibcylinder und dem Rohr R oberhalb des Ventils Vv durch die freie Öffnung des Rücklaufventils direkt in die Reservoirräume zurück.

Damit die Winde auch in beliebig geneigter und horizontaler Lage zum Fortziehen von Lasten benutzt werden kann, müssen die Ventile, um in diesen an sich ungünstigen Stellungen ein sicheres Funktioniren zu erzielen, durch Spiralfedern in ihre Sitze eingepresst werden.

Derartige Zugwinden werden für 4000 bis 10000 kg Tragfähigkeit bei 0,6 bis 1 m Hubhöhe ausgeführt.

Bei der Berechnung der Tragfähigkeit der Zugwinden ist zu berücksichtigen, dass der nutzbare Querschnitt des Treibcylinders durch die hohle Kolbenstange S' vermindert wird, und demnach nur ein Ringquerschnitt als wirksame Druckfläche vorhanden ist.

Schlussbetrachtungen über hydraulische Hebeböcke.

Vergleicht man die hydraulischen Hebeböcke und Zugwinden mit den Räder- und Schraubenwerken, welche als Wagen- und Zugwinden in der Praxis ausgeführt und angewandt werden, so spricht der höhere Nutzeffekt und der geringere Verschleiss zu Gunsten der hydraulischen Hebezeuge, und speciell den Räderwinden gegenüber tritt noch der Vortheil der selbstthätigen Lasthemmung in den Vordergrund.

der unbedingten Zuverlässigkeit der

von

Andererseits verlangen die hydraulischen Winden aber eine sehr sorgfältige Ausführung, da Kolbendichtungen und der Ventilschlüsse die Brauchbarkeit der Maschinen abhängt.

Die Anschaffungskosten der hydraulischen Winden sind wesentlich grösser, als die der Räder- und Schraubenwinden, und der höhere Preis

rentirt sich nur bei vorzüglicher Arbeitsausführung durch den günstigeren Nutzeffekt und die selteneren Reparaturkosten.

Ganz besondere Aufmerksamkeit ist ferner der Füllung zuzuwenden. Die geringsten Verunreinigungen der Druckflüssigkeit können leicht das dichte Abschliessen der Ventile hindern und rufen alsdann unerwartete Störungen hervor, die sich nur unbequem beseitigen lassen, da die inneren Theile schwer zugänglich sind. Derartige Störungen können auch durch Brüche der Spiralfedern eintreten, welche andererseits für das richtige Funktioniren der Ventile unentbehrlich erscheinen.

Als Ubelstand der hydraulischen Hebeböcke und Zugwinden macht sich ferner die langsame Wirkungsweise infolge der intermittirenden Pressung der einfach wirkenden Pumpen bemerkbar.

In England haben die hydraulischen Handwinden eine weite Verbreitung gefunden, in Deutschland verschaffen sich diese Hebezeuge langsamer Eingang, doch sind sie auch hier von einzelnen Eisenbahnverwaltungen in ausgedehnterWeise eingeführt, so z. B. von der Bergisch-Märkischen Eisenbahn, von den Sächsischen Staatsbahnen, den Hessischen Bahnen etc. Für Eisenbahnzwecke werden meist Winden von 15000 kg Tragfähigkeit gebraucht.

Bei Bauten und Montagen, vorzüglich zum Versetzen schwerer Träger etc., finden hydraulische Winden eine sehr geeignete Verwendung. Bemerkenswerth ist in dieser Beziehung die Hebung der Britannia-Brücke im Jahre 184g und 1850,⁶) die Hebung und Drehung des Kriegerdenkmals auf dem Kreuzberg bei Berlin im Jahre 187g⁷) und die Aufrichtung des unter dem Namen der Nadel der Cleopatra bekannten Obelisken in London im selben Jahre.

Bei der Hebung der Britannia-Brücke wurde der hydraulische Druck in einzelnen Pressen bis auf 573 Atmosphären gesteigert.

b. Hydraulische Fahrkrahne.

Fahrbarer hydraulischer Kr ahn von W. Ritter in Altona.

Der Ritter’sche Krahn bietet ein Beispiel für die Anwendung des • hydraulischen Princips auf Krahne mit Handbetrieb.⁸)

Fig. 4 u. 5, Taf. 36, geben Totalansichten des Krahns von der Seite und von hinten.

Fig. i, Taf. 37, stellt den Treibcylinder und die Druckpumpe im vertikalen Durchschnitt dar, Fig. 2, Taf. 37, giebt einen zweiten Vertikalschnitt durch die Pumpe, Senkrecht zum ersten, Fig. 3 einen Horizontal-

schnitt durch den Ventilkasten mit dem Steuerungsapparat, und eine Ansicht des Wasserreservoirs und der Pumpe von oben. Fig. 4 bis 8 liefern weitere Details des Krahngerüstes.

Der Treibcylinder A bildet gleichzeitig die feste Rrahnsäule in der Mitte des Krahnwagens. Der Treibkolben B dieses Cylinders wird durch die Handdruckpumpe C in Thätigkeit gesetzt, welche sammt dem Wasserreservoir D im Wagengestell untergebracht ist und so niedrig liegt, dass die Krahnarbeiter während des Pumpens neben dem Krahn, nicht auf demselben stehen.

Die Treibkolbenbewegung gelangt auf einen umgekehrten 6 rolligen Faktorenflaschenzug zur Einwirkung; durch diesen Hubmultiplikator wird im Vergleich zum Kolbenwege eine sechsfach so grosse Lasterhebung erzielt. Die drei losen Rollen sind im Querhaupt des Treibkolbens gelagert, Fig. 4 u. 5, Taf. 37, die zugehörigen festen Rollen liegen im unteren Theil des drehbaren Krahnobergestells, Fig. 6, Taf. 37.

Sämmtliche Rollen sind so angeordnet, dass die zwischen ihnen auf- und niedersteigenden Kettenstrecken den Treibcylinder als Kanten eines regelmässigen sechsseitigen Prismas umgeben.

Nachdem die Kette, welche mit einem Ende selbstverständlich fest an das Gestell angeschlossen ist, alle Rollen des Flaschenzuges passirt hat, läuft dieselbe von der letzten festen Rolle über kleinere Leitrollen auf dem Rücken des Auslegers zur Kopfrolle des letzteren und geht von dort in die vertikale Hubrichtung über.

Das Querhaupt des Treibkolbens wird zwischen zwei vertikalen Stangen /, Fig. 4 u. 5, Taf. 36 u. 37, geführt, welche von der Kopfplatte des beweglichen Krahnobergestells ausgehend und in dieser befestigt, in einer gemeinsamen Querverbindung F endigen. Letztere ist einerseits mit den Hauptzugstangen des Krahnauslegers, und indirekt wieder mit dem drehbaren Krahngestell verstrebt, andererseits trägt dieselbe die beiden festen Rollen eines zweiten Flaschenzuges, an welchem das zur Abbalan-cirung des Treibkolbens dienende Gegengewicht G aufgehängt ist.

Um das Gegengewicht G gleichzeitig zur theil weisen Abbalancirung des belasteten Auslegers für die Kippsicherheit des Krahnwagens nutzbar zu machen, ist dasselbe in einem drehbaren Arm gelagert, dessen Länge den Abstand des Gegengewichts von der Mittelachse des Krahns bestimmt. Der Drehpunkt des Gegengewichtsarmes liegt im unteren Theil der Krahnschilde, dem Auslegerfuss gerade gegenüber.

Durch eine Kette mit verstellbarem Schraubenanschluss K wird der Gegengewichtsarm gehindert, über eine bestimmte Lage hinabzusinken, kann sich nach oben aber frei bewegen und überhaupt so weit ungehindert auf- und niedersteigen, wie die Verbindung zwischen dem Gegengewicht und dem Treibkolben durch den eingeschalteten Flaschenzug bedingt.

Die Einschaltung des Flaschenzuges an dieser Stelle gewährt den doppelten Vortheil, dass einmal das Gegengewicht sich nur um einen Bruchtheil des Kolbenhubes hebt und senkt — der horizontale Lastarm desselben also während der Kolbenbewegung verhältnissmässig wenig verändert wird — sodann, dass zweitens das Gegengewicht selbst im Verhältniss der Flaschenzug-Übersetzung grösser gewählt werden kann

und muss, als das einfache Gewicht des Treibkolbens. Hierdurch äussert das Gegengewicht für den Treibkolben gleichzeitig den gewünschten Einfluss auf eine ausreichende Erhöhung der Stabilität des Krahnwagens.

Das Gegengewicht ist so gross gewählt, dass es ausser dem Treibkolben auch noch das Gewicht des Querhauptes E samtnt den darin gelagerten Kettenrollen, sowie schliesslich das Gewicht der herabhängenden Lastkettentrümer abbalancirt, ohne jedoch ein selbstthätiges Aufsteigen des unbelasteten Treibkolbens zu bewirken.

Das drehbare Krahnobergestell mit dem Ausleger und allen Maschinentheilen, welche an die Krahnschilde angeschlossen sind, ist in einer konischen Ringnuth des Krahnsäulenkopfes durch vier entsprechend konische Tragrollen, Fig. 5, Taf. 36, u. Fig. 1, Taf. 37, aufgehängt. Der Horizontaldruck des Auslegerfusses und des Gegengewichtsarmes wird in üblicher Weise durch Rollenlager mit cylindrischen Friktionsrollen aufgenommen. Um ein Klemmen der konischen Tragrollen zu verhüten, sind doppelte horizontale Rollenlager vorhanden, eins für den Kopf der Krahnschilde, Fig. 7 u. 8, Taf. 37, ein zweites für den Fuss, Fig. 6, Taf. 37.

Das Querhaupt des Treibkolbens wird durch die Führungsstangen 1 gezwungen, der Drehbewegung des Krahnobergestells zu folgen, damit beim Schwenken des Krahns die Ebenen der losen und festen Rollen

des Flaschenzuges für die Lastkette ihre Lage zu einander nicht verändern. Um die Drehbewegung nicht auf den Treibkolben selbst zu übertragen und hierbei die Reibungswiderstände der Kolbenliderung zu vermeiden, ist das Querhaupt E nicht fest mit dem Treibkolben verbunden, sondern auf einem Stützzapfen Fig. 1 u. 5, Taf. 37, drehbar. Da nun aber infolge dieser Anordnung bei leerer Lastkette die Gegengewichtswirkung das Querhaupt von dem Treibkolben abzuziehen sucht, müssen besondere Hakenschrauben in dasselbe eingesetzt werden, deren Hakenköpfe unter den Kopfbund des Treibkolbens fassen und eine Trennung beider Theile verhindern.

Die Handdruckpumpe C — Fig.

und 2, Taf. 37, im Detail gezeichnet — ist für verschiedene Arbeitsleistungen mit einem Doppelkolben konstruirt, der aus einem schmiedeeisernen^ Kern und einer gusseisernen Hülse besteht. Eine lösbare Kuppelung gestattet sowohl mit dem Mittelkolben von 26 mm Durchmesser allein, als auch in Gemeinschaft mit diesem mit der äusseren Umhüllung von 52 mm Durchmesser zu arbeiten. Zum Heben grösserer Lasten setzt man den kleineren Kolben in Thätig-keit, um einen stärkeren hydraulischen Druck pro Flächeneinheit erzeugen zu können, für kleinere Lasten gestattet der grössere Druckkolben, bei an sich geringerer Druckwirkung eine schnellere Füllung des Treibcylin-ders und dementsprechend eine schnellere Lasthebung.

Die Kuppelung des Doppelkolbens wird durch korrespondirende Viertelkreissektoren vermittelt, welche einerseits dem äusseren Mantel der Kuppelung, andererseits dem Kolben und dem Pumpenstiefel angehören, und je nach der Stellung der durch einen Handgriff k drehbaren Kuppelungshülse, einander überdecken, oder frei an einander Vorbeigehen.

In der gezeichneten Stellung ist der Doppelkolben dadurch gekuppelt, dass sich die Sektorenvorsprünge der Kuppelungshülse und des

Kolbenkopfes in der Weise überdecken, wie dies aus den für diese Stellung- gesondert gezeichneten Schnitten ab und cd hervorgeht.

Da der äussere Kolben immer mit der Kuppelungsmuffe verbunden bleibt, so bilden Kolbenkern und Hülse einen gemeinsamen Kolben. Bei dieser Stellung liegt der unterste Theil der Kuppelungsmuffe so über dem Flansch des Pumpenstiefels, wie die unter einander gezeichneten Schnitte ef und gh erkennen lassen, dass beim Senken des Kolbens die Kuppelungsmuffe sich frei bis über den Flansch fortschieben kann.

Dreht man nun aber, den Kolben in der tiefsten Stellung vorausgesetzt, die Kuppelung durch den Handgriff k um einen Viertelkreis, so decken sich die. Sektorenvorsprünge im unteren Theile der Muffe mit denen des Pumpenflansches und klammern die Kolbenhülse mit dem Pumpenstiefel zusammen, während sich gleichzeitig die oberen Kuppelungsklauen derart gegeneinander einstellen , dass sich der Kolbenkopf frei aus der Muffe ausheben lässt.

Bei dieser Kuppelungsstellung wird demnach der Kernkolben allein frei beweglich und arbeitet nunmehr in der Kolbenhülse, die, in den Hauptpumpenstiefel hinabgesenkt, mit diesem ein Ganzes bildet.

Die Wirkung der Druckpumpe lässt sich ausser durch Veränderung des Kolbenquerschnitts auch noch durch Verlegung des Drehpunktes für den Pumpenhebel vergrössern oder verkleinern. Zu diesem Zweck ist der Hebelbolzen l auszuwechseln und in das in der Zeichnung angegebene zweite Lochpaar einzusetzen.

Auch die Verbindung des Pumpenhebels mit dem Kolben durch eine kurze Lenkschiene ist aus der Zeichnung ersichtlich.

Die Pumpe saugt durch das Rohr m und drückt durch das Rohr n. Beide Rohre stehen in direkter Verbindung mit dem Ventilkasten H, Fig. 3, Taf. 37, in welchen ausserdem ein Rohr o vom Treibcylinder und ein viertes Rohr p vom Wasserreservoir D einmünden. Die Umstellung der Ventile, von denen immer je zwei diametral gegenüberliegende in ihre zugehörigen Sitze gepresst, d. h. geschlossen werden, wenn die beiden andern geöffnet sind, erfolgt durch eine gemeinsame Hebelverbindung vermittelst der Steuerungstange s. Je nach der Ventilstellung steht entweder das Saugerohr nt der Druckpumpe durch p mit dem Wasserreservoir, und gleichzeitig das Druckrohr n durch o mit dem Treibcylinder in Verbindung, oder es kann auch, wie bei der entgegengesetzten Stellung in der Zeichnung, das Saugerohr m durch o mit dem Treibcylinder und das Druckrohr n durch p mit dem Reservoir verbunden werden.

Man kann demnach mit der Pumpe sowohl Wasser aus dem Reservoir in den Treibcylinder pressen, als auch umgekehrt aus dem Treibcylinder in das Reservoir. Ersteres geschieht, um die Last zu heben, letzteres wird, wie weiter unten noch näher zu erörtern, erforderlich, wenn die gesenkte Last von der Kette abgenommen werden soll.

Die Krahndrehung zum Aufnehmen und Absetzen der Lasten in verschiedenen Punkten geschieht ohne besonderes Triebwerk, und lässt sich entweder durch schiefen Zug an der Lastkette selbst oder durch einen Seitendruck gegen den Gegengewichtsarm genügend leicht und bequem bewirken.

Um aufgehobene Lasten zu senken, ist der Steuerungshebel in die mittlere Stellung zu bringen, so dass alle Ventile gleichzeitig geöffnet sind. Das vom belasteten Treibkolben aus dem Treibcylinder verdrängte Wasser findet, da die Rohre n und m gegeneinander durch die Pumpe selbst abgeschlossen sind, nur durch das Rohr p einen Abfluss und wird beim Sinken der Last demnach in das Reservoir D zurück

gedrückt.

Bei beschränkter Ventilverstellung kann man den Lastniedergang bis auf die geringste Geschwindigkeit verzögern und denselben, wie bei allen hydraulischen Maschinen, sehr wirksam und sicher bremsen.

Um einen Theil der von der niedersinkenden Last verrichteten

Arbeit aufzuspeichern und für die nächste Lasthebung nutzbar zu machen, ist das Reservoir D fest geschlossen und in demselben über dem Wasser ein bestimmtes Luftvolumen abgesperrt. Dieses Luftvolumen wird durch das von der niedergehenden Last in das Reservoir zurückgedrängte Wasser zusammengepresst und erreicht eine derartige Spannung, dass der Rückdruck auf das Wasser den unbelasteten Treibkolben selbstthätig in die Höhe presst. Hierdurch wird entweder die leere Lastkette aufgeholt, ohne dass die Pumpe in Bewegung gesetzt zu werden braucht, oder die aufgespeicherte Arbeit verrichtet, falls die nächste Lasthebung von der tiefsten Stellung aus erfolgt, einen Theil der erforderlichen neuen Nutzarbeit.

Diese sinnreiche, Zeit und Arbeit ersparende Anordnung bewirkt aber andererseits, dass die Kette nach beendeter Lastsenkung auch noch gespannt bleibt, wenn die Last bereits aufruht, so dass letztere nicht ohne weiteres abgenommen werden kann.

Um das Absetzen der Last zu ermöglichen, muss die Ventilsteuerung so eingestellt werden, dass die Druckpumpe aus dem Treibcylinder saugt und in das Reservoir presst. Wenige Pumpenschläge genügen, um durch diese Wirkung die Lastkette schlaff zu machen und die Last alsdann abnehmen zu können.

Wasserverluste infolge gelegentlicher Undichtigkeiten der Stopfbuchsen u. s. f. müssen durch Nachfüllen des Reservoirs ergänzt werden, welches zu diesem Zweck mit einer lösbaren Verschlussschraube versehen ist. Hierbei bleibt das Luftvolumen im Reservoir unverändert, da dasselbe zur Verhinderung einer allmählichen Absorption durch das stark gepresste Wasser in besondere Gummiballons eingeschlossen ist. Zur Verhinderung einer Uberfüllung des Reservoirs mit Wasser, ist auf das Rohr p ein Sicherheitsventil gesetzt, aus welchem das überschüssige Wasser ausspritzt, sobald die Luft bei der tiefsten Kolbenstellung und der grössten Krahnbelastung unter das normale Volumen zusammengepresst wird. Ein zweites Sicherheitsventil an der Druckpumpe selbst verhindert jede Überlastung des Krahns.

Hinsichtlich der Krahnwagenkonstruktion ist zu bemerken, dass dieselbe darauf berechnet ist, den Krahn ohne Vermittelung einer Drehscheibe von einem Schienenstrang auf einen dazu senkrecht laufenden bringen zu können. Zu diesem Zweck ist der Krahnwagen, wie die Fi-

guren 4 und 5 auf Taf. 36 zeigen, mit doppelten Laufrädergruppen — eine für jede Schienenrichtung — ausgestattet. Die Achsen der einen Laufrädergruppe können durch Keile /z, Fig. 4, welche auf die Achslager wirken, gehoben und gesenkt werden. Je zwei hinter einander liegende Keile sind durch eine Zugstange verbunden und werden mittelst Schraubenspindeln verstellt. Durch diese Vorrichtung kann man den ganzen Krahnwagen derart heben oder senken, dass derselbe von der einen oder der anderen Laufrädergruppe getragen wird, während die nicht benutzten Laufräder frei über den Schienen schweben.

Das Schienengeleise der tragenden Laufräder bestimmt die Fahrrichtung des Krahnwagens.

Der Krahn ist für 30 Ctr. Nutzlast und 11,3m Hub konstruirt, seine Ausladung von der Krahnmitte aus beträgt 6,27 m.

Für das hydraulische Triebwerk ist den bei den einfachen Hebeböcken gefundenen Ergebnissen entsprechend auf einen Nutzeffekt

Vi = °>75

zu rechnen. Den Wirkungsgrad des als Hubmultiplikator eingeschalteten 6 rolligen Flaschenzuges kann man, da die Flaschenzugwiderstände beim Vor- und Rückwärtsarbeiten nur unwesentlich verschieden sind, mit genügender Genauigkeit aus der Tabelle für die Nutzeffekte der gewöhnlichen Faktorenflaschenzüge Seite 41 entnehmen. Da die Lastkette, nachdem sie die Flaschenzugrollen passirt hat, noch über die Leitrolle im Auslegerkopf geführt ist, erscheint der Werth für einen 7 rolligen Zug am zutreffendsten, und ergiebt sich demgemäss der Wirkungsgrad des eingeschalteten Flubmultiplikators

% = 0,845

und schliesslich der Nutzeffekt des ganzen Krahns

rj = 0,75.0,845 = 0,61.

Arbeitet man beim Heben der Maximallast von 30 Ctr. = 1500 kg mit dem kleinen Druckkolben von 20 mm Durchmesser, so bestimmt sich, dem Treibkolbendurchmesser von 120 mm entsprechend und für das Ver-hältniss der Druckarme des Pumpenhebels 1 : 7, der erforderliche Hebeldruck K am Schwengelgriff

=    59 kg,

120*    7

„ _ X 5OO . 6    20²

^ ~    0,6T

denn die Einschaltung des 6 fachen Hubmultiplikators versechsfacht natur-gemäss andererseits den Widerstand des Treibkolbens, und die gesammten

Effektverluste erhöhen den Nutz widerstand Q auf —.

>1

Der Wirkungsgrad des Ritter’schen Krahnes ist nach den vorstehenden Erörterungen ungünstiger als der gewöhnlicher Krahne mit Räderwerk, deren durchschnittliches Güteverhältniss 0,75 bis 0,80 beträgt.

Der Gewinn, welchen andererseits die Ritter’sche Konstruktion bietet, dass ein Theil der zum Lastheben aufgewendeten Arbeit beim Senken der Last wiedergewonnen und zur Nutzbarmachung für den nächsten Lasthub aufgespeichert wird, kann allerdings zum Theil auch den ungünstigen Nutzeffekt wieder etwas ausgleichen, aber dieser Vortheil gelangt nur zur Geltung, wenn die Lasten überhaupt weiter zu heben sind, als bis zu der Höhe, in welcher sie schliesslich abgenommen werden. Dies ist bei Quai-krahnen nur ausnahmsweise der Fall.

Konnte man früher dem Ritter’schen Krahn noch den besonderen Vorzug nachrühmen, dass die Vermeidung von Räderwerken die Gefahr der Zahnbrüche gänzlich beseitige, und dass hydraulische Lastbremsen sicherer wirken, als Bandbremsen, so sind gerade in dieser Beziehung, wie wir in früheren Abschnitten erörtert haben, in neuerer Zeit so wesentlich verbesserte Rotationsbremsen eingeführt, dass auch bei Winden mit Räderwerk eine vollkommene Zuverlässigkeit bezüglich der Lastsenkung erzielt wird, und die Gefahren beseitigt sind, welche bei älteren Konstruktionen aus einer fahrlässigen Bedienung der Bremsen für die Sicherheit der ganzen Maschine hervorgehen.

Auch der Vortheil, dass die Gesammtanordnung des Ritter’schen Krahns ein bequemes Senken der Last bereits während der Krahn-schwenkung zulässt, geht dadurch verloren, dass andererseits das Lastheben durch die intermittirende Pressung der einfach wirkenden Pumpe zeitraubend wird.

Diese Erwägungen erklären es zur Genüge, dass die hydraulischen Krahne mit Handbetrieb in der Praxis keine ausgedehntere Verbreitung gefunden haben, trotzdem die Ritter’sche Ausführung bereits aus dem Jahre i860 stammt und sowohl durch litterarische Publikationen, wie durch ihre Benutzung auf den Hamburger Quais in weiten Kreisen bekannt geworden ist.

Manschettenstopfbüchsen.

Im Anschluss an die vorstehende Konstruktionsbeschreibung sind noch zwei Details gesondert zu besprechen, welche sich häufig in ähnlicher Ausführung auch bei anderen hydraulischen Hebezeugen finden und daher von allgemeinerer Bedeutung sind.

Während bei den auf das äusserste beschränkten Dimensionen der hydraulischen Hebeböcke der Pumpenkolben durch einen einfachen Lederring und der Treibkolben durch eine niedrige Lederstulpe von 12 bis 20 mm Höhe ohne besondere Unterstützung abgedichtet werden, machen die grösseren hydraulischen Presswerke eine sorgfältigere Dichtung für den Pumpenkolben und höhere Lederstulpen für den Treibkolben mit besonderer Ringeinlagenunterstützung nothwendig.

Fig. 247, S. 524, veranschaulicht eine gut ausgeführte Stopfbüchsenliderung für den Plungerkolben der Druckpumpen.⁹) Die Stopfbüchseneinlage besteht aus zwei Ledermanschetten mit einer Zwischenscheibe aus Roth-

guss.

Um beim Festschrauben der Brille, durch welche die Manschetten

zusammengepresst und festgehalten werden, ein Verzerren der oberen Lederstulpe zu verhüten, ist unter die Brille noch ein besonderer loser

Metallring eingelegt.

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Fig. 247.

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Fig. 248.

Fig. 249. u. 250.

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Die Ledermanschetten selbst werden in einer einfachen Presse, welche wie Fig. 248 erkennen lässt, aus zwei zusammenschraubbaren Formplatten besteht, genau dem Kolbendurchmesser entsprechend hergestellt. Das Leder wird zu diesem Zweck zunächst in lauwarmem Wasser erweicht, und alsdann durch allmähliches Nachspannen der Manschettenpresse in die erforderliche Stulpenform gebracht, welche es dauernd bewahrt, nachdem es in der Pressform getrocknet ist. Zur Fertigstellung der Manschette ist aus der zunächst gebildeten Topfform der Boden mit einem Messer herauszuschneiden und der äussere Rand so weit zuzuschärfen, dass der Wasserdruck die Stulpe leicht anpressen kann.

Während der Saugeperiode legt sich die obere Stulpe durch den äusseren Überdruck gegen den Plungerkolben, während der Druckperiode übernimmt die untere Stulpe die Dichtung.

Für den Treibkolben genügt eine Stulpdichtung, da im Treib-cylinder stets innerer Überdruck herrscht.

Die für Treibkolben angewandten Ledermanschetten erhalten meist u-förmiges Querschnittsprofil und werden, wie bereits mehrfach angegeben, und aus Fig. 249 speciell ersichtlich, durch einen innen eingelegten Ring unterstützt, der aufgeschnitten sein muss, um sich beim Einbringen der Liderung in die Ringkammer des Treibcylinders zusammendrücken zu lassen. Wendet man geschlossene Ringeinlagen an, so ist die Kammer von oben durch einen besonderen Brillen Verschluss zugänglich zu machen.

Bisweilen findet man die Manschettenkammer mit rechteckigem Querschnitt ausgeführt. Hiermit ist aber der Nachtheil verbunden, dass das Leder durch den starken hydraulischen Druck in die scharfen Ecken gepresst wird und vorzüglich an dem oberen Rande auf der Kolbenseite starken Verschleiss erleidet.

Rundet man, wie in den Figuren 249 u. 251 angedeutet, die oberen Ecken des Kammerquerschnitts, welche sich der Lederkrümmung anschmiegen, ab, so lässt sich die Lederstulpe überhaupt nur einbringen, wenn man die Kammer durch eine besondere Brille von oben zugänglich macht, oder wenn man die Kammer um so viel höher als die Lederstulpe ausführt, dass man die Liderung in geneigter Lage einbringen kann. Um alsdann die Manschette schliesslich in der erforderlichen Lage festzuhalten, wird dieselbe in der Kammer nach oben geschoben und sammt dem Springring durch einen besonderen Ring A unterstützt, welcher den unteren freien Raum der Kammer ausfüllt. Dieser Unterstützungsring muss in der W eise, wie Fig. 250 andeutet, viertheilig geschnitten werden, dass die Sektoren sich einzeln einbaue lassen.

Die Unbequemlichkeiten der Montage derartiger Manschettendichtungen wirken ganz besonders störend, wenn nach eingetretenem Verschleiss während des Betriebes die Liderung zu erneuern ist. Es empfiehlt sich daher mehr, die Manschettenkammern nach Art der gewöhnlichen Stopfbüchsen topfförmig anzulegen, Fig. 251, und durch .eine Brille zu verschliessen, deren unterer, in den Topf eingreifender Rand im Anschluss an die oberen Manschettenkrümmung halbkreisförmig ausgedreht wird.

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Fig. 25t. i : 10.

Fig. 252. i : 10.

Um eine derartig ausgeführte Liderung erneuern zu können, ist ferner darauf Bedacht zu nehmen, dass der

Kolbenkopf mit seiner Belastung vom Kolben selbst abgelöst werden kann, so dass die in sich geschlossene Ledermanschette sich über den Kolben von oben in den Topf hineinschieben lässt. Man treibt hierbei zunächst den hydraulischen Kolben aufwärts, unterstützt den Kolbenkopf mit der Last in der oberen Stellung, löst die Verbindung des Kolbenkopfes, senkt alsdann den Kolben selbst in den Cylinder zurück und streift die Manschette, nachdem die Stopfbüchsenbrille und die verbrauchte Lederstulpe nach oben entfernt sind, über den Kolben. Hierauf erfolgt die Zusammensetzung des ganzen Apparates in umgekehrter Reihenfolge wie die Lösung.

Die Manschettenpresse für die Herstellung der Liderung mit u-för-migem Profil ist der oben besprochenen für die einfache Stulpenform ganz ähnlich. Der volle Stempel ist hier, Fig. 252, S. 525, nur durch einen Ringstempel ersetzt.

Fahrbarer Krahn von Petin, Gaudet & Co. Fig. 1 bis 4, Taf. jö’.

Der Gaudet’sche Krahn ¹⁰) ist für ganz bestimmte lokale Werkstättenbedürfnisse ausgeführt, verdient aber ein allgemeineres Interesse, weil er ein Beispiel für die Verwendung des Hebels als Hubmultiplikator liefert.

Der Krahnausleger ist hier in Form eines Balanciers konstruirt, der am einen Ende die Nutzlast trägt, während das andere Ende durch eine mit dem starken Gegengewicht B verbundene Kette niedergehalten wird. Zwischen den Endpunkten liegt die Drehachse des Balanciers, welche durch die Zapfen des Querhauptes N gebildet wird und mit dem Treibkolben auf- und niedersteigt. Beim Steigen des Presskolbens schwingt auch der Krahnausleger mit dem Lastarm aufwärts und senkt sich wieder, sobald der Treibkolben zurücksinkt.

Die ganze eigenthümliche Anordnung wurde durch die besonderen örtlichen Verhältnisse veranlasst, da die bezüglichen Werkstätten zu niedrig sind, um einem Krahn mit feststehendem Ausleger überall freie Durchfahrt zu gewähren. Im vorliegenden Fall ist das Aufnehmen und Absetzen der Werkstücke von einer Arbeitsmaschine auf eine andere nur möglich, wenn der Krahn so steht, dass sein Ausleger zwischen zwei Dachsparren in die Höhe schwingen kann. Während des Transportes wird der Ausleger gesenkt und erst wieder aufgerichtet, nachdem der Krahn am Ziel in diejenige Stellung gebracht ist, welche ohne Behinderung durch die Dachkonstruktion eine freie Bewegung der Last gestattet.

Aus der Nothwendigkeit, den Ausleger selbst, den lokalen Hindernissen entsprechend zu senken und wieder zu heben, ergiebt sich der Konstruktionsgedanke, hiermit den ganzen Mechanismus der Lasthebung zu vereinigen.

Der Treibcylinder aus Gussstahl ist mit seinem konischen Fuss in die gusseiserne Plattform des Wagens eingesetzt und dient gleichzeitig als Krahnsäule.

Der Kopf des Treibkolbens bildet den Stützzapfen für das Mittelstück N des Krahnbalanciers, so dass letzterer nicht nur um seine Tragzapfen in vertikaler Ebene auf- und niederschwingen kann, sondern auch durch Drehung um den Treibkolbenkopf die erforderlichen seitlichen Lastschwenkungen zulässt. Da nun aber das Umkippen des Balanciers nur durch die Kettenverbindung mit dem Gegengewicht B verhindert wird, muss letzteres den seitlichen Schwenkbewegungen des Balanciers folgen. Zu dem Zweck sind die horizontalen Gegengewichtsträger M in die gusseiserne Krahnhaube C eingelassen, welche sich auf dem oberen Rand des Treibcylinders frei drehbar abstützt und durch ein Rollenlager am unteren Ende das Kippmoment der Gegengewichtswirkung vernichtet.

Wenn der Ausleger sich selbst überlassen bleibt, hindert die Kette D am kürzeren Ende, Fig. i, unter allen Umständen das Umkippen des vorderen, zur Lastaufnahme bestimmten Armes. Diese Verbindung würde bei genügender Stärke ausreichen, um auch den belasteten Ausleger einseitig niederzuhalten und die Lasthebung durch den aufsteigenden Treibkolben zu vollziehen. Hierbei würde der Angriffspunkt der Kette D den nahezu festen Drehpunkt des Auslegers bilden und der Lasthub in einem konstanten Verhältniss zum Treibkolbenhub stehen.

Durch eine sinnreiche Einrichtung ist der Drehpunkt des Balanciers veränderlich gemacht, derart, dass er für kleinere Lasten dem Treibcylinder näher gerückt werden kann, für grössere weiter davon entfernt wird. Da von dem Verhältniss der wirksamen Balancierarmlängen die Grösse der Übersetzung zwischen dem Treibkolbenhub und dem Lasthub abhängt, so folgt aus dieser Anordnung, dass bei gleicher Treibkolbengeschwin-digkeit kleinere Lasten mit entsprechend stärkerer Geschwindigkeit gehoben werden, als grössere.

Für kleinere Lasten genügt auch ein kürzerer Gegengewichtsarm zur Abbalancirung. Mit Rücksicht hierauf hat Gaudet den Krahnbalancier und das auf seinen Trägern durch Laufräder verschiebbare Gegengewicht in der Weise durch die Lastkette mit einander verbunden, dass der Schwingungspunkt des Balanciers durch den veränderlichen Ablenkungspunkt der Kette und durch die Stellung des Gegengewichts bestimmt wird.

Die Lastkette, eine Galle’sche Gelenkkette, läuft von der Kopfrolle des Krahnauslegers über den Rücken desselben zum Daumenrade E. Von E ist. die Kette unten um das Daumenrad F im Gegengewicht geleitet, geht dann über das zweite Rad G im Balancier, und hängt schliesslich frei über das Gegengewicht herunter, nachdem sie auch hier noch ein zweites Kettenrad H passirt hat. Ein Wurmgetriebe, Fig. 4, dessen Schneckenrad auf- der Welle des Kettenrades H sitzt, verhindert die selbstthätige Drehung des letzteren und häk damit die ganze Kette fest, während sich dieselbe andererseits durch die mit einer Handkurbel drehbare Schneckenwelle verlängern oder verkürzen lässt.

Um ein Abheben des Gegengewichts von seinen Trägern durch den Kettenzug zu verhindern, greift das Gewicht mit Leistenvorsprüngen untefr dieselben.

Die Verbindung des Balanciers mit dem Gegengewicht durch die Lastkette macht E zum Drehpunkt des ersteren, so dass D nur als

Nothkette in Wirksamkeit tritt. Um diesen Drehpunkt beliebig dem Stützpunkt des Balanciers d. h. dem Angriffspunkt des Treibkolbens nähern oder von demselben entfernen zu können, sind die beiden Kettenräder E und G in einem durch die Schraubenspindel K verschiebbaren Schlitten gelagert.

Der Kettenzug veranlasst das Gegengewicht der Verschiebung der oberen Kettenräder zu folgen und zwingt durch dasselbe auch die drehbare Krahnhaube die seitlichen Schwenkbewegungen des Auslegers mit zu machen.

Diese Anordnung lässt alle beabsichtigten Wirkungen erreichen.

Bei Beginn einer Lasthebung haspelt man zunächst durch Schnecke und Schneckenrad mittelst des Kettenrades H die Lastkette soweit auf, dass dieselbe nahezu gespannt ist, die aufsteigende Bewegung des Treibkolbens also sofort auf die Lasthebung selbst zur Wirkung gelangt. Alsdann verstellt man die Kettenräder mit dem Gegengewicht, um ein der Grösse der Last entsprechendes Hebelumsetzungsverhältniss zu erzielen, und setzt schliesslich die Handdruckpumpe in Thätigkeit, welche das Wasser durch den Boden des Treibcylinders unter den Treibkolben presst.

Die Druckpumpe / hat zwei Kolben von verschiedenem Durchmesser, mit denen man je nach Bedürfniss einzeln oder zusammen arbeiten kann.

Krahnschwenkungen erfolgen durch entsprechenden Druck gegen das Ende der Gegengewichtsträger.

Zum Lastsenken ist das Abflussventil L, Fig. 3, zu öffnen.

Das Fahrtriebwerk des Krahns wird durch Stirnräder Vorgelege für die Laufradachsen im Krahnwagen gebildet, deren Antrieb durch Handkurbeln erfolgt.

Die Gaudet’sche Konstruktion ist unter den besonderen Bedingungen, welche für den Krahn vorliegen, mit origineller Selbstständigkeit durchgeführt und die veränderliche Hubgeschwindigkeit bietet eine beachtens-werthe Detailkonstruktion. Das ganze System dürfte aber doch nur für den engen Kreis der speciellen Konstruktionsbedingungen geeignet sein. Als ein wesentlicher Übelstand erscheint der Nachtheil, dass bei jeder Lasthebung das Eigengewicht des Treibkolbens und des Balanciers mitgehoben werden muss. Auch der Vortheil, dass der Hebel als Hubmultiplikator unwesentliche Reibungswiderstände im Vergleich zu den für ähnliche Zwecke benutzten Rollenzügen bietet, verschwindet vollständig im Hinblick auf den Arbeitsverbrauch, welcher durch das Heben der todten Last bedingt wird, die bei dem Ritter’schen Krahn vollständig aus-balancirt ist.

Das Balanciersystem eignet sich ausserdem nur für verhältnissmässig geringe Hubhöhen, da anderenfalls die Abmessungen der ganzen Maschine störend gross ausfallen, und auch die Kippsicherheit der Konstruktion beeinträchtigt wird.

Fahrbarer hydraulischer Krahn von. II. Gruson.

Fig. i bis ç, Taf. ję 11. 5 bis 7, Taf. 38.

Die aussergewöhnlich grossen Lasten, welche in der Panzerplattengies-serei von H. Gruson in Buckau-Magdeburg zu bewältigen sind, haben zur

Konstruktion eines hydraulischen Krahnsystems geführt, das eine eigenartige Abänderung der Bock- Rollkrahne darstellt.*)

Die Konstruktion liefert ein Beispiel für den Antrieb hydraulischer Krahne durch direkte Einwirkung von Dampfpumpen.

Das Krahngerüst ruht auf zwei getrennten Krahnwagen, Fig. i, Taf. 39, deren Schienenstränge im Abstande der Spannweite des Krahns parallel zu einander liegen.

Jeder der beiden Krahnwagen ist mit einer selbstständigen Dampfmaschine nebst stehendem Röhrenkessel und mit einer vollständigen hydraulischen Presse ausgerüstet, um sowohl das Fahrtriebwerk, wie das Pumpwerk der hydraulischen Pressen durch Dampfkraft in Thätigkeit zu setzen.

Die Köpfe der hydraulischen Treibkolben sind unter einander durch einen kräftigen schmiedeeisernen Träger verbunden , welcher die Bühne für die Laufkatzen bildet. Lasthebung und Senkung erfolgen also mit dem Heben und Senken der Treibkolben, horizontale Last Versetzungen werden dagegen durch Verschieben der Laufkatzen vermittelt, deren Antrieb in gleicher Weise, wie vielfach auch sonst bei Giesserei-krahnen , durch ein Hand-Haspelwerk mit Stirnrädervorgelege und Ziehketten ohne Ende bewirkt wird. Es sind zwei Laufkatzen vorhanden, um die umfangreichen Panzerplatten gleichzeitig mit zwei Haken aufnehmen zu können.

Die Lasthaken, Fig. 1 und 4, Taf. 39, sind frei beweglich mit Kugelgelenk in Traversen aufgehängt und durch Hängeschienen an die Laufkatzen angeschlossen.

Bei den weit auseinander liegenden Schienensträngen und der vollständigen Trennung der beiden gesondert arbeitenden Motoren erscheint eine starre Verbindung zwischen dem Laufkatzenträger und den hydraulischen Treibkolben, welche als Stützsäulen dienen, nicht zulässig.

In der Ausführung sind daher die Enden des Laufkatzenträgers durch Hängeschienenpaare beweglich an kurzen Balanciers aufgehängt, deren Drehachsen in den Köpfen der Treibkolben liegen, derart, dass der Träger jedesmal eine freie Gleichgewichtslage einnimmt, selbst wenn Heben und Senken an beiden Enden nicht vollkommen gleichförmig erfolgen, oder wenn geringe Höhenunterschiede in den Schienensträngen vorhanden sind.

Auch kleine Schwankungen in den Fahrgeschwindigkeiten der beiden getrennten Krahnwagen bleiben ohne störende Einwirkung, da die Drehbarkeit der als Stützsäulen dienenden Treibkolben in den Presscylindern im Zusammenhänge mit der beweglichen Aufhängung des Laufkatzenträgers das Voreilen des einen Krahnwagens gegen den anderen nicht hindert.

Die Treibcylinder hängen in starken gusseisernen Säulen, deren Fussflanschen mit der Plattform des zugehörigen Wagens verschraubt sind.

34

Ernst, Hebezeuge.

Durch einen besonderen, ebenfalls auf der Krahnwagenplattform befestigten cylindrischen Mantel wird im Innern jeder Tragsäule ein Hohlraum abgeschlossen, welcher als Reservoir für die Druckflüssigkeit, Wasser oder Glycerinlösung, dient, und von aussen durch eine besondere Öffnung im oberen Mantel gefüllt werden kann , ebenso wie andererseits im tiefsten Punkt ein Entleerungshahn angebracht sein muss.

Aus diesem Reservoir saugt die Dampfpumpe und drückt alsdann das Wasser durch den Boden des Treibcylinders unter den hohlen Treibkolben.

Um eine möglichst gleichförmige Pumpenwirkung zu erzielen, sind drei einfach wirkende Druckpumpen, Fig. 5, Taf. 39 , in der Weise mit einander verbunden, dass die Plungerkolben derselben von einer gemeinsamen, dreifach gekröpften Welle angetrieben werden, deren Kurbeln um 120 ⁰ gegen einander versetzt sind.

Fig. 5 bis 8, Taf. 38, veranschaulichen die Detailkonstruktion derjenigen Pumpe, welche mit dem Rücklaufventil für die Lastsenkung ausgestattet ist, das nur an einer Pumpe vorhanden zu sein braucht, da sich die Saugerohre der einzelnen Pumpen aus einem gemeinsamen Rohr ab-zweigen und ebenso die Druckrohre wieder in ein gemeinsames Druckrohr einmünden. Das Rücklaufventil schliesst ein Zweigrohr ab, welches den Pampenraum über dem Druckventil, also den Treibcylinder mit dem gemeinsamen Saugrohr verbindet, und das geöffnete Ventil lässt demnach die Treibcylinderfüllung direkt in das Reservoir zurückströmen, während sich die Treibkolben mit der Last senken. Die Regulirung der Ventilstellung erfolgt durch ein Handrad. Im übrigen unterscheidet sich die Konstruktion der Druckpumpen von der gewöhnlicher Speisepumpen im wesentlichen nur durch die sorgfältigere Dichtung der Rohranschlüsse.

Die Dichtungsscheiben aus Leder oder Gummi dürfen nicht blos einfach zwischen die P'lanschen eingelegt und mit denselben verschraubt werden, sondern müssen, wie bei jedem Rohranschluss aus den Zeichnungen ersichtlich, vollständig eingekapselt sein, da dieselben sonst erfahrungs-mässig unter Umständen durch den starken Flüssigkeitsdruck seitlich zwischen den Flanschen herausgepresst werden.

Um die Pumpenventile bei etwaigen Störungen nachsehen zu können, ist sowohl im Druckrohr, wie im Saugrohr kurz vor der Abzweigung der einzelnen zu den drei Pumpen führenden Rohre ein Hahn, Fig. 5 und 9, Taf. 39, eingeschaltet. Durch diese Hähne wird es möglich, die Wassersäulen des Treibcylinders und des Reservoirs abzusperren und die Ventilkasten ungehindert zu öffnen.

Der Antrieb der Schwungrad welle, Fig. 5, Taf. 39 , wird zunächst durch einen Riemen auf eine Vorgelegewelle übertragen, von der die P'ahrbewegung durch konisches Zahnrad Wendegetriebe und weitere Stirnräderübersetzung auf eine der Laufradachsen, je nach der Einrückung des Wendegetriebes, rechts- oder linksläufig vermittelt wird. Pur die Kraftübertragung von der Hauptwelle auf die Pumpenwelle sind Wech

selräder vorhanden, die eine verschiedene Kolbengeschwindigkeit im Verhältniss von

: 2 ermöglichen, je nach der Grösse der zu heben

den Last.

Zum Ein- und Ausrücken des Wendegetriebes der Fahrbewegung und des Wechselräderwerks der Pumpen sind Zahnkuppelungen benutzt.

Von den Laufradachsen der Krahnwagen ist nur je eine im Wagengestell festgelagert und direkt belastet, die zweite Achse nimmt die Wagenlast indirekt durch Vermittelung eines über ihr im Wagengestell eingeschalteten Balanciers auf, dessen Mittelachse den dritten Stützpunkt für die Wagenplattform bildet und dessen Endpunkte auf den Lagern der bezüglichen Achse aufruhen. Durch diese Anordnung, Fig. 6, Taf. 39, wird die Krahnlast auf jeder Seite sehr sicher in drei Punkten unterstützt und eine möglichst gleichmässige Vertheilung der Last auf die Achsenzapfen erzielt.

Der Krahn ist für 40000 kg Nutzlast, 14 m Spannweite, von Treibkolbenmitte zu Treibkolbenmitte, und für 3,7 m Hub konstruirt. Bei der Maximalbelastung steigt der Wasserdruck auf ungefähr 70 Atmosphären ; die Dampfmaschinen entwickeln je 2 HP. Das Gewicht des ganzen Krahns beträgt ohne Wasserfüllung etwa 26000 kg.

Die Gruson’sche Konstruktion bietet durch das direkte Aufhängen der Last an der Traverse zwischen den hydraulischen Treibkolben und durch die Vermeidung laufenden Kettenwerks für die Lasthebung eine vorzügliche Sicherheit, die freilich mit dem Nachtheil erkauft wird, dass ausser der Nutzlast, das Eigengewicht des Laufkatzenträgers, welches etwa 8000kg beträgt, mitgehoben werden muss.

Den gewöhnlichen Laufkrahnen mit hochliegender Fahrbahn gegenüber gewährt die Anlage den Vortheil, dass das Umfassungsmauerwerk des Werkstättenraumes die Krahnlast nicht aufzunehmen hat, und daher die kostspieligen Verstärkungen, welche ein solches Mauerwerk sonst für so aussergewöhnliche Belastungen erfordern würde, erspart bleiben. Das ganze System zeigt aber auch eine ungleich grössere Beweglichkeit, als die gewöhnlichen Bock-Rollkrahne, da sich mit dem Gruson’schen Krahn beliebige Schwenkbewegungen ausführen lassen. Der Krahn kann mit Leichtigkeit von parallelen Doppelgeleisen auf ein einfaches Quergeleise gebracht werden, auf dem dann die Wagen hinter einander, statt nebeneinander laufen. Es ist dazu nur nothwendig, dass an der Kreuzungsstelle für jeden Krahnwagen eine Drehscheibe vorhanden ist, auf denen die Wagen gewendet werden können. Die Treibkolben bilden bei der Krahnschwenkung die festen vertikalen Drehachsen der Wagen.

Diese Beweglichkeit des Krahns ist von grossem Vortheil, wenn es sich darum handelt, denselben aus der Werkstatt mit der Last ins Freie zu fahren, da schliesslich für den weiteren Transport ein gewöhnlicher Eisenbahnschienenstrang benutzt werden kann und der Krahn auch Weichen ungehindert durchfährt.

Die vollständige Ausrüstung mit eigenem Motor gestattet an jedem beliebigen Standort die Krahnbenutzung, und die hydraulische Dampfpresse gewährt angesichts der aussergewohnlich grossen Nutzlast die einfachste und wirksamste Kraftumsetzung.

In dem Gruson’schen Etablissement sind vier solcher Krahne in Thätigkeit und arbeiten mit grosser Sicherheit.

¹

Als geeignete Glycerinlösung wird empfohlen, ein Theil gewöhnliches Glycerin, ein Theil Spiritus, zwei Theile Wasser.

²

Engineer vol. 7, S. 222, ferner Verhandlungen des Vereins zur Beförderung des Ge-werbefleisses in Preussen 1863, S. 280 und Zeitschrift des Vereins deutscher Ingenieure 1866, Seite 710.

³

Vergl. Sammlung von Zeichnungen für die Hütte 1862, Taf. II.

⁴

Zeitschrift des Vereins deutscher Ingenieure 1866, S. 707.

⁵

Die abweichenden Angaben über die Grösse der Manschettenreibung dürften zum Theil wohl darauf zurückzuführen sein, dass das Druckwasser zunächst den engen Hals der Kolbenführung im Pumpenstiefel passiren muss, bevor es zur Manschette gelangt, und dass demzufolge der Anpressungsdruck für die Manschette in Wirklichkeit wesentlich geringer ist, als der hydraulische Druck im Pumpenstiefel, der für die Reibungsbestimmung zu Grunde gelegt wird. Die Abschwächung des Drucks hängt von dem dichten Schluss und der Länge der Kolben führung im Pumpenstiefel unterhalb der Manschette ab, und wird daher in verschiedenen Fällen ganz verschieden ausfallen.

Ernst, Hebezeuge.

⁶

Clark, The Britannia and Conway Tubular Bridges, und ferner Rühlmann, Allgemeine Maschinenlehre, Band IV S. 354, sowie Weisbach-Herrmann, Ingenieur- und Maschinen-Mechanik III. Theil, Abtheilung 2.

⁷

Zeitschrift für Bauwesen 1879.

⁸

Vollständige Detailzeichnungen dieses Krahns finden sich in der Sammlung von Zeichnungen für die Hütte 1868 Taf. 12a u. 12b, welcher Quelle die hier mitgetheilten Darstellungen entnommen sind. Der Krahn ist für den Hafen von Hamburg-Altona ausgeführt und ist auch in der Abhandlung von J. Dalmann über diese Hafenanlage in der Zeitschrift für Bauwesen 1868, Seite 541, kurz besprochen.

⁹

Sielie von Reiche, Maschinenfabrikation.

¹⁰

Armengaud, Publication industrielle des machines 1871.

B. Stationäre hydraulische Hebewerke mit Druckreservoiren.

a. Details stationärer hydraulischer Hebewerke.

a. Allgemeines über Druckreservoire und Accumulatoren.

Überall da, wo eine grössere Anzahl hydraulischer Hebewerke in Thätigkeit zu setzen ist, vereinfacht man die Anlage dadurch, dass man für sämmtliche Maschinen ein gemeinsames Pumpwerk aufstellt und das durch das Pumpwerk geförderte Kraftwasser in einem entsprechend grossen Reservoir aufspeichert, von welchem dasselbe durch Rohrleitungen den einzelnen Hebemaschinen zugeführt werden kann.

Sind nun auch an vielen Orten, wo hydraulische Hebewerke zu errichten sind, öffentliche Wasserleitungen mit Hochdruckreservoiren vorhanden, welche an sich eine direkte Benutzung zulassen , so pflegt man angesichts der immerhin beschränkten Druckhöhen und der nicht unbedeutenden Wasserpreise hiervon doch nur dann Gebrauch zu machen, wenn der Betrieb der aufzustellenden Maschinen noch innerhalb solcher Grenzen liegt, dass die Anlage eines selbstständigen Druckreservoirs mit dem zugehörigen Pumpwerk nicht rentabel erscheint.

Die direkte Benutzung der öffentlichen Wasserleitungen beschränkt sich daher fast ausschliesslich, wie bereits früher angedeutet, auf den Betrieb einzelner Aufzüge in grossen Privathäusern, Hotels oder in Magazinen. Im übrigen empfiehlt es sich auch für diese Fälle im Dachraum des Gebäudes ein besonderes Reservoir aufzustellen, welches aus der

Wasserleitung gefüllt, stets einen bestimmten Vorrath von Druckwasser sichert, falls durch zeitweilige starke Benutzung der öffentlichen Leitung für andere Zwecke, vorübergehend nicht die zum Betrieb der Aufzüge erforderliche Druckhöhe in der Leitung vorhanden sein sollte.

Für grössere Komplexe hydraulischer Hebewerke erscheinen selbstständige Druckreservoire stets vorzuziehen, um so mehr, als sich die Vortheile der ganzen Anlage mit der absoluten Druckhöhe des Wassers steigern. Die Druckverluste in den Rohrleitungen sind sämmtlich unabhängig von der Druckhöhe des Wassers und daher relativ um so geringer, je grösser man dieselbe wählt. Mit der Grösse der Druckhöhe vermindert sich ausserdem der erforderliche Treibkolbenquerschnitt für die Hebewerke, und hieraus ergeben sich weitere Vortheile, sowohl für die Raumbeschränkung, als auch hinsichtlich der Ersparniss an Material für die einzelnen Maschinen. Gleichzeitig wird auch der Wasserverbrauch ‘ verringert.

Nach dem Beispiel von Armstrong verwendet man Druckhöhen von 300 bis 750 Pfund pro Quadratzoll englisch, d. i. von 21 bis 53 kg pro qcm, während städtische Wasserleitungen häufig nur 3 kg pro qcm, selten mehr als 4 kg, und ganz ausnahmsweise bis 5,5 kg nutzbaren Druck liefern.

Eine Steigerung der Druckhöhen über 53 kg pro qcm erscheint nicht zulässig, da sonst die Rohrleitungen und Verbindungen nicht genügend dicht zu halten sind.

Es ist ferner nicht empfehlenswerth, für so grosse Druckhöhen gewöhnliche Hochreservoire mit natürlichem Druckgefälle anzulegen , da die Schwierigkeiten der Ausführung und die Herstellungskosten ausserordentlich beträchtlich werden. In England sind freilich noch einige ältere derartige Anlagen vorhanden, unter denen der Wasserthurm für die Great Grinsby Docks von 60 m Höhe und 150 cbm Reservoirinhalt besonders bemerkenswerth ist.

ß. A rmstrong’scher Accumulator.

Die kostspieligen Thurmreservoire sind fast vollständig durch die Armstrong’schen Accumulatoren verdrängt, in denen der erforderliche Wasserdruck statt durch das Eigengewicht des Wassers durch künstliche Gewichtsbelastung erzielt wird.

Der Armstrong’sche Accumulator oder Wasserkraftsammler besteht aus einem weiten gusseisernen Pumpenstiefel von 6 bis 9 m Höhe , der, als Reservoir dienend, oben durch einen nach Massgabe des erforderlichen Wasserdrucks belasteten Plungerkolben abgeschlossen wird. Die Speisung des Accumulators erfolgt durch eine Dampfpumpe mit kleinem Druckkolben, welche selbstverständlich ausreichend kräftig konstruirt sein muss, um den Accumulatorkolben in die Höhe zu treiben und den Pumpenstiefel zu füllen.

II

Accumulatorcylinder und Kolben werden aus Gusseisen hergestellt und stehend gegossen. Es empfiehlt sich, das Bodenstück des Cylinders getrennt auszuführen, weil dadurch ebenfalls mehr Sicherheit für die Erzielung eines gesunden Gussstücks gewährt und ausserdem die solide Aufstellung und Befestigung des Accumulators auf dem Fundament erleichtert wird.

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Der Accumulatorkolben ist hohl und bisweilen unten offen, so dass das in demselben abgeschlossene elastische Luftkissen dann sowohl für die Dampfpumpe als Windkesselfüllung wirkt, als auch dazu beiträgt, plötzliche Druckänderungen in der Rohrleitung, beim Anlassen und Abstellen der einzelnen Hebemaschinen stossfrei auszugleichen.

Fig- 253.

Um Raum zu ersparen, setzt man die Gewichtsbelastung meist nicht oben auf den Accumulatorkolben, sondern bringt dieselbe in einer ringförmigen Trommel unter, welche man, wie Fig. 253 zeigt, derart an den Kolbenkopf hängt, dass dieser cylindrische Gewichtskasten den Accumulator mantelförmig umschliesst. Der innere

und der äussere Mantel der Gewichtstrommel werden aus Eisenblech von 6 bis io mm Dicke durch Nietverbindung" herg"estellt. Der Boden besteht entweder auch aus Blech mit entsprechender Verstärkung durch aufgenietete Querträger, oder man verwendet für den Boden eine gusseiserne Platte und erhöht deren Tragfähigkeit, wie aus der Skizze ersichtlich , durch schmiedeeiserne Spannstangen, um die Belastung auf das kräftige gusseiserne Querhaupt des Accumulators zu übertragen, an welchem auch der äussere Trommelmantel durch Schienen aufgehängt ist. Der Gewichtskasten erhält ferner aussen Führungsschuhe zur Verhinderung von Kippbewegungen des schwer belasteten Kolbens. In der skizzirten Ausführung sind zu dem Zweck die Enden des gusseisernen Kolbenquerhauptes in geeigneter Weise verlängert. Die zugehörigen Führungsschienen werden entweder durch gusseiserne Unterleg- und Befestigungsplatten mit dem benachbarten Gebäude verankert, oder auf kräftigen hölzernen Leitbäumen befestigt, die ihrerseits durch gehörige Absteifungen und kräftige Zimmerung gegen seitliches Ausbiegen gesichert sein müssen.

Die Grösse des Gewichtskastens ist von dem erforderlichen Pressdruck und dem Belastungsmaterial abhängig.

Ist F der Querschnitt des Accumulatorkolbens,

G die Gesammtbelastung des Kolbens, einschliesslich seines Eigengewichts,

R die Stopfbüchsenreibung in kg,

A der Kolbenauftrieb in der tiefsten Stellung

so ist die Wasserpressung im Accumulator pro Flächeneinheit

341.

G — R—A

Der Accumulatordruck schwächt sich auf dem Wege nach den Hebewerken durch die Widerstände der Rohrleitung ab, nach Massgabe der Leitungslänge und der Rohrquerschnitte. Die theoretischen Rechnungen, welche sich für die Wirkung des Accumulators unter Berücksichtigung aller Effektverluste aufstellen lassen, werden in dem Kapitel „Berechnung hydraulischer Hebewerke für bestimmte Hubgeschwindigkeiten“ erledigt werden.

Konstruirt man die Accumulator-Dampfpumpe kräftig genug, so kann man Ungenauigkeiten der Rechnungsannahmen und Schätzungen beim Konstruktionsentwurf leicht nachträglich durch Justiren der Accu-mulatorbelastung ausgleichen , welche bei der Montage schliesslich durch Versuch so zu bemessen ist, dass die Hebewerke bei der Maximalbelastung mit der geforderten Geschwindigkeit arbeiten.

In dieser Justirbarkeit des Accumulatordrucks liegt ein Vortheil, der den Anlagen mit Hochreservoir ebenfalls fehlt.

Als Belastungsmaterial verwendet man häufig Pflastersteine und füllt die Zwischenräume derselben mit feinem Sand aus. Das Gewicht des Kubikmeters einer derartigen Füllung ist zu 2000 kg anzunehmen.

Die Accumulator-Dampfpumpen sind mit reichlicher Triebkraft aus-zurüsten und bei stark benutzten Anlagen in solchen Dimensionen auszuführen, dass dieselben im Stande sind dasjenige Wasserquantum zu fördern, welches im ungünstigsten Falle verbraucht wird, falls sämmtliche an das Rohrnetz angeschlossene Hebewerke beliebig lange und gleichzeitig arbeiten. Steht eine solche volle Ausnutzung der Anlage auch keineswegs immer, und am allerwenigsten während des ganzen Tages zu erwarten, so kann der ungünstigste Fall einer allseitigen Benutzung doch sehr wohl innerhalb einzelner Tagesstunden eintreten, wie beispielsweise auf belebten Bahnhöfen mit hydraulischen Aufzügen für das Passagier- und Postgut während der Abfertigungszeit der Züge, welche gleichzeitig und unmittelbar nach einander in verschiedenen Richtungen befördert werden.

Hierbei ist zu berücksichtigen , dass der Wasserverbrauch sich auf die Zeit der eigentlichen Lasthebung beschränkt und jedes Hebewerk erst wieder eine neue Druckwasserfüllung verbrauchen kann, nachdem der Treibkolben zurückgesenkt ist. Schliesslich ist auch noch zu erwägen, dass Aufsetzen und Abnehmen der Lasten ebenfalls Zeit beanspruchen, in der kein Wasserverbrauch stattfinden kann.

Bezeichnet v das von der Accumulatorpumpe pro Sekunde zu fördernde Wasser,

V den Gesammtwasserverbrauch aller Hebewerke eines Komplexes für eine einmalige volle Cylinderfüllung, n die Anzahl der Hebewerke, »

tv 4, 4 . . . tn die Zeiten, welche die einzelnen Hebekolben zum Aufsteigen gebrauchen,

Tv T%, 7jj . . . Tn die Zeiten, welche an jedem Hebewerk zum Auf- und Absetzen der Lasten und zum Zurücksenken des Treibkolbens beansprucht werden,

/ den nutzbaren Inhalt des Accumulators, so kann bei dem stärksten Betriebe eine vollständige Neufüllung sämmt-licher Treibcylinder im ungünstigsten Fall nur in der Zeit

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eintreten, und die Accumulatorpumpe hat demnach höchstens das Wasserquantum

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zu liefern.

Der Accumulatorinhalt muss so gross sein, dass er mindestens das Wasserquantum zu fassen vermag, welches die Pumpen von der ganzen Verbrauchsmenge während der Senkperiode der Hebewerke und während der Zeit, welche für das Aufnehmen und Absetzen der Lasten erforderlich

fördern.

ist, d. h. in der Zeit

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Bei der Bestimmung der Pumpengrössen pflegt man io pCt. Wasserverlust durch verzögerten Ventilabschluss in Rechnung zu setzen , und ebenso nimmt man die Treibcylinderfüllungen um 5 pCt. grösser an, als dem wirklichen Füllraum entspricht, mit Rücksicht auf etwaige Wasserverluste durch gelegentliche Undichtigkeiten in den Stopfbüchsen.

Ganz allgemein trifft man die Anordnung so, dass die Dampfpumpe selbstthätig abgestellt wird, sobald der Accumulator gefüllt ist, dagegen wieder in Gang kommt, wenn derselbe infolge von Druckwasserverbrauch sinkt. Zu dem Zweck schaltet man ausser dem gewöhnlichen Dampf-Absperrventil, dessen Regulirung dem Maschinenwärter obliegt, in die Dampfleitung noch einen besonderen Dampfabsperrschieber ein, Fig. 254, der durch ein Winkelhebelwerk und Knaggenanstoss vom Accu-

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Fig. 254.

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mulator geschlossen wird, sobald dieser in seine höchste Stellung aufsteigt. Eine Gewichtsbelastung des Hebelwerks öffnet andererseits den Schieber ebenso selbstthätig wenn der Anstossknaggen mit dem sinkenden Accumulator zurückweicht. Ausserdem ordnet man stets unmittelbar am letzteren auf dem Druckrohr ein Sicherheitsventil an, das selbstthätig wirkt, falls die Pumpe zu heftig und stossweise arbeitet, oder wenn unvorhergesehene Klemmungen in den Accumulatorführungen eintreten sollten. Bisweilen verbindet man auch das Sicherheitsventil mit dem Accumulatorkolben durch eine Zugkette und schafft hierdurch eine zweite Sicherung gegen Überschreitungen der zulässigen Kolbenerhebung, indem alsdann schliesslich das Ventil als Sicherheitsausfluss in Thätigkeit tritt.

Hin und wieder wird über dem Accumulator eine kräftige schmiedeeiserne Traverse eingemauert, welche eine provisorische Aufhängung desselben gestattet, falls die Stopfbüchsendichtung zu erneuern ist.

Die Dampfpumpe muss als Zwillingsmaschine mit Schwungrad ausgeführt werden, um in jeder Stellung angehen zu können und mit Sicherheit die todten Punkte zu überwinden.

Es empfiehlt sich im Kessel höhere Spannung zu halten, als für den regulären Betrieb direkt erforderlich ist, so dass der Dampf durch das Handabsperrventil gewöhnlich gedrosselt wird. Man gewinnt hierdurch die Möglichkeit stärkeren Dampfdruck zu geben, falls die Maschine schwer angeht.

Meist werden die Dampfpumpen horizontal mit durchgehender Kolbenstange entworfen, die auf der Seite nach der Pumpe entsprechend verstärkt, gleich den Plungerkolben für diese bildet. *)

Die einzelnen Pumpen sind demnach einfach wirkend und die nutzbaren Dampfkolbenquerschnitte für die Druck- und Saugperiode dem verschiedenen Kraftaufwand entsprechend verschieden. Die Kolbengeschwindigkeit pflegt man nicht über 1,5 m pro Sekunde zu steigern.

Zwischen dem Ventilkasten und dem Accumulator muss im Druckrohr ein Absperrventil liegen, um die Ventile nöthigenfalls nachsehen zu können.

Bei weit verzweigten Rohrleitungen, die beispielsweise für Häfen mit sehr auseinanderliegenden Hebewerken nothwendig werden, empfiehlt es sich, zwei oder mehrere Accumulatoren aufzustellen, um auch die entferntesten Zweigrohre jederzeit aus einem benachbarten Reservoir zu füllen, ohne die ganze Rohrleitung mit unbequem grossen Durchmessern auszuführen. Man belastet dann den Accumulator, welcher unmittelbar neben der Pumpstation liegt, etwas stärker als die übrigen, so dass sich die weiter abliegenden Accumulatoren stets eher wieder füllen und später niedersinken als der im Maschinenhause, und dem entsprechend auch die entferntesten Rohrstränge jederzeit zuerst ihren Wasserverbrauch ergänzen.

Das selbstthätige Ein- und Ausrücken der Dampfpumpen durch den Hauptaccumulator erfolgt dann unbedingt rechtzeitig für das ganze Rohrnetz, und der Maschinenwärter hat eine sichere Kontrolle über den Wasserbedarf vor Augen.

Bei weit verzweigten Rohrleitungen empfiehlt sich ferner das Einschalten von Absperrventilen an den einzelnen Abzweigungsstellen, um im Fall von Rohrbrüchen den beschädigten Rohrstrang auszuschalten, ohne den ganzen Betrieb zu unterbrechen. Derartige Absperrventile sind auch vor jeder Hebemaschine in die Rohrleitung einzufügen, um Revisionen und Reparaturen ungehindert vornehmen zu können.

Die Rohrleitungen sind ferner sorgfältig vor Verunreinigungen durch Schlamm etc. zu schützen. Zu dem Zweck ist das Wasser womöglich aus besonderen bedeckten Bassins zu entnehmen, in denen sich etwaige Verunreinigungen absetzen können. Diese Bassins sind selbstverständlich von Zeit zu Zeit zu reinigen. Nimmt man das Wasser direkt aus einem Brunnen, so darf man das Saugrohr wenigstens nur auf solche Tiefe in denselben einsenken, dass nicht Schlamm und Sand mitgerissen werden.

Dass die Rohrleitungen in frostfreier Tiefe liegen müssen, ist schon früher hervorgehoben. Zwingen örtliche Verhältnisse zu oberirdischen Leitungen, wie beispielsweise bei den Zweigleitungen in Magazinen, so sind dieselben sorgfältig zu unterstützen und mit schlechten Wärmeleitern zu umhüllen. Ausserdem werden kleine Hähne erforderlich, um das Wasser ablassen zu können, wenn bei starkem Prostwetter der Betrieb still liegt.

Die Einschaltung von Lufthähnen ist wie bei allen Wasserleitungen an denjenigen Stellen geboten, an welchen sich Luftsäcke bilden.

Alle Rohrweiten sind so zu bestimmen, dass die Durchflussgeschwindigkeit 3 m pro Sekunde womöglich nicht überschreitet. Man findet in der Praxis meist Durchflussgeschwindigkeiten zwischen 0,5 und 3 m.

Die Wandstärke der Rohre wird nach der Brix’schen Formel

berechnet:

X-d¹r T I+i-2 k L ¹ 2

so

. . 344¹).

In dieser Formel bezeichnet

d den lichten Rohrdurchmesser in cm, p den Druck in Atmosphären, d.. h, in kg pro qcm, k die zulässige Materialspannung pro qcm, für Gusseisen = 250 kg und c eine Konstante, für Gusseisen = 0,8.

Der Sicherheit halber pflegt man die Röhren auf höheren Druck zu prüfen als sie nachher thatsächlich unter normalen Verhältnissen auszuhalten haben, und bei den Lieferungsbedingungen ist vorzuschreiben, dass dieselben stehend gegossen werden.

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Alle Druckrohre hat man mit ringförmig ausgedrehten Planschen zu versehen, P'ig. 255, um die Gummidichtungsplatten vollständig einzukapseln, und ein Herausdrängen derselben infolge des starken hydraulischen Druckes zu verhindern. Für die Ableitungsrohre genügt selbstverständlich eine gewöhnliche Muffendichtung.

Wenn auch die Hebemaschinen selbst im Grundprincip keine Änderung erfahren, gleichgültig, ob sie durch selbstständige Pumpwerke oder durch Accumulatoren in Thätigkeit gesetzt werden, so pflegt man doch mit Rücksicht auf die Wichtigkeit grossartiger, fast ausnahmslos mit Accumulatoren betriebener Anlagen, auch den Details der zugehörigen Maschinen eine besondere Sorgfalt zuzuwenden. Zudem erfordert der hohe Wasserdruck besondere Vorsichtsmassregeln und die mangelnde Expansionsfähigkeit des Wassers, welche es unmöglich macht, mit theilweiser Cylinderfüllung einen vollen 'freibkolbenhub zu erzielen, drängt anderer-

seits dahin, durch eigene Vorkehrungen dafür Sorge zu tragen, dass sich der Wasserverbrauch der einzelnen Hebezeuge trotzdem möglichst der wechselnden Belastung anpassen lässt, um einer Vergeudung der in der Accumulatorfüllung aufgespeicherten Kraft und mechanischen Arbeit vorzubeugen.

Nachdem bereits beim Besprechen der hydraulischen Hebezeuge mit selbstständigen Pumpwerken die hauptsächlichsten Konstruktionstheile in ihrer Wirkungsweise erklärt sind, erscheint es hier angezeigt, vor der Erörterung der allgemeinen Dispositionen einzelner Hebewerke mit Accu-mulatorbetrieb die wichtigeren Details derselben getrennt zu behandeln, um im Zusammenhänge die Vervollkommnung und Verschiedenartigkeit der Detailausführung klar zu legen.

y. Armstrong’sche Entlastungsventile.

In erster Linie sind hier die von Armstrong eingeführten Entlastungsventile hervorzuheben. Jedes plötzliche Unterbrechen der Lastsenkung durch schnellen Abschluss des Ausflussventils schliesst, wie bereits an früherer Stelle bemerkt, die Gefahr einer Stosswirkung in sich, die vorzüglich, wenn bedeutende Lasten mit grosser Geschwindigkeit im Niedergehen begriffen waren, zu Rohr- und Maschinenbrüchen führen kann. Es ist daher zur Beseitigung dieser Gefahr der unnachgiebigen abgesperrten Wassersäule unter dem Treibkolben für den Fall einer solchen Überlastung ein theilweises Entweichen zu ermöglichen. Die gewöhnlichen Sicherheitsventile genügen zwar an sich hierfür als Schutzvorkehrungen, es erscheint aber als ein Nachtheil, dass bei ihrer Wirkung jedesmal das ausgespritzte Wasser der Druckleitung entzogen wird und sich in die freie Umgebung ergiesst.

Armstrong schaltet das Sicherheitsventil zur Vermeidung dieser Übelstände in die Rohrleitung selbst ein und benutzt den hydraulischen Accumulatordruck als Ventilbelastung. Sobald also durch plötzliches Schliessen des Ausflussventils die Bewegungsenergie des im Niedergehen begriffenen Treibkolbens die Pressung der abgeschlossenen Wassersäule so weit steigert, dass der Gegendruck des Accumulators überschritten wird, öffnet der Wasserstoss das Entlastungsventil, und es ergiesst sich die bis zum Ausgleich der Stosswirkung verdrängte Wassermenge direkt in die mit dem Accumulator verbundene Druckrohrleitung.

Ähnlich kann umgekehrt beim schnellen Lastheben der Lall eintreten, dass sich der Treibkolben noch vorwärts bewegt, wenn bereits das Zuflussventil abgestellt ist. Hieraus würde die Bildung eines Vakuums hinter dem Treibkolben entstehen, und als schliessliche Folge ein Rückschlag des Kolbens auf die unelastische Wassersäule eintreten. Um auch derartige Wasserstösse zu verhindern, ordnet man nach Amstrong ein zweites Entlastungsventil an, welches sich vom Abflussrohr nach dem Treibcylinder zu öffnet und diesen aus jenem speist, sobald sich hinter dem Treibkolben ein Vakuum bildet.

Beide Ventile lassen sich, wie Fig. 256 zeigt, ganz so wie der Ventilsatz einer gewöhnlichen Druckpumpe in einem gemeinschaftlichen Gehäuse unterbringen.²) Der Raum zwischen beiden Ventilen steht mit dem Treibcylinder in Verbindung, der Raum über dem Druckventil mit dem Accumulator und schliesslich der Raum unter dem Saugeventil mit dem Abflussrohr der Maschine.

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Fig. 256. i : 2

Die horizontalen Rohrabzweigungen — das mittlere und das obere Rohr — müssen eine Zweigleitung der Hauptdruckleitung bilden, welche derart anzuordnen ist, dass sie den Ventil- oder Schieberkasten der Maschinensteuerung umgeht, um den beabsichtigten Druckausgleich zwischen Treibcylinder und Accumulator, beim Absperren des Hauptdurchflusses durch die Steuerungsventile, zu ermöglichen.

Das Ablaufrohr ist so zu legen, dass jederzeit unter dem Saug-Sicherheitsventil ein Wassersack zurückbleibt, da sich sonst beim Funk-tioniren dieses Ventils der Treibcylinder allmählich mit Luft füllen würde.

Ô. Hydraulische Steuerungen.

Bei hydraulischen Hebewerken mit selbstständigem Pumpwerk bildet das Druckventil der Pumpe gleichzeitig das Zufluss- und Absperrventil für den Treibcylinder. Der Lastkolben steigt intermittirend, so lange die Pumpe in Thätigkeit ist, und verharrt in seiner Stellung beim Stillstand derselben. Das Senken des Lastkolbens wird durch ein besonderes Rücklaufventil vermittelt, welches zu diesem Zweck geöffnet werden muss. Die Hebewerke mit Accumulatorbetrieb erfordern einen vollständigen Steuerungsapparat, um je nach Erfordern das Druckwasser in den Treib-cylinder eintreten zu lassen, abzusperren oder das verbrauchte Kraftwasser aus dem Cylinder zu entfernen.

Diesem Zweck genügen die bekannten Dampfmaschinensteuerungen in ihren verschiedenartigen Konstruktionen für einfach wirkende Maschinen, da die Hebewerke überwiegend mit einfach wirkendem Kolbensystem ausgeführt werden. Die Steuerung hat nur die Aufgabe zu erfüllen, entweder die Verbindung zwischen dem Zuflussrohr und dem Treibcylinder herzustellen, während das Abflussrohr gleichzeitig geschlossen sein muss, oder umgekehrt den Zufluss abzusperren und dabei den Treibcylinder mit dem Abflusskanal zu verbinden.

In der Praxis haben, wie bei den Dampfmaschinen, die Schiebersteuerungen die ausgedehnteste Anwendung gefunden, weil sie trotz des Nachtheils grosser Reibungswiderstände der gleitenden Flächen, ziemlich dauernd dicht abschliessen, und da ihr Verschleiss, falls nicht etwa Risse durch fremde Körper in den Gleitflächen entstehen, die Abschluss-kanten nicht störend beeinflusst.

Hahnsteuerungen sind verhältnissmässig schwer dicht zu halten, oder verbrauchen sich wenigstens infolge des Verschleisses schnell.

Ventil und Kolbensteuerungen bieten den Vortheil, dass sie leicht entlastet konstruirt werden können, und beide sind mehrfach im Gebrauch, obwohl gegen Ventilsteuerungen speciell der Vorwurf erhoben wird, dass der dichte Abschluss derselben zeitweilig durch Ablagerung von Rostkügelchen aus den Rohrleitungen verhindert werden kann.

Die Ledermanschetten der Kolbensteuerungen unterliegen einem schnelleren Verschleiss, als die Gleitflächen der Metallschieber, aber diese Dichtungen sind leicht zu ergänzen.

Schiebersteuerung.

Die Schieber werden aus Rothguss, oder besser aus Bronze hergestellt und laufen auf Platten aus gleichem Metall, welche auf den Boden des Schieberkastens aufgeschraubt werden — Fig. 257 u. 258, S. 542*). Die Verbindung des Schiebers mit seiner Stange ist, wie bei den Dampfschiebern, so auszuführen, dass der Schieber zwar ohne todten Gang von der Stange mitgenommen wird, im übrigen aber auch bei eintretender Abnutzung der Gleitflächen sich stets ungehindert gegen die Lauffläche anpressen kann. Zu dem Zweck ist hier der Schieber ohne Klemmung zwischen zwei Gegenmutterpaaren eingeschaltet.

In der gezeichneten Stellung überdeckt der Schieber den Einströ-mungs- und den Ausströmungskanal, dem Stillstand des Treibkolbens entsprechend. Weicht der Schieber nach rechts aus, so tritt das Druck-

wasser aus dem Schieberkasten durch den linken Kanal in den Treib-cylinder, während umgekehrt eine Verstellung des Schiebers nach links den Cylinder durch die Schieberhöhlung zur Entleerung mit dem Ausströmungskanal in Verbindung setzt.

Fig. 259.

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Fig. 258.

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Fig. 260. i : 10.

Die Mündung’ des Cylinderkanals für die Einströmung ist im Schieberspiegel, wie aus der Figur 259 ersichtlich, rautenförmig gestaltet, und durch diese einfache Anordnung der sehr beachtenswerthe Vortheil erzielt, dass der Schieber den Kanal ganz allmählich öffnet und abschliesst, so dass schon hierdurch, abgesehen von den Entlastungsventilen, den Gefahren der Stosswirkung bei unvorsichtigem Umsteuern der Maschine möglichst vorgebeugt wird.

Die Verstellung des Schiebers erfolgt durch einen Handhebel, oder ein Hebelsystem mit entsprechendem Umsetzungsverhältniss. Der Hebelausschlag wird durch eine Lenkstange auf die Schieberstange übertragen. Man kann aber auch, wie in Fig. 260 gezeichnet*), das Ende der Schieber-

*) Armengaud Publication industrielle X 881, S. 554, Taf. 47.

stange als Zahnstange ausbilden und dieselbe durch ein auf die Steuerungswelle aufgesetztes Zahntrieb verschieben.

Das Hebelwerk vereinfacht sich, wenn man statt des gewöhnlichen Schiebers einen Drehschieber anwendet, dessen Anordnung ebenfalls von den Dampfmaschinen her bekannt ist. In der Skizze, Fig. 261, welche einem hydraulischen Hebewerk von Cherry in Aston entnommen ist³), bildet Z das Zuflussrohr, E ist das Verbindungsrohr mit dem Treibcylinder und A das Ausflussrohr. Um eine bessere Gleitfläche zu erhalten, ist die Schieberkammer mit einem Rothgusscylinder ausgefüttert, in vrelchem die Durchgangsöffnungen nach den Rohren A und E liegen. Der Schieber umklammert das Vierkant der Steuerungswelle so, dass die selbstthätige Anpressung desselben in keiner Weise gehindert wird und

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Fig. 261.

auch bei eintretender Abnutzung⁻ der Gleitflächen gewahrt bleibt, ähnlich wie bei den gewöhnlichen Flachschiebern. Der Steuerungshebel ist direkt auf der Schieberachse zu befestigen.

Kolbensteuerung.

Kolbensteuerungen lassen sich entlastet mit Doppelkolben ausführen. Fig. 262 u. 263, S. 544, veranschaulichen eine derartige Steuerung, welche von der Berlin-Anhaltischen Maschinenfabrik mehrfach ausgeführt ist.⁴ ⁵) Die Konstruktion ist einem amerikanischen Muster von Lane und Bodley nachgebildet.

In dem Steuerungscylinder bewegen sich, von aussen durch eine Zahnstange verschiebbar, die beiden Kolben B und C, welche durch eine gemeinsame Stange zu einem Doppelkolben gekuppelt sind.

Die Entlastung erfolgt durch den gleichen hydraulischen Druck aul die einander zugekehrten Kolbenflächen.

Der Steuerungscylinder ist aus drei mit einander verschraubten Rohrstücken hergestellt. Das mittlere Rohrstück trägt den Einmündungsstutzen E. Der Zweigstutzen T schliesst sich an den Treibcylinder an, während durch A das verbrauchte Wasser abfliesst. In Fig. 263 sind Treibcylinder und Abfluss gegen das durch E einströmende Druckwasser abgeschlossen und der Treibkolben verharrt demnach in Ruhe.

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Fig. 262 u. Fig. 263.

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Schiebt man die Zahnstange weiter in den Steuerungscylinder hinein, so verändert sich die Kolbenstellung derart, dass das Druckwasser von E nach T, und somit in den Treibcylinder gelangt, während das Ausflussrohr geschlossen bleibt. Bewegt man die Zahnstange nach aussen, so tritt — Fig. 262 — der Kolben C aus dem Rohr A zurück, sperrt die Verbindung zwischen E und T ab und gestattet dafür die Entleerung des Treibcylinders durch die freie Verbindung zwischen T und A.

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ebenfalls zahnförmig ausgeschnittener Mantelfläche geschraubt, dessen Ein- und Austritt in das Abflussrohr den Ausströmungsquerschnitt allmählich absperrt und öffnet. Hierdurch wird ein ebenso sanftes Anlassen und Abstellen der Maschine, wie bei Anwendung von Schiebern mit rautenförmigen Cylinderkanalmündungen, gesichert.

Zum Abdichten des Steuerungskolbens gegen die Cylinderwan-dungen sind drei gepresste Ledermanschetten vorhanden, von denen zwei zwischen den Flanschenverschraubungen des Cylinders eingeklemmt sind, die dritte auf dem Boden des Kolbens C befestigt wird. Die gusseisernen Kolben laufen ferner in Rothgusshülsen , die mit den erst erwähnten Ledermanschetten zwischen den Flanschenverschraubungen liegen, während das Cylinderrohr A ganz mit einer Rothgusshülse ausgekleidet ist. Die Führungshülse zwischen dem Rohrstutzen E und T wird, wie aus der Zeichnung ersichtlich, zahnförmig ausgeschnitten, so dass sich während des Einstellens der Steuerung zum Anlassen der Maschine die Durchflussquerschnitte für das in den Treibcylinder einströmende Druckwasser ganz allmählich erweitern und beim Abstellen des Zuflusses sich ebenso allmählich verengen. Um denselben Vortheil für das Öffnen und den Abschluss des Ausströmungsrohres zu erzielen, ist die Endfläche des Kolbens C noch ein besonderer Vorkolben mit

Da bei der Umsteuerung nur die Manschettenreibungen zu überwinden sind, handhabt sich der ganze Apparat sehr leicht und empfiehlt sich besonders für Aufzüge, die vom Fahrstuhl aus in Gang gesetzt und angehalten werden sollen. Im vorliegenden Fall wird die Umsteuerung durch ein über zwei Rollen geführtes Seil ohne Ende, welches durch den ganzen Fahrschacht reicht, vermittelt. Auf der Achse der unteren Seilrolle sitzt das Triebrad für den Eingriff in die Zahnstange der Steuerungskolben.

Ventilsteuerung.

Armstrong selbst wendet hauptsächlich Ventilsteuerungen an, die vorzüglich für Doppelcylindermaschinen bequeme Anordnungen gestatten. Eine derartige Steuerung findet sich beispielsweise bei dem von Armstrong in den Jahren 1854—56 ausgeführten hydraulischen Hebewerk des Rheintrajekts Ruhrort-Homburg.

Fig. 264.

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Fig. 265. i : 16.

Fig. 265 giebt einen Querschnitt durch den Ventilkasten, Fig. 264 eine Ansicht desselben von oben.*)

Die Steuerung hat die Aufgabe zu erfüllen, zwei vorhandene Treib-cylinder entweder gemeinsam, oder unabhängig von einander nur den einen oder den andern von beiden mit Kraftwasser zu versorgen, sowie

35

die Entleerung zu vermitteln. Zu dem Zweck ist die Steuerung in folgender Weise angeordnet.

E ist das vom Accumulator kommende Rohr, A führt zum Rücklaufreservoir, in das sich das verbrauchte Wasser ergiesst, M steht mit dem einen, N mit dem anderen Treibcylinder in Verbindung, deren Kolben sich stets gemeinsam bewegen, auch wenn der eine von beiden leer läuft.

Für den Eintritt des Wassers in das Ventilgehäuse ist das Einströmungsventil C zu öffnen, dessen Hebel nach Massgabe des Wasserdrucks belastet ist, um dasselbe selbstthätig geschlossen zu halten. Ist dieses geschehen, so erfüllt das Kraftwasser die ganze Ventilkammer und kann von hier aus in beide Treibcylinder gelangen, oder nur einem von beiden zugeführt werden, je nachdem man die Ventile D und G zusammen öffnet, oder nur eins von beiden anhebt.

Füllt man den einen Treibcylinder allein, zum Beispiel den mit N in Verbindung stehenden, durch Offnen von so saugt der mitgehende Kolben des anderen bei geschlossenem Kraftventil G durch das Ventil K Wasser aus dem Rücklaufreservoir ein, und verhindert dadurch die hemmende Wirkung eines sonst entstehenden Vakuums. Ebenso füllt sich der andere Cylinder aus der Rücklaufleitung durch das Saugeventil A, falls nur das Kraftventil G geöffnet ist.

Beide Saugeventile treten auch in Thätigkeit, wenn nach Absperren der Zuflussleitung die Treibkolben infolge der Bewegungsenergie der aufsteigenden Massen nicht sofort zum Stillstand gelangen.

Um die Treibcylinder zu entleeren, ist zunächst das Haupteinströmungsventil C zu schliessen und dafür das Ablaufventil F zu öffnen. Alsdann entweicht das Druckwasser durch die Ventile G und D in das Ablaufrohr.

Bei plötzlicher Unterbrechung des Ausflusses durch zu schnelles Schliessen von F, tritt das Sicherheitsventil A in Thätigkeit und gleicht den Überdruck der in ihrer Bewegung gehemmten Treibkolben durch einen Wassererguss aus der Ventilkammer in das Accumulatorrohr aus. Es sind also hier die Entlastungsventile in den Steuerungsventilkasten selbst eingebaut.

Die Steuerungsventile werden in einfachster Weise dadurch gegen hydraulische Druckbelastung von oben geschützt, dass die Ventilstapgen in Form von Plungerkolben ausgeführt sind, welche mit den Ventilkegeln gleichen Querschnitt haben.

Hahnsteucrungcn.

Die Hahnsteuerungen bieten nichts Eigenartiges. Es genügt zur wechselweisen Verbindung zwischen dem Accumulator und dem Treibcylinder einerseits, sowie zwischen dem Treibcylinder und dem Ausflussrohr andererseits, ein gewöhnlicher Dreiwegehahn, welcher den Austausch der Verbindungen ermöglicht, oder die drei Rohrwege gegen einander abschliesst.

Schliesslich ist noch darauf aufmerksam zu machen, dass man bei sämmtlichen Steuerungsapparaten für die äussersten Hubgrenzen der Treibkolben eine selbstthätige Umsteuerung in die Ruhelage anzuordnen hat, welche sich ohne Schwierigkeit durch Knaggenanstoss oder in ähnlicher Weise vermitteln lässt. Anstoss und Umsteuerung müssen kurz vor dem Auslaufen des Treibkolbens in seine Endstellungen erfolgen.

s. Kolbenkonstruktionen.

Hydraulische Treibkolben findet man meist als Plungerkolben, seltener als Scheibenkolben ausgeführt. Die Plungerkolben werden, wie bereits früher mehrfach besprochen, durch eine Ledermanschettenliderung im Cylinderkopf abgedichtet, während bei den Scheibenkolben die Lederstulpen am Kolbenkörper befestigt werden müssen.

Plungerkolben für kleine und mittlere Hubhöhen sind ausnahmslos aus Gusseisen hergestellt, ja es finden sich derartige Kolben aus einem Stück gegossen bis 12 m Länge. Der Kolbenkörper wird der Gewichtsverminderung halber hohl ausgeführt und dann nachträglich durch ein besonderes Bodenstück abgeschlossen. Bisweilen wird auch der Kopfverschluss durch eine eingesetzte Kopfplatte gebildet.

Fig.

bis 3, Taf. 40, veranschaulichen eine solche Konstruktion mit dem zugehörigen Cylinder.*) Der Kolbenboden ist mit einer ringkeilförmigen Erweiterung eingepasst und mit Rostkitt eingesetzt, der Kopf durch eine eingedrehte Platte abgedeckt, welche im vorliegenden Fall die Unterstützung einer schweren Bühne zur Aufnahme von Güterwagen bildet.

Zwischen dem Hauptbühnenträger und der Kolbendeckplatte liegt ein gusseisernes Zwischenstück y, welches mit kugelförmig ausgedrehter Höhlung auf dem entsprechend kugelförmig abgedrehten Kolbenkopf ruht.

Die Unterstützungsplatte des Bühnenträgers und die Kopfplatte des Kolbens sind schliesslich durch einen Bolzen gemeinsam mit dem Kolbenschaft verschraubt.

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Die Kopfplatten der Treibkolben für hydraulische Krahne tragen entweder den Rollenbock für den Hubmultiplikator, eine Anordnung, die beispielsweise durch Fig. 266 veranschaulicht wird , oder sie bilden die Lagerpfanne für das drehbare Krahnobergestell, Fig. 267, S. 548.

Fig. 266.

Bei schwer belasteten Krahnen, vorzugsweise bei Giessereikrahnen, findet man auch wohl unter dem Boden des Treibkolbens einen Gummibuffer angeordnet, um den Stoss beim Niedersenken des Kolbens auf den Cylinderboden elastisch abzufedern. Die Gummiplatten liegen alsdann zwischen dem Kolbenboden und einer besonderen durch schmiede-

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eiserne Klammern an dem Kolben aufgehängten Unterstützungsplatte. Hierbei bewegen sich die Knaggen der Bufferplatte in den geschlitzten schmiedeeisernen Klammern frei nach oben. Die betreffende Anordnung ist aus Fig. 4, Taf. 40, verständlich.⁶)

Kolben sind, ebenso wie die zugehörigen Cylinder, stehend zu giessen, damit dieselben fehlerfrei und dicht ausfallen. Die Schwierigkeit des Gusses wächst beträchtlich mit der Höhe, und man stellt daher in neuerer Zeit lange Treibkolben, welche vorzugsweise für direkt wirkende Personenaufzüge in hohen Wohngebäuden, Hotels etc. Verwendung finden, statt aus Gusseisen aus Messingrohren her.

Fig. 5 bis 7, Taf. 40, zeigen einen derartigen Kolben eines französischen Aufzuges von Heurtebise. ⁷)

Das messingene Kolbenrohr hat im vorliegenden Fall, bei 18 m ganzer Länge, 150 mm äusseren Durchmesser und für 1000 kg Gesammtbe-lastung nur 5 mm Wandstärke. Das Rohr wird aber durch ein schmiedeeisernes von 60 mm äusserem Durchmesser und ebenfalls 5 mm Wandstärke , welches von oben bis unten durchgeht, abgesteift, indem in entsprechenden Entfernungen gusseiserne Scheiben eingeschaltet sind, deren Naben das Kernrohr umschliessen, während sich der äussere Umfang derselben gegen die innere Wandung des Kolbenrohres anpresst. An den Enden ist das Kernrohr durch eingesetzte massive Zapfen mit dem Kopf und Boden des Hauptrohres verschraubt.

Diese Verschraubung greift unten in den vollen Kolbenboden ein, oben ist dagegen für die erforderliche Unterstützung der Kopfschraube nur eine schmiedeeiserne Brücke über den Kolbenrand fortgelegt.

Um das Eindringen von Wasser durch die Bodenschraube in das Innere des Kolbens zu verhüten, ist ein besonderer Schutzboden vorgeschraubt und diese Verbindung ebenso, wie die Laschenverschrau-bung-en der einzelnen stumpf zusammenstossenden Rohrschüsse, zur weiteren Sicherheit verlöthet.

Die Öffnungen des unteren stulpenförmigen Kolbenrandes sollen dem Wasser den Austritt ins Freie ermöglichen, falls die selbstthätige Umsteuerung für die Hubbegrenzung versagt. Dieselben verhindern unter allen Umständen das vollständige Heraustreiben des Kolbens aus dem Cylinder, da die Kolbenbewegung aufhören muss, sobald der durchbrochene Manschettenrand sich über den Cylinderabschluss erhebt.

Zur Verbindung der Lastbühne mit dem Kolben ist auf den Kopf desselben eine gusseiserne, aussen prismatische Muffe gesetzt, gegen deren Seitenflächen sich die Bühnenträger mit ihren U-förmigen Querverbindungen anlegen. Diese Theile sind unter einander und mit dem Kolben verschraubt und vernietet.

Bestimmt man die Widerstandsfähigkeit des in Rede stehenden Kolbens, so ergiebt sich die Sicherheit des Messingrohrs, unter Vernachlässigung der inneren Versteifung, nach der Zerknickungsformel

345.

71^ E1 ¹¹ — PI2

Setzten wir den Elasticitätsmodulus des Messings auf cm bezogen E — 960000, so ergiebt sich für die oben angegebenen Abmessungen und Belastungsverhältnisse

960OOO . 7I³(lC⁴- I4⁴)

1000.64 . i8ooa ~ ^ I,75*

Diese an sich geringe Sicherheit des Messingrohres gegen Bruch durch Zerknicken wird durch die inneren Rohrversteifungen, welche bei der vorstehenden Rechnung unberücksichtigt geblieben sind, ausreichend erhöht.

Eine ganz ähnliche Konstruktion wendet die Berlin-Anhaltische Maschinenfabrik für ihre Personenaufzüge an.*) Auch hier, Fig. 8 u. 9, Tafel 40, sind die einzelnen Rohrschüsse des Kolbens durch eingesetzte Muffenstücke mit einander verschraubt, und ebenso sind die einzelnen Strecken der Spannstange, welche an Stelle des schmiedeeisernen Kernrohres zur Verankerung des Fahrstuhls mit dem Kolbenboden angewendet ist, durch solide Verschraubungen untereinander verbunden. Die Zeichnung veranschaulicht ausser der Kolbenkonstruktion auch den zugehörigen Cylinder mit der Bufferanordnung, welche vielfach für Aufzüge angewendet wird, um die tiefste Stellung des f'ahrstuhls durch ein elastisches Auflager für die Bühne zu begrenzen.

Die Buffer lassen sich auf der erweiterten Kopfplatte des Cylinders, Fig. 9, oder auf einer besonderen Grundplatte sehr bequem aufstellen.

Diese Anordnung- für Fahrstühle g-ewährt im Vergleich zu der früher besprochenen Konstruktion für Drehkrahne, mit einem einzigen Buffer unter dem Kolbenboden, den Vortheil, jederzeit leicht zugänglich zu sein und auch nöthigenfalls Justirungen der Höhenstellung zu gestatten, so dass die Fahrstuhlbühne genau mit dem festliegenden Fussboden abschneidet.

Teleskopkolben. Die bedeutenden Kosten, welche bei hohen Aufzügen mit direkt wirkendem Kolben aus dem Abteufen entsprechend tiefer Bohrlöcher für die Aufstellung der zugehörigen Treibcylinder erwachsen, haben dazu geführt, Kolben aus einer Anzahl in einander liegender Rohre zu konstruiren, welche sich teleskopartig aus und in einander schieben lassen. Hierdurch vermindert sich die Länge des Hauptcylinders im Verhältniss zur Zahl der Kolbenauszüge.

Ein derartiger Aufzug ist von Haag für das Hôtel zu den Vier Jahreszeiten in München ausgeführt ⁸). In Amerika werden Teleskopkolben von Wm. Barnet Le Van in Philadelphia angewendet⁹), deren Konstruktion durch Fig. io bis 12, Taf. 40 veranschaulicht ist.¹⁰)

Jeder einzelne Kolbenauszug bildet gleichzeitig den Cylinder für die nächst folgende Kolbenstrecke und trägt dementsprechend auf seinem Kopf eine Stopfbüchse. Unter der Einwirkung des Druckwassers wird der ganze Kolben gehoben, bis die einzelnen Kolbenstrecken mit ihrem unteren nach aussen vorspringenden Rande an den Stopfbüchsenboden des umschliessenden Rohres stossen und hierdurch ihren Hub begrenzen.

Die Kolben dürfen mit ihren unteren Verstärkungen nicht vollständig dicht in den umschliessenden Cylindern geführt werden, oder müssen, was vorzuziehen sein dürfte, an diesen Stellen mit entsprechenden Bohrungen versehen sein, um beim Aufsteigen dem über den Wülsten befindlichen Wasser das Entweichen nach unten zu ermöglichen. Bei der Annäherung der einzelnen Kolbenauszüge an ihre Hubgrenzen wirkt die schliessliche Verengung des freien Raumes zwischen den Kolbenringen und den darüberliegenden Stopfbüchsenboden in Gemeinschaft mit den geringen Durchflussquerschnitten für das verdrängte Wasser, verzögernd auf die Beendigung des Hubes und vermindert hierdurch die Stösse der einzelnen Hubbegrenzungen. Die ringförmigen Kolbenverstärkungen gestatten die Montage des ganzen Kolbens nur in der Weise, dass die einzelnen Kolbenstücke von unten in einander geschoben werden.

Die Stopfbüchsenschrauben sind mit Rücksicht hierauf in viertheiligen Befestigungsringen untergebracht, Fig. 12, welche sich nachträglich von aussen in die Rohrköpfe einlegen lassen, während die Verbindungsschrauben für die Quadranten gleichzeitig die Befestigungsbolzen der Stopfbüchsenschrauben bilden.

In der tiefsten Stellung, bei abgelassenem Druckwasser, legen sich die einzelnen Kolbenstempel auf eine gemeinsame, mehrfach durchbohrte Bodenplatte, welche ihrerseits auf einer Schneckenfeder eine elastische Unterstützung findet, so dass sich die einzelnen Stempel ohne Stoss aufsetzen.

Le Van ordnet ausserdem ein Luftventil B an, um bei zu raschem Wasserabfluss durch Luftansaugen von aussen die Bildung eines Vakuums unter dem Kolben zu hindern. Derselbe hat diese Konstruktion mehrfach ausgeführt und sogar noch für Aufzüge mit 5000 kg Nutzbelastung bis 25 m Förderhöhe angewendet.

Das Teleskopkolbensystem bietet den unbestreitbaren Vortheil geringerer Anlagekosten, die sich nach den Angaben von Le Van zu denen für einen gewöhnlichen Aufzug mit direkt wirkendem Treibkolben und tief versenktem Cylinder unter Berücksichtigung der Montirungskosten bei 25 m Förderhöhe und 5 Tonnen Nutzlast wie 7 : 8 verhalten. Andererseits ist der Wasserverbrauch der Teleskopaufzüge ein grösserer, da die Nutzlast nur dem Druckquerschnitt des massiven Kernkolbens entspricht, welcher die Lastbühne trägt, und ausserdem wird auch die Betriebssicherheit der ganzen iUilage durch die Zerlegung des Kolbens in eine Reihe einzeln beweglicher Stempel unzweifelhaft beeinträchtigt.

Die Auffahrt-

Zu erwähnen dürfte noch sein, dass Le Van für seine Teleskopkolben Wasserdruck von 12 bis 20 Atmosphären benutzt, geschwindigkeit wird von Riedler zu 0,45 m, die Senkgeschwindigkeit zu 0,93 m angegeben.

In Frankreich ist das System der Aufzüge mit Teleskopkolben von Bodson ausgebildet.*)

£. Kolbenführungen.

Für die Kolben der direkt wirkenden hydraulischen Krahne genügt bei der verhältnissmässig geringen Hubhöhe derselben im allgemeinen eine hinreichend lange Führung des Plungerkolbens im Cylinder. Arbeiten die Kolben mit losen Kettenrollen, so lässt sich für das Querhaupt, welches die losen Rollen trägt, ausserdem leicht im Maschinengestell eine geeignete Führung anordnen. Die Kolben der direkt wirkenden hydraulischen Aufzüge verlangen unter allen Umständen angesichts der nicht immer gleichmässigen Belastung der Bühne und der meist beträchtlichen Hubhöhen doppelte Führungen, einerseits im Cylinder, andererseits durch Vermittelung der Lastbühne. Diese Bühnenführungen sind, um gefährliches Schwanken der Treibkolben zu verhüten, mit weit grösserer Sorg-

fait als die gewöhnlichen Fahrstuhlführungen für Aufzüge mit Seil- oder Kettenbetrieb herzustellen, derart, dass der Spielraum entweder ganz beseitigt wird, oder wenigstens auf ein Minimum beschränkt bleibt.

Man führt die Lastbühnen meist durch gusseiserne Schuhe, welche am besten in der senkrechten Mittelebene des Förderkorbs oben und

Hü

Fig. 268. X : 15.

unten paarweise angebracht werden. Als Führungsständer benutzt man freistehende gusseiserne Säulen mit entsprechenden Nuthen oder prismatischen Leisten, meist aber Schienen, welche mit dem Umfassungsmauer werk zu verankern, oder sonst solide mit der Auszimmerung des Fahrschachtes zu verbinden sind.

Die Anwendung gusseiserner Führungsständer beschränkt sich auf Aufzüge mit massiger Hubhöhe und findet sich mehrfach für Gepäckaufzüge bei Bahnhofsanlagen mit hochliegendem Perron ausgeführt. Fig. 268 stellt eine derartige Anordnung dar.¹¹)

Schmiedeeiserne Führungsschienen verdienen für grosse Förderhöhen und für besonders schwere Aufzüge den Vorzug.

Der Fuss der in diesem

Fig. 13 u. 14, Taf. 40, veranschaulichen die Befestigung der Führungsschienen für einen Güterwagenaufzug. ¹¹)

Fall benutzten Eisenbahnschienen ist auf eine durchlaufende Flacheisenschiene aufgenietet, und diese Verstärkung in Abständen von circa 2 m mit gusseisernen Unterlagsplatten verschraubt, welche ihrerseits schliesslich mit dem Mauerwerk kräftig verankert sind. Zur Erhöhung der Befestigungssicherheit hat man für die Verankerungen besondere Quadern in das Ziegelmauerwerk eingefügt, die von den gusseisernen Platten auf der Stirnseite vollständig umklammert werden. Zwischen den Ankerplatten liegen die Schienen frei.

Statt der Führungsschuhe wendet man bisweilen auch Rollen an. Unter anderem sind die Aufzüge des Eisenbahnhotels zu Berlin hiermit ausgerüstet.¹²) Die Anordnung besteht aus vier Rollengruppen, oben und unten auf jeder Seite des Förderkorbs in der vertikalen Mittelebene desselben, Fig. 1 bis 4, Taf. 41. Als Leitschienen dienen gewalzte eiserne T - Schienen. Jede Rollengruppe enthält drei in einem gusseisernen Rahmenstück gelagerte Rollen, von denen zwei gegen die Seitenflächen der T-Eisen-Mittelrippe laufen, die dritte senkrecht dazu auf der hohen Kante anliegt. Die Rollen sind zur Erzielung eines möglichst sanften Ganges aus Hartgummi hergestellt und ihre Achsen in Schlitzen verstellbar, so dass eine Justirung nach eingetretenem Verschleiss leicht möglich ist.

rj. Treibcylinder.

Die hydraulischen Cylinder werden, wie die stärkeren Rohrleitungen, in Gusseisen ausgeführt und gleich diesen stehend mit entsprechend hohem verlorenen Kopf gegossen. Die Bestimmung der Wandstärken erfolgt nach der S. 538 angegebenen Formel für Röhren mit innerem Überdruck. Lange Cylinder sind aus mehreren unter einander durch sorgfältige Flan-schenverschraubung verbundenen Rohrstücken herzustellen. Die Flanschen müssen hierbei so ausgedreht werden, dass sie ringförmig in einander greifen, wie die frühere Textfigur 255, S. 538, erkennen lässt. Nur hierdurch ist ein genügender Schutz gegen Flerauspressen der Dichtungsringe zwischen den Flanschen zu erzielen.

Für sehr stark beanspruchte Cylinder dürfte sich die Verwendung von Gussstahl, und als Dichtungsmaterial zwischen den Flanschenver-schraubungen Kupfer empfehlen. Die Kupferringe sind wie Gummidichtungen in eingedrehte Nuthen einzupressen.

Die Anordnung der Ledermanschettendichtung im Cylinderkopf ist bereits S. 525 erörtert, und liefert die Fig. 251 auf ! jener Seite ein Beispiel für derartige Kolbendichtungen mit besonderem Brillenverschluss.

Zu erwähnen ist hier noch, dass Clark und Standfield bei sehr wichtigen Konstruktionen für die Stopfbüchsenkammer zwei Ledermanschetten mit geringem Zwischenraum über einander empfehlen. ¹³) So lange die Manschetten unversehrt sind, funktionirt nur die untere und erleidet demgemäss auch allein die Abnutzung, da ja die Lederstulpen lediglich durch den hydraulischen Druck angepresst werden, bei unversehrter unterer Liderung also die obere Manschette ausser Wirksamkeit bleibt und nur eine Reservedichtung bildet.

Ein kleines Rohr, welches mit dem Raum zwischen den Manschetten in Verbindung steht, macht den Maschinenwärter durch Ausspritzen von Wasser auf eine etwaige Zerstörung der unteren Manschette aufmerksam. Es ist alsdann das Alarmrohr einstweilen durch einen darin angeordneten Flahn zu schliessen und die zerstörte Manschette zu erneuern, sobald der Betrieb des hydraulischen Hebewerks ohne besondere Störung unterbrochen werden kann.

Die Cylinder werden meist vertikal aufgestellt.

Horizontale Cylinderlagen gestatten zwar die volle Ausnutzung der verfügbaren Wasserdruckhöhe, da die Auftriebwirkung fortfällt, aber die zugehörigen Kolben laufen alsdann nicht selbstthätig zurück. Es bedarf daher einer starken todten Belastung der Förderkette, um die Kolben in die Anfangslage zurückzuführen, wenn die Nutzlasten nicht im tiefsten Punkt abgesetzt werden. Bei Aufzügen genügt hierzu das Eigengewicht des Fahrstuhls, bei Krahnen dagegen müsste das Gewicht, welches in die Lastkette zur Spannung derselben im unbelasteten Zustande oberhalb des Hakens eingeschaltet wird, auf mehrere Centner erhöht werden, um

nicht allein die Rollenwiderstände der Kettenleitung und des Flaschenzuges auszugleichen, sondern auch die Stopfbüchsenreibung des Kolbens zu überwinden.

In solchen Fällen zieht man es dann meist vor, zur Zurückführung des Treibkolbens einen besonderen kleinen Gegenkolben und Gegen-cylinder einzuschalten. Letzterer steht ohne Steuerung direkt mit der Druckwasserleitung in Verbindung.

Beim Vorlauf des Treibkolbens weicht der Gegenkolben , welcher die direkte Verlängerung des ersteren bildet, in seinen Cylinder zurück, und der Querschnitt des Treibkolbens ist demnach infolge des Gegendrucks des Kraftwassers um den Querschnitt des Gegenkolbens grösser anzunehmen, als die Bewältigung der Last an sich erfordern würde. Sobald die Last abgesetzt und das Rücklaufventil geöffnet ist, schiebt das Druckwasser von selbst den Gegenkolben heraus und bringt dadurch den Hauptkolben in die gewünschte Anfangsstellung.

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Bei vertikaler Cylinderstellung genügt das Eigengewicht der Treib kolben, um das selbst-thätige Zurücksinken derselben zu vermitteln, und daher findet man bei den neueren hydrau-^ fischen Krahnen meist den Treibcylinder in die |rir Krahnsäule selbst verlegt.

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Für direkt wirkende hydraulische Aufzüge müssen die Treibcylinder unter das tiefste Geschoss versenkt werden. Man hängt dieselben bei massiger Länge in einen ausgemauerten Brunnenschacht, wie aus Fig. i, Taf. 40 ersichtlich.

Um das Eindringen des Grundwassers in den Schacht zu verhindern , ist die Mauerung wasserdicht mit Cement auszuführen; die Sohle des Schachtes pflegt man zu betoniren.

Das Einhängen des Cylinders in den Brunnenschacht durch Abstützen desselben auf den oberen Kranz des Mauerwerks mittelst einer starken gusseisernen Platte erscheint vor-theilhafter, als das Aufstellen auf die Sohle, da im letzteren Fall das Fundament noch tiefer gesenkt werden muss, und sich andererseits auch die Montage des Cylinders leichter oben, als in der Tiefe ausführen lässt.

Fig. 269 I : 150.

Für Cylinder von bedeutender Länge, die vorzugsweise für Aufzüge in Hotels und Speichern zur Ausführung gelangen , treibt man zunächst ein Bohrloch von genügender Tiefe und Weite, füttert dieses mit einem schmiedeeisernen genieteten Rohr aus und füllt schliesslich die Sohle des Bohrlochs mit einer Betonschicht, welche sowohl das Grund- und Quellwasser abschliesst, wie ein ausreichendes Fundament für die Aufstellung

Anmerkung. Es dürfte empfehlenswerth sein, bei Neubauten die Brunnen- und Bohrlochsenkungen rechtzeitig in Angriff zu nehmen, da die Schwierigkeiten, welche beim Ausführen derartiger Arbeiten auftreten, sich nicht im voraus in vollem Umfang übersehen lassen und wesentlich erhöht werden, wenn die übrigen Baulichkeiten bereits vollendet sind. So erwuchsen beim Abteufen des Bohrlochs für den hydraulischen Aufzug des Hôtels „Kaiserhof“ zu Berlin ganz ausserordentliche Schwierigkeiten, indem das Bohrloch durch den Druck der benachbarten und bereits voll belasteten Fundamente so stark aus dem Loth gedrängt wurde, dass man das theilweise eingesenkte Rohr wieder entfernen und die Abteufung unter besonderen Vorsich ts-massregeln von vorn beginnen musste. Bei der Brunnensenkung für die hydraulischen Aufzüge des Centralbahnhofs in Magdeburg stiess man unerwartet auf einen mächtigen erratischen Block und sah sich genöthigt, die zur Beseitigung desselben erforderlichen Dynamitsprengungen in der bereits im Rohbau fertig gestellten Perronhalle vorzunehmen.

#. Veränderlicher Kraftwasserverbrauch für wechselnde

Belastung.

Armstrong'¹ sehe Anordnung für wechselnden Kraftivasserverbrauch.

Bei stark wechselnder Belastung hydraulischer Hebezeuge mit Accu-mulatorbetrieb macht sich der Nachtheil geltend, dass der Überschuss der hohen Druckspannung des Accumulators, die nach Massgabe der grössten Lasten festgesetzt ist, für welche die einzelnen Hebewerke konstruirt sind, zum Theil nutzlos verschwendet wird, sobald nur mittlere oder kleine Lasten gehoben werden.

Die Treibcylinder verbrauchen bei der gewöhnlichen Kolben- und Steuerungskonstruktion für ein und dieselbe Hubhöhe dieselbe Druckwassermenge, gleichgültig ob der Kolben leer oder mit voller Last aufsteigt, und der Überschuss an motorischer Kraft ist daher, sobald die Beschleunigung, welche derselbe der Lasthebung ertheilt, die zulässigen Grenzen überschreitet, durch Drosseln des Einströmungsventils zu vernichten.

Dieser Nachtheil lässt sich beschränken, wenn man für stark wech-

Die

Die Skizze Fig. 269 stellt

des Treibcylinders in dem Bohrloch bildet, eine derartige Ausführung für den Personenaufzug des Eisenbahnhotels

zu Berlin dar. ¹⁴)

selnde Lasten Hebemaschinen mit Gruppencylindern anwendet, älteren Armstrong’schen Konstruktionen besitzen für solche Zwecke meist drei Treibcylinder, die nebeneinander angeordnet, für die Hebung der Maximallasten gemeinsam gefüllt werden, während man zum Heben mittlerer Lasten nur die Treibkolben der beiden äusseren Cylinder und zum Heben der kleinsten Lasten, den Mittelcylinder allein in Thätigkeit setzt. Dementsprechend verändert sich auch der Kraftwasserverbrauch je nach den Lastgrössen. ¹⁵)

Eine wesentliche Vereinfachung dieses älteren Systems für veränderlichen Kraftwasserverbrauch ist später von Armstrong selbst durch einen Scheibenkolben mit verschiedenem Druckquerschnitt und durch eine eigenartige Steuerung für den Rückfluss des überschüssigen Druckwassers in den Accumulator eingeführt. *)

Fig. 270 giebt eine Skizze der betreffenden Anordnung, für deren Wirkungsweise es im übrigen gleichgültig ist, ob wie im vorliegenden Falle vorausgesetzt, der Treibkolbenhub durch Einschalten eines umgekehrten Flaschenzuges vervielfältigt wird, oder ob der Kolben direkt die Last aufnimmt.

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Fig. 270.

Es sind A und C Druckwasserabsperrventile für die Cylinderräume vor und hinter dem Treibkolben, B das Abflussventil, F und D Entlastungsventile. D wirkt ausserdem, wie noch näher zu erörtern, als Steuerungsventil und muss daher auch von aussen verstellt werden können.

In der gezeichneten Steuerungsstellung sind die Einströmungsventile A und C geöffnet, alle übrigen Ventile geschlossen. Das Druckwasser hat also Zutritt in beide Cylinderräume, infolge der Verschiedenheit der Kolbenquerschnitte wird jedoch der Kolben vorwärts getrieben und dadurch das Wasser vor dem Kolben direkt in die Druckleitung zurückgedrängt. Der wirksame Kolbendruck ist hierbei gleich der Differenz der beiden Kolbenflächen, aber auch der Kraftwasserverbrauch nur gleich der Differenz der beiden Cylinderfüllungen, von denen die kleinere ohne Verlust wieder dem Accumulator zugeführt wird. Schliesst man das Ventil A zur Begrenzung des Lasthubes, so wird, falls der Kolben nicht augenblicklich zum Stillstand gelangt, das Entstehen eines Vakuums hinter dem Kolben theils durch das aus dem vorderen Cylinderraum verdrängte Wasser, theils durch eine Ergänzungsfüllung verhindert, welche aus der Rücklaufleitung durch das Säugventil D ermöglicht ist.

Um den Kolbenrücklauf unter dem Einfluss der Last eintreten zu lassen, ist A zu schliessen und B zu öffnen. Bleibt hierbei C offen, so

fabrik fertiggestellten Maschinen aus den Werkstätten auf das höher gelegene Niveau eines Schienenstranges der Stettiner Eisenbahn zu heben und Kohlenwagen vom Bahnniveau in die Fabrik hinabzusenken. Diese Anlage ist im Jahre 1858 ausgeführt und in Wiebe’s Skizzenbuch Heft XXII veröffentlicht.

*) Engineering 1868 Decemberheft S. 560.

füllt sich der vordere Cylinderraum direkt durch die Cylinderentleerung auf der Gegenseite. Sollte C geschlossen sein, so tritt D als Säugventil in Thätigkeit und der vordere Cylinderraum füllt sich alsdann indirekt aus der Abflussleitung. Ein plötzlicher Abschluss des Ablaufventils wird durch das Sicherheitsventil F entlastet.

Für vollen Druck ist auch mit voller Cylinderfüllung zu arbeiten; hierzu sind die Ventile B und C geschlossen zu halten, dagegen A und D zu öffnen. Alsdann entweicht die vordere Cylinderfüllung ohne Widerstand in die Abflussleitung A, während das Kraftwasser hinter dem Kolben auf die volle Querschnittsfläche drückt. Um den Kolbenhub zu begrenzen, ist D zu schliessen. Die vor dem Kolben abgesperrte Wassersäule hemmt dann denselben sofort, gestattet aber eine Entlastung bei auftretendem Wasserstoss durch selbstthätige Öffnung des Ventils C. Das vollständige Absperren des Kraftwassers erfolgt durch Schliessen von A. Der Kolbenrücklauf tritt unter den bereits oben angegebenen Verhältnissen ein.

Die Differenz der Kolbenquerschnitte bedingt das Verhältniss der Lastgrössen, welche sich beim grössten und beim kleinsten Wasserverbrauch heben lassen. In der Praxis wählt man das Verhältniss der Kolbenquerschnitte meist =1:2.

Kraftwasserregulirung von I. H. Greathead und Montagu Martindale.

Ein neuer Gedanke, den Kraftwasserverbrauch nach Massgabe der wechselnden Belastung der Hebewerke zu reguliren, ist durch I. H.

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Greathead und Montagu Martindale in London angeregt und Gegenstand des deutschen Reichspatentes Nr. 8262. Das Grundprincip dieses Systems ist in Fig. 271, S. 557, skizzirt und beruht auf der Einschaltung eines Injektors in das Druckrohr, welches das Kraftwasser dem Treibcylinder zuführt.

Bei geringer Belastung des Hebewerks wird das Druckwasser aus dem Accumulatorrohr A mit gesteigerter Geschwindigkeit in das Treib-cylinderrohr D überströmen und hierbei durch die Injektordüse E Wasser aus dem Rohr B aufsaugen, welches einem Rücklaufreservoir entnommen werden kann. Es füllt sich der Treibcylinder demnach nur theilweis mit Druckwasser aus dem Accumulator und somit verringert sich naturgemäss auch der specifische Druck im Treibcylinder, dessen Füllung in diesem Fall aus einem Gemisch von Hochdruck- und Niederdruckwasser besteht.

Das Aufsaugen der Niederdruckflüssigkeit hört auf, sobald der Überschuss des treibenden Druckes unter eine gewisse Grenze sinkt. Das Entweichen des Druckwassers durch das Niederdruckrohr B hindert ein in demselben liegendes Saugeventil, welches das Rücklaufreservoir abschliesst und sich nur öffnet, wenn der Injektor saugend wirkt.

Das Ablaufrohr C wird durch das Ventil H bis zur beabsichtigten Treibcylinderentleerung abgesperrt. Zur schnelleren Cylinderentleerung dürfte es sich empfehlen, das Ablaufrohr C vom Treibcylinderrohr D abzuzweigen und dementsprechend auch das Ventil H zu verlegen, damit das Wasser beim Rücklauf nicht die engen Düsenquerschnitte zu passiren braucht.

Das Absperrventil E für die Druckleitung trägt den Injektorkonus, so dass das Reguliren dieses Ventils für die Kraftwassereinströmung auch gleichzeitig die Injektorwirkung bestimmt.

Erfolge dieser neuen englischen Konstruktion in der Praxis sind dem Verfasser nicht bekannt geworden, aber der Gedanke an sich verdient unzweifelhaft Beachtung und der Apparat lässt eine seinem Zweck entsprechende Wirkungsweise erwarten.

System Johnson & Ellington für veränderlichen Kraftwasserverbrauch.

Unter den Mitteln, den Kraftwasser verb rauch nach Massgabe der zu hebenden Lasten zu regeln, ist schliesslich noch das Patent von Johnson & Ellington in Chester zu erwähnen.¹⁶) Die Grundidee der Johnson’schen Anordnung besteht in der Einschaltung zweier verschiedener Flaschenzüge als Hubmultiplikatoren für den Treibkolben, von denen der eine mit grösserer Übersetzung für kleinere Lasten in Thätigkeit gesetzt wird, während die Maschine grössere Lasten mit geringerer Hubvervielfältigung hebt.

Die kleinere Umsetzung des Treibkolbenhubes muss genügend sein, um bei vollem Kolbenhub den ganzen Lasthub zu vollziehen; daraus folgt, dass beim Einschalten der grösseren Übersetzung für kleinere Lasten nur ein Theil des Treibkolbenhubes erforderlich wird, um die Last auf dieselbe Höhe wie im ersten Fall zu heben, und dass demnach auch der Kraftwasserverbrauch ein geringerer ist.

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Fig. 273.

Fig. 272.

In den Fig. 272 u. 273 bezeichnet A den hydraulischen Treibcylinder. Der Plungerkolben trägt die lose Kettenrolle B und wird durch eine prismatische Verlängerung noch besonders geführt. Über die Rolle B ist eine Kette geleitet, an deren herabhängenden Enden Gehäuse C und D mit innen gelagerten Rollen aufgehängt sind. Die Rollenzahl dieser beiden Gehäuse ist verschieden; dieselben funktioniren als lose Flaschen oder bilden nur eine feste Kettenleitung, je nachdem sie frei an der Hauptkette hängen, oder durch Bolzen bei b, beziehentlich bei c, an das Maschinengestell angeschlossen werden. Die korrespondirenden festen Rollen sind im Maschinengestell untergebracht.

Johnson & Ellington befestigen das ruhende Trum der Lastkette bei a am Maschinenrahmen und führen die Lastkette über die Rollen der losen Flasche Z>, sowie die dazu gehörigen festen Rollen E. Dieses Flaschenzugsystem hat zwei lose und zwei feste Rollen. Von hier tritt die Lastkette unter die Leitrolle F, läuft dann über die Rolle der losen Flasche C — diese enthält nur eine Rolle — und wird schliesslich durch die letzte feste Rolle G im Maschinengestell, sodann nöthigenfalls über weitere Leitrollen in die Richtung der Lasthebung übergeführt. Befestigt man, wie in Fig. 272 angedeutet, die Flasche D am Maschinenrahmen, löst dagegen C, so wird der Treibkolbenhub nur durch die losen Rollen B und C vervielfältigt, d. h. im ganzen vervierfacht.

Die Kettenstrecke, welche zwischen der Leitrolle F und dem Befestigungspunkt a liegt, ruht hierbei vollständig und arbeitet nicht mit. Löst man dagegen die Flasche D und befestigt C am Maschinenrahmen, wie in Fig. 273, so wird die Umsetzung des Treibkolbenhubes durch die lose Rolle B und die losen Rollen der Flasche D bewirkt, die Hubübersetzung demnach auf das doppelte der ersten gesteigert, d. h. verachtfacht. Die Rollen F, C und G dienen in diesem Fall nur als Leitrollen für die Lastkette und könnten für die Hubübersetzung ganz entbehrt werden, falls man statt einer gemeinsamen Lastkette für beide Fälle deren zwei, für jeden Flaschenzug eine, anordnet.

Die Vermehrung der Rollenzahl beeinträchtigt die Nutzleistung durch die Erhöhung der schädlichen Widerstände nicht unerheblich, aber andererseits erscheint es als ein nicht zu unterschätzender Vortheil, dass die kleineren Lasten bei an sich geringerem Kraft Wasserverbrauch auch infolge des grösseren Hubumsetzungsverhältnisses mit grösserer Geschwindigkeit gehoben werden.

Das System dürfte daher besonders empfehlenswerth für Speicheraufzüge sein , mit denen man schwere Lasten nur bis in die unteren Stockwerke hebt, während die leichteren Lasten zu den oberen Etagen emporgezogen werden, und man findet in England für diese Zwecke vielfach Anlagen von Johnson.

Auch in Amerika hat das System Nachahmung gefunden ; wir werden später beim Besprechen eines Aufzuges von Lane & Bodley in Cincinnati eine Abänderung der Johnson’schen Anordnung zu erörtern haben.

i. Hebewerke mit hydrostatischer Ausgleichung der todten

Lasten.

Differential-Accumulator en von Clark & St and field. *)

Clark & Standfield wenden zur Regulirung des Kraftwasserverbrauchs einen mehreylindrigen Accumulator mit veränderlicher Druckwirkung an und verbinden denselben mit dem Hebewerk in der Weise, dass das ganze System eine hydrostatische Wage bildet, deren wechselndes Spiel, d. h. das Aufsteigen der Nutzlast und das Sinken des Accumulators, oder umgekehrt das Sinken des Lastkolbens und das Wiederaufsteigen des Accumulatorkolbens durch die Veränderlichkeit der Druckwirkung des letzteren vermittelt wird. Die Kraftwasserersparniss wird hierdurch ähnlich wie bei dem oben besprochenen Armstrong’schen System dadurch erzielt, dass stets ein Theil der Treibcylinderfüllung beim Wechsel der Kolbenspiele mit unverändertem Druck in den Accumulator zurückgepresst wird und der nächsten Lasthebung wieder zu gute kommt.

Der Wechsel in der Druckwirkung des Gruppenaccumulators ist auf mehrfache Weise zu erreichen, entweder durch direkte Verschiedenheit der Accumulatorbelastung, oder dadurch dass man die Zahl der aktiven Accumulatorkolben verändert und die konstante Belastung bald nur auf einzelne Kolben, bald auf die ganze Gruppe wirken lässt, wodurch natur-gemäss der hydraulische Druck pro Flächeneinheit in der Kraftleitung vermehrt oder vermindert wird.

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¹

Diese Formel ist auch zur Berechnung aller Cylinderwandstärken zu benutzen.

²

Sammlung von Zeichnungen für die Hütte 1880. Hydraulische Aufzüge der Berlin-An-haltischen Eisenbahn.

³

Patentschrift Klasse 35, Nr. 2014.

⁴

Blum, Hydraulische Aufzüge. Verhandlungen des Vereins für Gewerbefleiss 1880 und Sonderabdruck dieser Abhandlung im Verlag von A. Seydel, Berlin.

⁵

Riedler, Personen- und Lastenaufzüge, Blatt 6, Aufzüge von Lane und Bodley.

⁶

Sammlung von Zeichnungen für die Hütte 1879, Taf. 19a.

⁷

Armengaud. Publication industrielle 1881, S. 550, Taf. 47.

⁸

Dinglers Polytechnisches Journal, 1871, S. 169.

⁹

Patent vom 16. Februar 1875.

¹⁰

Vergleiche A. Riedler Personen-und Lastenaufzüge und Fördermaschinen. Wien 1877.

¹¹

Sammlung von Zeichnungen für die Hütte 1880. Hydraulische Aufzüge der Berlin-

¹²

Anhaltischen Eisenbahn.

¹³

Englische Patent-Speciiikationen 1873 No. 2498.

¹⁴

Blum. Die hydraulischen Aufzüge des Eisenbahnhotels zu Berlin 1880.

¹⁵

Derartige Anlagen finden sich bei den vom Ober-Maschinenmeister Welkner nach Armstrong’schem Muster ausgeführten hydraulischen Krahnanlagen für die steuerfreie Niederlage in Harburg und für den Seehafen in Geestemünde, welche in den Jahren 1857 und 1862 zur Ausführung gelangt und in der Zeitschrift des Architekten- und Ingenieurvereins zu Hannover i860, S. 443 und 1866, S. 316 veröffentlicht sind. Das Dreicylindersystem hat auch Borsig seiner Zeit für eine Hebebühne benutzt, welche der Bestimmung dient, die in der Berliner Lokomotiven-

¹⁶

Colyer. Hydraulic, Steam, and Hand Power Lifting Machinery. S. io.

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Fig. 274.

Fig. 274 giebt eine schematische Dispositionsskizze des Clark’schen Differential-Accumulators für Heben und Senken einer konstanten Last, beispielsweise eines Geschützes, das zum Laden hinter eine Brustwehr zurückgesenkt werden soll, zum Abfeuern dagegen in das freie Schussniveau emporgehoben wird.

36

Ernst, Hebezeuge.

Die Accumulatorbelastung ruht auf den drei Kolben A, B und E, die Nutzlast auf dem Treibkolben C. Die Accumulatorcylinder A und E stehen jederzeit in freier Verbindung mit dem Treibcylinder, der mittlere B dagegen kann nach Belieben durch ein Ventil D mit dem Rücklaufreservoir , oder mit der Hauptrohrleitung und einer kleinen Druckpumpe, welche zum Ergänzen der Füllung dient, in Verbindung gesetzt werden.

Denkt man sich das kleinere Gewicht Wv beseitigt und die grössere Belastung der Accumulatorkolben W so bemessen, dass der specifische Flächendruck, welcher durch den belasteten Treibkolben in der Rohrleitung erzeugt wird, ausreicht, um in seiner GesammtWirkung auf die drei Accumulatorkolben A, B und E, das Belastungsgewicht W, *und die Grösse der vorhandenen Stopfbüchsen-Widerstände, sowie die hydraulischen Effektverluste der Rohrleitung eben zu überwiegen, so müsste die Nutzlast sinken, indem die drei Accumulatorkolben gleichmässig aufsteigen. Diese Bewegung wird unterbrochen, sobald man durch Schliessen des Ventils D das Druckwasser von dem Mittel cylinder und der Einwirkung auf den Kolben B absperrt. Stellt man dieses Ventil alsdann für den Ablauf der Cylinderfüllung ein, so ruht die ganze Accumulatorbelastung nur auf den Kolben A und E; hieraus entsteht eine erhöhte specifische Druckspannung in der hydraulischen Leitung nach dem Treibcylinder, welche nunmehr umgekehrt das Aufsteigen der Nutzlast und das Sinken der Accumulatorkolben bedingt. Ein neues Kolbenspiel erfordert nur die Wiederherstellung der Verbindung des mittleren Accumulator-cylinders mit der Hauptrohrleitung und das Anlassen der Pumpe, um die Füllung, welche dieser Cylinder beansprucht, zu ergänzen. Der ganze Kraftwasserverbrauch beschränkt sich bei einem vollen Hubspiel auf denjenigen Bedarf, welcher zur Überwindung der vorhandenen Reibungen erforderlich ist.

Derselbe Erfolg lässt sich dadurch erreichen, dass man, wie in der Skizze angedeutet, die Accumulatorbelastung aus zwei getrennten Gewichten herstellt, von denen das kleinere Wx durch den mittleren selbstständig steuerbaren Kolben von dem Hauptgewicht abgehoben und auf dasselbe niedergelassen werden kann. Alsdann ist W so zu bemessen, dass sobald Wx abgehoben wird, die hydrostatische Wage auf der Treibkolbenseite schwerer belastet ist und das selbstthätige Sinken der Nutzlast veranlasst, während ein Niedersenken von Wx auf W der Accumulatorbelastung das Übergewicht verschafft und die Nutzlast in die Höhe treibt. Auch hier beschränkt sich der ganze Kraftverbrauch auf die jedesmalige Füllung eines kleinen Cylinders, dessen Kolbendruck ausreichen muss, um das Ausgleichungsgewicht für die schädlichen Widerstände des gesammten Apparates zu heben.

In diesem Fall steht der mittlere Accumulatorcylinder mit der Hauptrohrleitung gar nicht in Verbindung und kommunicirt nur direkt mit der Druckpumpe, welche den Kraftwasserverbrauch deckt, sowie mit dem Abflussrohr. Eine derartige Absonderung des mittleren Accumulatorcylinders lässt sich auch bei der erst besprochenen Disposition ausführen.

Rekuperator von Schemfil.

Während in den vorstehenden Darstellungen nur das allgemeine Princip der hydrostatischen Abbalancirung auf der Grundlage der englischen Original-Patentspecifikationen von Clark & Standfield klar gelegt ist, liefert der Vorschlag von Schemfil einen in konstruktiver Hinsicht sorgfältiger durchgearbeiteten Entwurf für die Verwerthung des Systems und löst die in Rede stehende Aufgabe, den Kraftwasser verbrauch auf dasjenige Mass zu beschränken, welches zum Überwinden der Reibungswiderstände der hydrostatischen Wage erforderlich ist, unter Anwendung eines Gegendruckaccumulators mit Einkolbensystem¹).

Das Projekt betrifft eine Verbesserung der Bewegungsmechanismen, welche bisher für Drehbrücken mit hydraulischem Triebwerk ausgeführt sind.

Schemfil ordnet unter dem Schwerpunkt der Brückenkonstruktion einen hydraulischen Presskolben an, dem die doppelte Aufgabe zufällt, zunächst die ganze Brückenlast freitragend von den Endauflagern abzuheben, sodann als Dreh stützzapfen zu dienen, während besondere hydraulische Maschinen die gehobene Brücke durch Kettenzug schwenken.

Das Eigengewicht der Brückenlast wird durch einen Gegen druck-accumulator abbalancirt, dem Schemfil den Namen ,,Rekuperator“ beilegt und ^ dem er folgende Anordnung giebt.

Der Schemfil’sche Rekuperator,

Fig. 275, ist ein Accumulator mit festem Kolben und beweglichem Cylinder, und demgemäss auch die Gewichtstrommel T mit dem Cylinder C und nicht mit dem Kolben K verbunden.

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Eine doppelte Manschettendichtung, deren eine im Boden des Cylinders, deren andere im Kopf des Kolbens liegt sondere Querschnitts-Ausführung des hohlen Kolbens sowie des Cylinders schaffen, wie auch aus Schnitt AB ersichtlich, zwei getrennte Cylinderräume.

Durch das Rohr D steht die grössere Kolbenhöhlung mit dem Press-cylinder unter der Brücke in Verbindung, und der hydraulische Druck,

und die be-

tu

Fig. 275.

welcher in dieser Presse durch die Brückenlast erzeugt wird, kommt auf den oberen Druckquerschnitt des Rekuperatorcylinders zur Wirkung. Dieser Druckquerschnitt entspricht der vollen Kolbenfläche.

Die Belastung der Rekuperatortrommel ist so bemessen, dass ein den Reibungswiderständen der Pressen entsprechendes Übergewicht der Brückenlast, den Rekuperatorcylinder selbstthätig hebt.

Um umgekehrt den Rekuperatorcylinder nach unten zu treiben und die Brücke zu heben, führt man durch das mit der kleineren Kolbenhöhlung in Verbindung stehende Rohr E Kraftwasser in den Ring-cylinder zwischen dem Rekuperatorkolben und dem Cylinder mantel, dessen Druck auf die untere kleine Ringfläche dieses Cylinders zum Überwinden des Übergewichts der Brückenlast genügt. Dieses Druckwasser wird einem besonderen Accumulator entnommen, und es muss demgemäss in den Rohrstrang E ein Schieberkasten oder ein Ventilgehäuse eingeschaltet sein, um je nach Einstellung der Steuerung den Accumulator mit dem Ringcylinder, oder diesen mit dem Ablaufrohr zu verbinden.

Das System der Ausgleichung der todten Lasten hydraulischer Hebewerke durch Einschalten eines hydraulischen Gestänges, lässt sich ganz allgemein für beliebige Aufzüge anwenden und ermöglicht unter allen Umständen eine Ausbalancirung ohne laufendes Ketten werk.

Wendet man den Schemfil’schen Rekuperator für einen gewöhnlichen hydraulischen Aufzug, beispielsweise für einen Erz- oder Kohlenaufzug an, so hat man die Disposition so zu treffen, dass der Ringquerschnitt des Rekuperatorcylinders genügend erweitert wird, um durch den motorischen Accumulatordruck die Reibungswiderstände und die Nutzlast zu überwinden, welch’ letztere im höchsten Punkt des Förderthurms abgesetzt wird. Die wirksame Druckfläche des vollen Cylinders vermittelt alsdann nach wie vor den Ausgleich der todten Lastwirkung, und die Ab-balancirung des Eigengewichts der Förderschale mit den leeren Förder-gefässen ist durch die hydrostatische Wage so weit zu steigern, dass nur ein ausreichendes Übergewicht zum selbstthätigen Senken des unbelasteten Aufzuges verbleibt.

Eine andere Anordnung, welche den gleichen Zweck verfolgt, das Eigengewicht von Förderschalen durch hydrostatischen Gegendruck auszugleichen, werden wir bei der späteren Besprechung des Aufzuges von Heurtebise mit Kompensator zu erörtern haben.

Clark & Standfield schlagen ferner vor, für schwere Aufzüge mit wechselnder Nutzbelastung sowohl für den Gegendruckaccumulator — den Rekuperator — wie zum Abstützen der Lastbühne das System der Gruppencylinder anzuwenden ²). Je nach der Grösse der Bühnenbelastung wäre eine entsprechende Anzahl der Accumulatorcylinder frei zu entleeren, um den specifischen hydraulischen Druck durch Koncentration der

Accumulatorbelastung auf eine geringere Anzahl von Kolben so weit zu steigern, bis die Treibkolben mit der Nutzlast aufsteigen. Vermindert sich nun die Bühnenlast in der höchsten Stellung durch Absetzen der gehobenen Nutzlast, und ist die Bühne entweder leer oder mit einer geringeren Belastung als beim Aufsteigen zurückzusenken, so kann wenigstens einen Theil des dem Accumulator zuführen, indem man auf der Bühnenseite dasselbe Verfahren anwendet, welches vorher benutzt wurde, um den Accumulator zur Wirkung zu bringen. Man entleert einzelne der Bühnencylinder ins Freie, bis der dadurch auf die noch tragenden Bühnenkolben koncentrirte Belastungsdruck die specifische hydraulische Pressung so weit steigert, dass sich die Accumulatorcylinder durch das Sinken der Bühne selbstthätig mit dem Rest des Kraftwassers füllen.

man

zur Auffahrt benutzten Kraftwassers wieder

Die Vortheile, welche sich Clark und Standfield von der Anwendung des Doppelgruppensystems hydraulischer Cylinder mit gegenseitiger Paarung zwischen den Cylindern des Gegendruckaccumulators und der Bühne nebenbei für die gleichmässige horizontale Hebung von Brücken etc. für den Fall versprechen, dass die einzelnen hydraulischen Presskolben unter den Endpunkten der Brückenbahn stehen, dürften sich nicht verwirklichen.

Versuche, welche bereits i860 von Barret in Marseille vorgenommen sind, haben gezeigt, dass selbst bei der sorgfältigsten Ausführung gekuppelter hydraulischerPressen mit übereinstimmenden Durchmessern dieGleich-mässigkeit der Kolbenbewegungen verloren geht, sobald die Pressen in grösserem Abstand von einander stehen.³) Wenn also selbst die Kolbenquerschnitte mathematisch genau justirt sind, erfolgt dennoch ein ungleichförmiges Aufsteigen der Kolben, infolge der Verschiedenheit der hydraulischen Widerstände in den Zweigen der gemeinsamen Rohrleitung.

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Clark und Standfield scheinen selbst auf ein vollständig gleichmässiges Heben nicht mit voller Zuversicht zu hoffen, da sie in derselben Patentschrift, in welcher sie die Vortheile der Gruppenpressen für genau horizontale Lasthebungen hervorheben, einen besonderen Sicherheitsapparat angeben, der das Voreilen einzelner Treibkolben verhindern soll. Die Einrichtung dieses Sicherheitsapparates ist folgende:

Fig. 276.

letztere gegen die

Wie aus der Skizze Fig. 276 ersichtlich, ist der Treibkolben hohl und die Bohrung desselben mündet dicht unter dem Kopf seitlich aus. Der Ausfluss des Druckwassers wird unter normalen Verhältnissen durch ein selbstthätiges Absperrventil V verhindert, dessen Gehäuse vor der Bohrungsmündung am Treibkolben befestigt ist. Eilt der

übrigen mit ihm zusammenarbeitenden vor, so wird das Absperrventil durch ein Fühlhebelwerk gelüftet, dessen Druckhebel H in Thätigkeit tritt sobald sich die Lastbühne infolge der Kolbenvoreilung schief einstellt. Während der Wirksamkeit des Sicherheitsapparates wird der Kolbenlauf durch das Ausspritzen des Druckwassers unterbrochen und das Ventil schliesst sich erst wieder, wenn der beabsichtigte Ausgleich erfolgt ist.*)

Über die Zuverlässigkeit solcher Sicherheitsapparate liegen dem Verfasser keine Mittheilungen vor.

In der Praxis hat man bisher dem Centralpressensystem den Vorzug gegeben, welches derartige Sicherheitsventile entbehrlich macht.

Gegendruckaccumulatoren mit hydrostatischer Ausgleichung des veränderlichen Kolbenauftriebs, von Clark & Standfield.

Wenn der Treibkolben aufsteigt, vermindert sich der hydraulische Auftrieb desselben um das Gewicht einer Wassersäule, deren Basis gleich dem Kolbenquerschnitt und deren Höhe gleich dem Kolbenweg, und diese Verminderung des Auftriebs wirkt demnach wie eine entsprechende Lastvergrösserung. Umgekehrt verliert der Accumulator an Druck durch den erhöhten Auftrieb der niedersinkenden Accumulatorkolben. Die Lastvermehrung auf der einen Seite und die Druckverminderung auf der anderen sind gleich gross; man kann für die Rechnung daher auch den Treibkolben widerstand als konstant annehmen, wenn man die Druckverminderung des Accumulators gleich dem Gewicht einer Wassersäule setzt,

deren Basis gleich dem Gesammtquerschnitt der eintauchenden Accumulatorkolben und deren Flöhe gleich der doppelten Accumulator-Senkung.

Um die Veränderlichkeit der Accumulator-wirkung zu beseitigen, haben Clark & Standfield die in Fig. 277 schematisch skizzirte Anordnung getroffen, dass der Gruppenaccumulator ausser der konstanten Gewichtsbelastung noch eine veränderliche Wasserbelastung trägt, die sich selbst-thätig vergrössert, sobald der Accumulator sinkt, und andererseits vermindert, sobald der Accumulatorkolben steigt. Zu dem Zweck ist auf die Kolbentraverse des Accumulators, ausser der unveränderlichen Belastung IV, ein vertikales Rohr M aufgesetzt, welches durch einen Heber S mit dem ruhenden Wasserreservoir in Verbindung steht. Bei sinkenden Accumulatorkolben saugt der Heber Wasser aus dem Reservoir T in das Standrohr M hinüber, während umgekehrt, ^ sobald die Kolben steigen, das angesaugte Wasser wieder in das Reservoir zurückfliesst.

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Fig. 277.

*) Siehe auch den Sicherheitsapparat für denselben Zweck von Frank John Meyer und Wilhelm Wernigh. D. R. P. No. 6931.

Berücksichtigt man, dass sich, wie oben auseinandergesetzt, die Druckwirkung des Accumulators um die doppelte Grösse der Auftriebvermehrung vermindert, und dass durch die Füllung des Standrohres aus dem Reservoir die Druckhöhe des letzteren selbst abnimmt, so ist die Unveränderlichkeit des Accumulatordruckes an die Bedingung geknüpft

346,

2a(l +jt)

falls

m den lichten Querschnitt des Standrohres,

a den gesammten Querschnitt der eintauchenden Accumulator-kolben,

und

t den Querschnitt des Reservoirs bezeichnen.

Die ganze Anordnung lässt sich auch dahin abändern, dass der Heber an der Accumulatorbewegung theilnimmt, wobei dann die Eintauchtiefe des in den feststehenden Wasserbehälter hineinragenden Schenkels wechselt. Das Reservoir wird in diesem Falle durch ein in der Mitte der Accumulatorcylindergruppe aufgestelltes Rohr gebildet. ⁴)

Derartige Ausgleichungen für die wechselnde Auftriebwirkung erscheinen sehr beachtenswerth, wenn man erwägt, wie bedeutende Wasserdrucksäulen bisweilen bei hydraulischen Flebewerken durch das Eintauchen der Presskolben verdrängt werden.

Die vollständige Ausgleichung der veränderlichen Auftriebwirkung ist in der Praxis im grossartigsten Massstabe bei der Anlage des Kanal-Hebewerks für les Fontinettes bei St. Omer in Frankreich verwirklicht. Wir werden diesen Entwurf, welcher von den englischen Ingenieuren Clark & Standfield und Edwin Clark herrührt, später eingehender erörtern und verweisen hierfür auf den letzten Abschnitt der hydraulischen Hebewerke.

b. Hydraulische Aufzüge.

Hydraulische Aufzüge werden entweder direkt wirkend ausgeführt, d. h. die Lastbühne ruht unmittelbar auf dem Treibkolben, oder man schaltet zwischen dem Treibkolben und der Förderschale eine Kette oder ein Drahtseil zur indirekten Kraftübertragung ein. Im letzteren Falle wird in der Regel zur Verminderung der erforderlichen Kolbenhubgrösse ein Rollenzugsystem als Hubmultiplikator angewendet.

Das System der direkt wirkenden hydraulischen Aufzüge findet in erster Linie für Personenaufzüge Verwendung. Lasten und Gepäckaufzüge werden im allgemeinen nur dann direkt wirkend ausgeführt, wenn es sich um massige Hubhöhen oder um sehr bedeutende Lasten handelt.

Das indirekt wirkende System steht infolge der Einschaltung von Seilen und Rollen in das Triebwerk dem direkt wirkenden hinsichtlich der Sicherheit und des Nutzeffektes nach, aber es gewährt dafür den Vortheil einer billigeren Gesammtanlage.

a. Direkt wirkende Aufzüge.

Personenaufzug von E. Blum in Berlin. — System Edoux.

Die einfachen direkt wirkenden Personenaufzüge sind auf dem Kontinent erst durch den von Edoux für die Pariser Weltausstellung 1867 im Ausstellungspalaste aufgestellten Aufzug in weiteren Kreisen bekannt geworden. Man bezeichnet daher auch das ganze System, trotzdem dasselbe bereits vor der Pariser Weltausstellung in grösseren englischen Hotels mehrfach in Anwendung war, kurz als das Edoux’sche.

Figur 5 bis 8 Taf. 41 geben die Dispositionsskizze eines solchen Aufzuges, entsprechend einer von der Berlin-Anhai tischen Maschinenfabrik für das Eisenbahnhötel zu Berlin ausgeführten Anlage ⁵).

Das zur Aufnahme der Personen bestimmte Coupé A ist in solider Weise durch konsolförmig angeordnete Winkeleisen mit dem Treibkolben verbunden, ausserdem noch eine weitere Sicherung durch Noth-ketten vorgesehen, welche in Wirksamkeit treten, falls die starre Verbindung zerstört werden sollte.

Die Vertikalführung des Coupés wird durch Rollen, Fig. 1 bis 4, Taf. 41, an den Leitschienen N vermittelt, welche, wie aus dem Grundriss Figur 6 ersichtlich, auf den in das Mauerwerk eingelassenen Holzsäulen befestigt sind.

Der Treibcylinder ist in die Erde versenkt. Auf- und Niederfahrt werden durch eine entlastete Kolbensteuerung bewerkstelligt, für welche die S. 543 beschriebene amerikanische Konstruktion von Lane und Bodley benutzt ist. Um die Umsteuerung vom Fahrstuhl selbst bei jeder Stellung desselben bewirken zu können, ist ein Seil ohne Ende über die Rollen R durch den ganzen Fahrschacht geleitet. Der Aufzug wird in den Endstellungen selbstthätig durch Anstoss des Stuhls an eiserne Knoten im Steuerseil angehalten.

Die Kolbensteuerung ist in der Figur durch G, das Verbindungsrohr zwischen dem Treibcylinder und dem Steuerungscylinder mit F bezeichnet.

Um die todte Last des Plungers und des Coupés auszugleichen, ist letzteres in der zu den Thüröffnungen senkrechten Mittelebene an Ketten aufgehängt, die über Rollen K im höchsten Punkte des Fahrschachtes geleitet, an den Enden mit gusseisernen Gegengewichten H belastet sind.

dass Förderschale und

Diese Gegengewichte sind so bemessen Plunger ein geringes Übergewicht behalten, etwa 200 kg, um beim Ablassen des Druckwassers die Widerstände der Stopfbüchsenreibung, der

Führung und der Kettenreibung zu überwinden und mit ausreichender Geschwindigkeit selbstthätig zurückzusinken.

Die Kettenstärke ist derartig bestimmt, dass die während des Kolbenaufganges allmählich zunehmende Länge der Kettenstrecken auf der Gegengewichtsseite die Verminderung des Plungerkolbenauftriebes ausgleicht , um den Unterschied zwischen dem treibenden Wasserdruck und der Kolbenbelastung während der ganzen Auffahrt gleichförmig zu erhalten und umgekehrt auch bei der Niederfahrt den stetig zunehmenden Auftrieb widerstand durch entsprechende Verminderung der Gegengewichtswirkung auszugleichen.

Damit die Grösse der starren Gegengewichte genau abgemessen werden kann, setzt man dieselben aus einer Anzahl einzelner Gusseisenplatten zusammen und justirt sie bei der Montage, bis die erforderliche Senkgeschwindigkeit der Förderschale erreicht wird.

Bezeichnet

d den Kolbendurchmesser, h die Förderhöhe,

liy die Höhe der Druckwassersäule vom tiefsten Wasserstand im Reservoir bis Unterkante Kolbenboden bei der höchsten Kolbenstellung, a den Abstand der Kettenbefestigung am Förderkorb, bei der höchsten Stellung, von dem Aufhängepunkt des starren Gegengewichts in der höchsten Lage,

P das Eigengewicht von Plunger und Förderschale,

G das Gegengewicht,

Q die Nutzlast,

p das Gewicht der Längeneinheit Kette,

Y das Gewicht der Volumeneinheit Wasser,

so ergiebt sich für die in der schematischen Skizze, Fig. 278, S. 570, durch ausgezogene Linien angedeutete tiefste Treibkolbenstellung, falls man von den Reibungswiderständen absieht und als ungünstigsten Fall das Sinken des Wasserspiegels bis auf den Boden des Reservoirs voraussetzt, der motorische Druck auf den Kolben

(k + t,) ^ r + G - (/>+ Q) - (h + a)f.

Analog ist der hydraulische Druck auf den Kolben für die in der schematischen Skizze durch Punktirung angedeutete höchste Kolbenstellung,

K ~r+G + hf-{P+Q)-ap.

4

Soll nun der motorische Antrieb während der ganzen Auffahrt unverändert bleiben, so müssen die beiden obigen Werthe ein-

ander gleich sein, und hieraus folgt für die Ausgleichungskette selbst die Bedingung

P= ~rr

347.

Da der Kubikmeter Wasser ioookg wiegt, ermittelt sich unter der

f-

~'ł

IPiQi

JSfr

Fig. 278.

Voraussetzung, dass der Kolbendurchmesser d in Metern gemessen ist, das Gewicht der Ausgleichungskette pro Meter Länge durch

p - 392,7 d²

348.

Im vorliegenden Falle ist d = 0,23 m, mithin p = 20,77 kg, d. i. für jede der beiden Gegengewichtsketten = 10,38 kg. Dem würde eine Kette von circa 21 mm Eisenstärke entsprechen.

Trifft man beim Entwurf des Aufzuges die Anordnung so, dass a — o wird, so wirken die Ausgleichungsketten derart, dass die Auffahrt einem Wasserdruck von der konstanten Druckhöhe hv + ~ entsprechend vor sich geht.

Der Aufzug ist zur Aufnahme von 7 Personen incl. Führer bestimmt und demgemäss die Nutzlast zu 500 kg anzunehmen.

Rechnet man auf 50 kg Widerstand durch die Stopfbüchsenreibung und eben so viel für die Widerstände der Führung und der Gegengewichtsrollen mit der Kettenreibung, so ist das Gegengewicht G etwa um 200 kg kleiner, als das Gewicht P des Plungers mit der Förderschale zu wählen, um einen genügenden Antrieb für das selbstthätige Zurücksinken des leeren Coupés zu sichern.

Unter diesen Annahmen folgt der Werth

P+ Q — G= 700 kg.

Durch den hydraulischen Druck ist somit auf Grund der vorstehend angenommenen Reibungswiderstände eine Wirkung von 800 kg zu leisten.

Stellt man das Reservoir zur Aufspeicherung des aus der städtischen Leitung für den Betrieb des Aufzuges entnommenen Wassers in 22,5 m Höhe über dem Kolbenboden, gemessen von der höchsten Stellung desselben, auf, so ergiebt sich für eine der in Rede stehenden Anlage entsprechende Förderhöhe von 15 m, die stetig wirksame Wasserdruckhöhe

k, + —

¹    2

= 30 m.

Demnach bestimmt sich schliesslich der erforderliche Kolbendurchmesser durch die Bedingungsgleichung

n d²    ₀

SO-• IOOO = 800

J 4

d. h.

d = cxj 18,5 cm.

In der Ausführung findet sich d — 23 cm, so dass ein sehr reichlicher Überdruck für die geforderte Fahrgeschwindigkeit von 350 mm pro Sekunde vorhanden ist. Die beschleunigende Wirkung des motorischen Antriebes wächst mit der Abnahme der Fahrstuhlbelastung und ist durch entsprechendes Drosseln des Wasserzuflusses zu reguliren. Genaue Rechnungen für die Fahrgeschwindigkeit, unter Berücksichtigung aller hydraulischen Widerstände der Leitung, finden sich in dem Kapitel „Berechnung hydraulischer Hebewerke für bestimmte Hubgeschwindigkeiten“, S. 594.

Bezeichnet V die Wassermenge, welche der Edoux’sche Aufzug bei einem vollen Hube verbraucht,

L die Nutzlast, einschliesslich des nicht ausgeglichenen Theiles des Eigengewichts von Plunger und Coupé, t] den Nutzeffekt des Triebwerkes,

so erhalten wir mit den früheren Bezeichnungen und da

-=⁶ N

349

(⁶ i+4) H

(⁶ i+4 )t

ferner

L.h

350.

Andere direkt wirkende hydraulische Aufzüge von ähnlicher Konstruktion wie der vorstehend besprochene finden sich in den unten citirten Quellen mitgetheilt. ⁶)

Die vorzugsweise Verwendung der direkt wirkenden hydraulischen Aufzüge für Personen macht eine besonders sorgfältige Ausführung der einzelnen Details zur Pflicht. In dieser Beziehung ist vor allem auf eine zuverlässige Kolbenkonstruktion und eine sichere Verbindung zwischen der Förderschale und dem Plunger Bedacht zu nehmen, sowie, um Wasserstösse zu vermeiden, eine Steuerung mit allmählichem Eröffnen und Absperren der Cylinderkanäle anzuwenden. Diesen Forderungen genügt die Konstruktion des Aufzuges für das Eisenbahnhotel zu Berlin vollkommen.

Die Abstützung des Kolbens von unten durch die Druckwassersäule, kann als eine unter allen Umständen sichere angesehen werden, denn selbst ein Rohrbruch würde immerhin nur ein beschleunigtes Sinken des Fahrstuhls zur Folge haben, in dem Masse, wie das Wasser durch die Bruchöffnung entweichen kann. Die Anordnung von Buffern, welche sich für den gewöhnlichen Betrieb empfiehlt, um die Förderschale in der tiefsten Stellung elastisch zu unterstützen, dürfte auch für den Fall eines Rohrbruches noch genügenden Schutz gegen zu hartes Aufstos-sen des mit unverzögerter Geschwindigkeit bis in die tiefste Stellung niedersinkenden Fahrstuhls bieten. Derartige Brüche werden, wenn überhaupt, am ehesten da eintreten, wo Richtungswechsel in der Druckwasserleitung stattfinden, also vielleicht an der Einmündung der Druckrohre in den Cylinder, oder bei Krümmungen und in Rohrknieen. Hier sind aber andererseits die Folgen am wenigsten gefahrvoll, weil der Durchflussquerschnitt der Rohre nicht gross zu sein pflegt.

Brüche der Gegengewichtsketten sind kaum zu befürchten, da diese mit Rücksicht auf ihre Ausgleichungswirkung für den hydraulischen Auftrieb viel stärker ausfallen , als der Lastzug der starren Gegengewichte erfordert. Sollte aber selbst ein Kettenbruch eintreten , so würde auch in diesem Falle die verstärkte Druckwirkung der Last nur ein schnelleres Sinken des Fahrstuhls, als unter normalen Verhältnissen zur Folge haben.

Gefährlich wird dagegen ein Kolbenbruch oder das Loslösen der Förderschale vom Kolben. In diesem Falle ziehen die schweren Gegengewichte den abgelösten Fahrstuhl nach oben und schleudern denselben gegen die Decke. Ein derartiger Unglücksfall, im Jahre 1878 im Grand Hôtel zu Paris durch mangelhafte Befestigung zwischen Plunger und Fahrstuhl veranlasst, hatte den Tod der Coupeinsassen zur Folge, indem das Emporschleudern des Stuhls die ganze Aufhängung zerstörte und dadurch das Zurückstürzen des Coupés in die Tiefe bewirkte.

Dürfte nun auch die Wiederholung eines ähnlichen Unglücksfalles durch eine hinreichend zuverlässige Kolbenkonstruktion und eine sorgfältige Verbindung zwischen Förderschale und Plunger mit Nothketten, wie bei dem Personenaufzuge für das Eisenbahnhôtel in Berlin, ausgeschlossen erscheinen, und liegt kein Grund vor, um einer einzigen mangelhaften Ausführung willen die Sicherheit anzuzweifeln, welche das ganze System an sich bei guter Arbeit gewährt, so bietet andererseits die Einschaltung eines hydraulischen Gestänges ein Mittel, das Aufhängen des Treibkolbens an Gegengewichtsketten ganz entbehrlich zu machen.

Eine derartige Konstruktion ist durch Heurtebise in die Praxis eingeführt und nachstehend erörtert.

Personenaufzug von Heurtebise und Tommasi*)

I). R. P. 10911 Fig. 9 bis ig, Taf. 41.

Heurtebise lässt das Druckwasser nicht direkt auf den Treibkolben des Aufzuges wirken, sondern schaltet in die Zuflussleitung hinter der Ventilkammer einen Vorcylinder mit doppelt wirkendem Plunger ein, der von oben den Druck des Kraftwassers empfängt und mit der Unterfläche auf die andererseits durch den Treibkolben des Aufzuges abgeschlossene Wassersäule ein wirkt. Durch das Eigengewicht dieses Zwischenkolbens wird die todte Last des Plungers und des Fahrstuhles ausgeglichen.

Die zwischen dem Gegengewichtsplunger, dem sogenannten Kompensator, und dem Treibkolben eingeschlossene Wassersäule bildet ein hydraulisches Gestänge, welches eine vollständig abhängige Bewegung beider Kolben in der Weise bedingt, dass, sobald der Kompensator durch das Kraftwasser abwärts getrieben wird, der Treibkolben des Aufzuges steigt.

Stellt man den Druckwasserzufluss ab und öffnet die Ausströmung, so sinkt der Hauptkolben mit dem Fahrstuhl durch das nicht vollständig ausgeglichene Übergewicht seiner todten Last selbstthätig zurück und drängt den Kompensatorkolben nach oben. Es ist also auch hier im wesentlichen das Princip der hydrostatischen Wage benutzt, welches Clark & Standfield für ihre Konstruktionen anwenden.

Fig. 9 veranschaulicht die allgemeine Disposition der ganzen Anlage, auf deren Details wir noch weiter unten näher einzugehen haben. Das Kraftwasser tritt zunächst in die Ventilkammer V und gelangt von hier bei geöffnetem Einströmungskanal durch das Rohr E über den Kompensatorkolben. Der Raum unter diesem Kolben steht durch das Rohr D mit dem Treibcylinder A in Verbindung. Beim Niedergang des Treibkolbens entweicht das verbrauchte Druckwasser oberhalb des Kompensatorkolbens wieder durch E und findet in der Ventilkammer den Austritt in das Ablaufrohr.

Fig. io u. ii stellen den Kompensator in grösserem Massstabe dar.

Der Kompensatorcylinder ist aus zwei getrennten Hälften mit einander zugekehrten Stopfbüchsen gebildet. Die beiden getrennten Cylinder-hälften sind unter einander durch vier schmiedeeiserne Säulen S verbunden.

Der Gegengewichtskolben selbst ist aus drei Rohrstücken hergestellt, welche durch Flanschenverschraubung vereinigt sind. Das mittlere Rohrstück hat nur eine geringe Höhe und dient durch seitlich angegossene Lappen 0 zum Angriff der Ausgleichungsketten für den veränderlichen Auftrieb. Die erforderliche Kolbenbelastung ist durch eingelegte gusseiserne Scheiben erzielt, deren Zahl nach der auszugleichenden todten Last normirt wird.

An dem oberen Kompensatorcylinder sitzt nur der Stutzen E für das Verbindungsrohr mit dem Ventil- oder Schieberkasten, durch welchen das Kraftwasser zu- und abströmt. Der untere Cylinder ist mit zwei Stutzen ausgerüstet, von denen D für den oben erwähnten Rohranschluss nach dem Treibcylinder bestimmt ist, während F mit einer kleinen Druckpumpe in Verbindung steht, welche einmal dazu dient, die erste Füllung des Treibcylinders zu bewirken, sodann in Thätigkeit gesetzt wird, um etwaige Wasserverluste während des Betriebes zu ersetzen.

Man wählt den Kompensatordurchmesser zweckentsprechend grösser als den des Treibkolbens, um die Höhe des Kompensators zu beschränken. Der Hub des Gegengewichtskolbens verhält sich alsdann zu dem des Treibkolbens umgekehrt wie die Kolbenquerschnitte, d. h. umgekehrt wie die Quadrate ihrer Durchmesser.

Bezeichnet

D den Durchmesser des Kompensatorkolbens, s den Hub desselben,

d den Treibkolbendurchmesser, Ji die Förderhöhe,

so ergiebt sich

~h

D²

351.

Im vorliegenden Fall ist d = 15 cm, D = 40 cm und h — 1800 cm,

mithin

i⁻ = cv 253 cm.

Die Kompensatorcylinder sind so lang ausgeführt, dass der Kolben in denselben sich um 325 cm verschieben kann. Hierdurch ist eine genügende Sicherheit gegen augenblickliche Betriebsstörungen erzielt, welche sonst eintreten würden, sobald das hydraulische Gestänge infolge schadhafter Kolbendichtungen einen Theil seiner Füllung einbüsst. Um die todte Last des Aufzuges, d. h. das Eigengewicht des Coupés und des Plungers, abzubalanciren, muss das Gewicht des Kompensatorkolbens so bemessen werden, dass der specifische Druck pro Flächeneinheit, welcher den Kolbenbelastungen des hydraulischen Gestänges entspricht, im Kompensator und im Treibcylinder gleich gross wird.

Bezeichnet

G das ganze Gewicht des Kompensatorplungers,

P das Eigengewicht des Treibkolbens mit dem leeren Coupé, so müsste demnach für eine vollständige Ausbalancirung

n D² nd²

sein, d. h.

352.

In der Ausführung ist auf die volle Ausbalancirung zu verzichten, da der Treibkolben mit dem leeren Coupé, wie bereits oben hervorgehoben, ein genügendes Übergewicht behalten muss, um bei freier Druck-wasserabströmung selhstthätig zurückzusinken und den Gegenkolben zurückzudrängen. Die erforderliche Beschränkung des Gegengewichts hängt von den Widerständen der Stopfbüchsenreibung ab.

ex? 49° kg,

~ 35° kg,

Der Treibkolben wiegt im vorliegenden Fall das leere Coupé..........

in summa P — 840 kg.

Demnach bei vollständiger Ausbalancirung

840.40²

15²

= ~ 5973 kg.

Zur Wahrung⁻ des Treibkolbenübergewichts ist G bei der Montage auf etwa 5900 kg beschränkt. Die veränderliche Eintauchtiefe des Kompensatorkolbens bleibt ohne Einfluss auf die Druckwirkung dieses Plungers, so lange derselbe, der vorliegenden Ausführung entsprechend, gleichförmigen Querschnitt hat, da der Auftrieb des unteren Theils desselben während des Niederganges vollständig durch die Zunahme der Wasserdruckhöhe oberhalb des Kolbens ausgeglichen wird. Die mit Gegengewichten belasteten Ausgleichungsketten, welche mit dem Kompensatorkolben in Verbindung gesetzt sind und in der Mitte desselben auf beiden Seiten an den vorspringenden Lappen 0 angreifen, dienen daher ausschliesslich dazu, den veränderlichen Auftrieb des Fahrstuhlkolbens unwirksam zu machen.

Die Anordnung ist so getroffen, dass bei der höchsten Stellung des I^hrstuhlkolbens und der gleichzeitigen tiefsten des Kompensators, die starren Gegengewichte durch das Eigengewicht ihrer Aufhängungsketten, welche über die Rollen R an der Kompensatorseite herabhängen, vollständig ausgeglichen werden, und in dieser Stellung das unverminderte Kompensatorgewicht zur Wirkung gelangt. Sinkt der Fahrstuhlkolben, so sinken auch die Gegengewichte ; indem sich hierbei die Kettenstrecken auf der Kompensatorseite verkürzen und sich auf der Gegenseite verlängern, erfolgt mit der stetigen Abnahme des Treibkolkendruckes bei dem zunehmenden Auftrieb desselben, andererseits durch die Veränderung der Kettentrümer eine ebenso stetige Abnahme des Kompensatorgegendrucks. Soll die Treibkolbenausbalancirung hierbei gleichförmig bleiben, so muss das Gewicht der auf die freie Rollenseite übergetretenen Kettenstrecken einschliesslich der starren Gegengewichte, den vollen Ausgleich für die Druckverminderung durch den Auftrieb des Treibkolbens bieten.

Bezeichnet A die Gewichtsverminderung des Fahrstuhlkolbens durch den Auftrieb bei voller Senkung, und Gx die äquivalente Entlastung des Kompensatorkolbens,

so ist

71 d'¹

und andererseits muss infolge der verschiedenen Kolbenquerschnitte der Bedingung genügt werden,

G y _ A.

Tl D² n d²

Demnach

Gx =

AD²

~d*~ und schliesslich

Für die vorliegenden Abmessungen ergiebt sich

Gx — 0,7854 . 18 . o,4² 1000 = c>o 2262 kg.

Dieses Gewicht ist gleichmässig auf die starren Gegengewichte und die Ausgleichungskettenstrecken, welche während eines vollen Kompensatorhubes auf die freie Rollenseite übertreten, zu vertheilen.

Jedes der beiden starren Gegengewichte müsste demnach 565,5 kg wiegen und das Gewicht der Ausgleichungsketten, dem Kompensatorhub von 2,53 m entsprechend, 223,5 kg' pro Meter Länge betragen.

Die Ausgleichungsketten werden nach Art der Galle’schen Gelenkketten ausgeführt, die Laschen aber mit Rücksicht auf die starken Dimensionen zur Erzielung des erforderlichen Gewichtes aus Gusseisenplatten hergestellt.

Steht für den Antrieb des Aufzuges im Verhältniss zur Nutzlast sehr starker Wasserdruck zur Verfügung, so kann es vortheilhaft erscheinen, den oberen und den unteren Querschnitt des Kompensatorkolbens verschieden gross zu wählen, indem dann für den oberen Querschnitt eine kleinere Druckfläche zum Bewältigen des Nutzwiderstandes genügt, während man den unteren Kolbenquerschnitt nach wie vor zur möglichsten Beschränkung der Kompensatorhöhe verhältnissmässig gross wählt.

Zu berücksichtigen ist, dass in solchen Fällen der Auftrieb des Kompensatorkolbens selbst nicht durch die gleichzeitige Veränderung der Druckhöhe des Oberwassers ausgeglichen wird. Man hat demgemäss die Gegengewichtsketten so zu bestimmen, dass sie sowohl den veränderlichen Druck des Kompensators, wie den des Fahrstuhlkolbens für jede Stellung ausgleichen. Die Rechnung hierfür bleibt im wesentlichen dieselbe, wie für das oben in Betracht gezogene Beispiel.

Man bestimmt zunächst das Kompensatorgewicht, welches erforderlich ist, um den Fahrstuhlkolben in der tiefsten Stellung unter der Einwirkung des hydraulischen Auftriebes bis auf das zum selbstthätigen Senken desselben nothwendige Übergewicht abzubalanciren. Alsdann berechnet man für die entgegengesetzten Stellungen den verminderten Auftrieb des Kompensatorkolbens und entlastet sowohl diese Gewichtszunahme, wie den Überdruck des Kompensators über den Gegendruck des Fahrstuhlkolbens, welcher durch die Gewichtsverminderung des letzteren in der tiefsten Stellung eintritt.

Die Druckdifferenz des Kompensators in den beiden Endstellungen ergiebt das Gewicht der Ausgleichungsketten mit ihren starren Gegengewichten.

Die einzelnen Kolbenquerschnitte sind von einander, wie von der Nutzlast und dem vorhandenen Wasserdruck abhängig.

Bezeichnet L die Nutzlast, nebst dem nicht ausgeglichenen Eigen-gewichtstheil des Fahrstuhlplungers mit dem leeren Coupé,

p den Kraftwasserdruck pro Flächeneinheit, d den Durchmesser des Fahrstuhlplungers,

D den unteren Durchmesser des Kompensatorkolbens, Dx den oberen    „    „    „

den Nutzeffekt der ganzen Konstruktion,

so ist

tt/V

T-Pn

71 d²

71 D²

j _ Z>,²    nd²

z>²

. . 354.

und

1/

n p ij

355.

Wir hatten oben vorausgesetzt, dass die todte Last des Aufzuges bis auf 73 kg ausbalancirt sei. Soll nun der Aufzug zur Beförderung von 3 Personen dienen, so würde die reine Nutzlast zu oj 210kg anzunehmen sein, und demnach ist hier für I00 280 kg zu setzen.

Rechnen wir ferner bei direkter Wasserentnahme für den Aufzug aus der städtischen Leitung, statt der wirklichen Druckhöhe von 30 m mit Rücksicht auf die Druckverminderung durch zeitweisen anderweitigen starken Wasserverbrauch, nur auf eine unter allen Umständen vorhandene Druckhöhe von 20 m, so ist hier p = 2 kg pro qcm einzuführen.

Schliesslich scheint für den Nutzeffekt die Annahme r\ — 0,80 gerechtfertigt.

Mit diesen Daten und den vorher angenommenen Werthen D — 40 und d — 15 cm ergiebt sich

= ~⁴- f

280

3,14.2.0,8

= 39,48, d. i. 00 = 40 cm.

Es genügt also der für den unteren Kompensatorkolben gewählte Querschnitt auch für den oberen Druckkolben. Der zur Erzielung einer ausreichenden Auffahrtgeschwindigkeit erforderliche Überdruck erscheint dadurch gesichert, dass die Annahme einer Wasserdruckhöhe von 20 m im Minimum, bei 30 m Maximaldruckhöhe sehr niedrig gegriffen ist.

Entscheidet man sich beim Konstruktionsentwurf von vorn herein dafür, dem Kompensatorkolben oben und unten gleichen Querschnitt zu geben, so ist zunächst mit Rücksicht auf den Raum zur Aufstellung des

Kompensators ein passender Werth für ~ zu wählen, dann Dx zu berechnen, und schliesslich sind der Werth von d und die weiteren Konstruktionsgrössen für — D zu bestimmen.

Durch den Kompensator von Heurtebise ist jede Möglichkeit ausgeschlossen, dass sich der Fahrstuhl bei irgend einer Zerstörung des Trieb-

Werkes selbstständig nach oben bewegen kann unversehrt ist, und bei der Kolbenkonstruktion, welche wir bereits früher

so lange die Steuerung

S. 548 besprochen haben, ist noch besonders darauf Rücksicht genommen, dass, selbst wenn die selbstthätige Umsteuerung für die höchste Fahrstuhlstellung versagen sollte, der Treibkolben doch wenigstens nie ganz aus dem Cylinder herausgedrängt wird.

Ein Bruch der Gegengewichtsketten kann nur durch die Veränderung des Kompensatordrucks gesteigerte oder verzögerte Fahrgeschwindigkeiten herbeiführen, die einmal durch die Steuerung an sich leicht auszugleichen sind, ausserdem aber noch durch einen besonderen Sicherheitsapparat selbstthätig regulirt werden.

Zu diesem Zweck schaltet Heurtebise in das Verbindungsrohr zwischen dem Kompensator und dem Treibcylinder eine hydraulische Bremse ein, deren Konstruktion durch die beiden im Princip gleichen Ausführungen erläutert wird, welche die Figuren 279 u. 280 darstellen.

Das Druckwasser strömt durch das Ventilgehäuse und sucht das Kolbenventil zu heben , welches dem Wasser eine nicht entlastete ringförmige Druckfläche darbietet.

Bei normalen Druckverhältnissen in der Rohrleitung wird das Aufsteigen des Ventils durch eine dem Normaldruck angepasste Hebelbelastung verhindert, sobald aber der Wasserdruck das gewöhnliche Mass überschreitet, hebt sich das Kolbenventil und verengt den freien Durchfluss, oder sperrt ihn ganz ab, je nach der Grösse der Druckdifferenz.

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Fig. 279.

i : 10.

Fig. 280. i : 10.

Die Rückwirkung des Ventilspiels auf die Kolbenbewegung tritt sofort ein und beschränkt sich bei theilweisem Drosseln der Durchflussquerschnitte auf eine Verzögerung der Kolbengeschwindigkeiten, während der vollständige Abschluss des Bremsventils naturgemäss auch die Kolben gleichzeitig zum Stillstand bringt.

Die hydraulischen Bremsen von Heurtebise sollen sehr zufriedenstellend und stossfrei wirken und haben auch bei hydraulischen Aufzügen ohne Kompensator Verwendung gefunden.

Der Fahrstuhl wird in der vorliegenden Ausführung an zwei sauber abgedrehten Säulen geführt, welche oben und unten, sowie in jeder Etage fest mit dem Mauerwerk verankert sind. Für die Steuerung ist an Stelle des sonst üblichen Ziehseiles oder einer Kette ohne Ende ein festes Gestänge vorhanden, welches, wie Fig. 12, Taf. 41, erkennen lässt, aus zwei mit einander durch einzelne Querstücke verstrebten Gasrohren gebildet, in gusseisernen an den Führungssäulen des Fahrstuhls festgeschraubten Armen frei auf- und niedergleiten kann. Das Eigengewicht des Steuerungsgestänges wird durch Aufhängung desselben an einer Kette mit Gegengewicht ausgeglichen.

Die betreffende Anordnung ist aus der Gesammtdisposition der Anlage, Fig. 9, Taf. 41, ersichtlich. Die Einwirkung des Gestänges auf den Drehhebel L zum Verstellen des Steuerungsschiebers erfolgt durch die zwischen dem Gestänge und dem Hebel eingeschaltete Lenkstange, Fig. 12.

Um das selbstthätige Anhalten des Fahrstuhls nicht nur für die Endstellungen, sondern für jede beliebige Zwischenetage zu bewirken, ist ein besonderer Apparat mit einer Anzahl von Hemmriegeln, Fig. 13 bis 15, Taf. 41, vorhanden. Diese Riegel, welche durch die Coupeinsassen nach aussen vorgedrückt werden können, wirken als Anstossknaggen und korrespondiren mit einzelnen Vorsprüngen der in jeder Etagenhöhe angebrachten gusseisernen Querverbindungen der beiden Stangen des Steuerungsgestänges. Die einander entsprechenden Gestängeknagg'en und Hemmriegel im Coupé müssen in neben einander liegenden Vertikalebenen so vertheilt sein, dass sich die einzelnen Knaggenpaare frei an einander durchbewegen. Durch den in der Fahrt begriffenen Aufzug wird das Gestänge zur Umsteuerung in die Ruhelage nur infolge des Zusammentreffens eines absichtlich vorgeschobenen Hemmriegels mit dem korrespondirenden Anstossknaggen so weit mitgenommen, bis der Wasserzufluss abgestellt ist und der Stillstand erfolgt.

Die Hemmriegel werden einerseits durch Spiralfedern in ihre wirkungslose Lage zurückgedrängt, sobald sie frei sind, andererseits durch ein Sperrblech, welches zahnförmig in entsprechende Einschnitte eingreift, in den beiden Hauptstellungen fesgehalten.

Die Anordnung ist, wie Fig. 13 deutlich zeigt, derart getroffen, dass, sobald man einen Riegel vorschiebt, dadurch auch das Sperrblech vorübergehend zur Seite gedrängt wird und jeden anderen Riegel, der vorher herausgedrückt war, selbstthätig zurückspringen lässt. Der vorgeschobene Hemmriegel wird durch das Sperrblech festgehalten, sobald derselbe soweit nach aussen vorgedrückt ist, dass das Blech in den zweiten Zahnausschnitt desselben einspringen kann. Letzteres legt sich hierbei auch gleichzeitig in die ersten Ausschnitte der übrigen Drücker.

Die Coupeinsassen haben also nur den mit der Etagennummer versehenen Drücker vorzuschieben, um sicher zu sein, dass der Aufzug in der gewünschten Höhe angehalten wird. Damit die Hemmriegel selbstthätig in die wirkungslose Lage zurück weichen, sobald sie ihrer Bestimmung genügt haben, ist das Sperrblech durch einen Winkelhebel mit der Coupéthür in der Weise verbunden, dass auch das Offnen dieser Thür, sei es beim Verlassen oder beim Betreten des Coupés, das Blech zur

Seite drängt und das Zurückspringen des zur Zeit vorstehenden Drückers veranlasst.

Das Umsteuern des Fahrstuhls in den Endstellungen erfolgt in gewöhnlicher Weise durch feste Knaggen, so dass unter keinen Umständen die äussersten Hubgrenzen durch Fahrlässigkeit überschritten werden können.

Um den Fahrstuhl in Gang zu setzen, hat man die Kette, an welcher das Gegengewicht für das Steuerungsgestänge hängt, nur nach unten zu ziehen und hierdurch letzteres zu heben, oder die Kette nach oben zu bewegen, um das Gestänge zu senken, je nachdem die Steuerung für die Niederfahrt oder für die Auffahrt eingestellt werden soll. Dies ist mit geringem Kraftaufwand vom Coupé aus zu bewirken, und auch hier sind Irrungen nicht wohl möglich, da die Kette stets in derselben Richtung zu ziehen ist, in welcher man den Fahrstuhl in Gang setzen will.

Zum Schluss der vorstehenden Besprechung des Heurtebise’schen Systems ist noch daraufhinzuweisen, dass, abgesehen von den Vortheilen, welche das hydraulische Gestänge mit der Kompensatoreinschaltung für die Sicherheit des ganzen Betriebes bietet, hierdurch auch der weitere Vortheil gewährt wird, dass die Füllung des hydraulischen Gestänges durch irgend eine schwer gefrierende Glycerinlösung ersetzt werden kann, wenn der Aufzug selbst nicht genügend gegen die Einwirkungen der Winterkälte geschützt sein sollte.

Die Aufzüge von Heurtebise haben vor allem in Frankreich eine schnelle Verbreitung gefunden. Im Jahre 1881 waren in Paris bereits 30, in Nizza 7, ausserdem mehrere in Monte Carlo, Cannes, Lyon, Luchon, Angers, Barcelona etc. in Thätigkeit.

Es empfiehlt sich, sowohl die Thüren für das Fahrstuhlcoupe, wie die Zugangsthüren in den einzelnen Etagen als Schubthüren auszuführen und letztere speciell so, dass sie entweder lediglich von innen geöffnet werden können, oder von aussen doch nur, wenn der Fahrstuhl im Schacht gerade vor der Thüröffnung steht. Eine derartige Schutzanordnung lässt sich erzielen, indem man die Etagenthüren durch leicht einfallende Riegel auf der dem Fahrschacht zugewendeten Seite sperrt und die Auslösung dieser Riegel selbstthätig durch den vorbeifahrenden Stuhl bewirkt, wobei dafür Sorge zu tragen ist, dass der Riegel sofort wieder einfällt, wenn der Fahrstuhl nicht in der betreffenden Etage stehen bleibt.

An allen Zugangsthüren zum Fahrschacht sind elektrische Druckknöpfe anzubringen, um den Maschinenwärter jederzeit benachrichtigen zu können, sobald der Fahrstuhl in einer bestimmten Etage gebraucht wird.

In Amerika versieht man auch das Fahrstuhlcoupe selbst mit elektrischen Signalapparaten, deren Leitungsdrähte alsdann aus dem Gebäude in der mittleren Höhe des Fahrschachtes frei hängend zum beweglichen Coupé hinübergeführt werden. In ähnlicher Weise findet man bei amerikanischen Aufzügen auch eine Gasbeleuchtung durch frei hängende

Schläuche vermittelt, welche die Coupélaterne mit der Leitung im Gebäude in direkte Verbindung setzen.

Schliesslich erscheint es nützlich, irgend ein Zeigerwerk anzuordnen, welches den Maschinenwärter, falls derselbe nicht ständig selbst im Coupé mit auf- und niederfährt, über den jedesmaligen Standort des Fahrstuhls unterrichtet. Man kann zu dem Zweck die Bewegung des Fahrstuhls durch ein Seil ohne Ende, welches oben und unten an den Fahrstuhl angeschlossen ist, auf besondere Führungsrollen dieses Seils an den Endpunkten des Fahrschachtes übertragen, und von hier aus durch irgend eine Zahnräderübersetzung die Bewegung des Aufzuges in entsprechend verjüngtem Massstabe durch das Auf- und Niedersteigen einer Zahnstange zur Anschauung bringen.

ß. Indirekt wirkende hydraulische Aufzüge.

Verzichtet man auf die Sicherheit, welche die direkte Abstützung der Förderschale durch den Plunger bietet, und setzt den Fahrstuhl durch ein Seil oder eine Kette mit dem hydraulischen Kolben in Verbindung, so kann der Treibcylinder jede beliebige Aufstellung erhalten, und es handelt sich nur darum, eine oder mehrere Leitrollen anzubringen, um das Zugseil aus der Kolbenbahn in die Bahn des Fahrstuhls abzulenken. Den einfachsten Entwurf für eine derartige Anlage erläutert die nachstehend erörterte Konstruktion, welche für den Aufzug im Gebäude der Wiener Weltausstellung im Jahre 1873 ausgeführt war.

Hydraulischer Aufzug von Freiss 1er, Fig. 281 bis 283.⁷)

Der Treibcylinder A steht unmittelbar neben dem Fahrschacht. Der Fahrstuhl B, zur Aufnahme von 2 Personen bestimmt, hängt an einem Drahtseil von 14 mm Durchmesser, welches, über die Leitrolle C geführt, auf der anderen Seite durch den mit Blei beschwerten hydraulischen Kolben belastet ist. Das Kolbengewicht ist so bemessen, dass dasselbe während der Druckwasserabströmung die belastete Förderschale selbst-thätig in die Höhe zieht.

Die todte Last der Förderschale wird durch eine über die Rolle D geführte Gegengewichtskette a fast vollständig abbalancirt, so dass nur ein ausreichendes Übergewicht bleibt, um die Reibungswiderstände der Führung und der Rollen zu überwinden , wenn der Aufzug leer niedergeht. Die Senkung der Förderschale erfolgt durch das Aufsteigen des hydraulischen Kolbens unter der Einwirkung der Druckwassereinströmung.

Das Kolbengewicht beträgt im vorliegenden Fall für die Nutzlast und den nicht ausgeglichenen Theil der todten Förderschalenlast 4 Ctr., der Kolbendurchmesser mit Rücksicht auf den vorhandenen Wasserdruck 105 mm.

Die Abnahme der wirksamen Druckhöhe während der Aufwärtsbewegung des Kolbens bewirkt eine allmähliche Verzögerung der Fahr-stuhlsenkgesch win digkeit.

muss für

Um den Fahrstuhl bis in die tiefste Stellung zu bringen

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Fig. 281.

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Fig. 282.

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Fig. 283.

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die höchste Kolbenstellung noch eine entsprechende nutzbare Wasserdruckhöhe hv vorhanden sein, die, falls

L das Kolbengewicht,

rj den Wirkungsgrad mit Rücksicht auf die Kolben- und Rollenreibung, d den Kolbendurchmesser,

Y das Gewicht der Kubikeinheit Wasser bezeichnen, durch die Bedingung bestimmt wird

356.

357.

L = k.

n d² y r\

Der Wasserverbrauch V beträgt für jeden Hub bei der Förderhöhe h,

Ti d²

• h.

Aus der Verbindung der früheren Gleichungen mit der vorstehenden

folgt

358.

Lh

i] hi y

Der Freissler’sche Aufzug bietet im Vergleich zum Edoux’sehen den Vortheil einer billigeren Konstruktion durch die freie Aufstellung des Treibcylinders über der Fördersohle. In allen anderen Beziehungen steht derselbe jenem System nach. Die Ausnutzung der vorhandenen Wasserdruckhöhe ist eine ungünstigere, weil sowohl die künstliche Vergrösserung der Druckhöhe fehlt, welche Edoux durch Versenken des Treibcylinders gewinnt, als auch die allmähliche Verminderung der Druckhöhe während des Kolbenhubes nicht ausgeglichen ist.

Der Überdruck des Kraftwassers auf die tiefste Kolbenstellung bewirkt lediglich ein anfänglich starkes Beschleunigen der Fahrstuhlsenkung.

Der Verlust an nutzbarer Druckhöhe durch die Aufstellung des Treibcylinders über dem Fundament wird nur im geringen Masse durch die saugende Wirkung der unter dem Kolben abströmenden Wassersäule ausgeglichen , welche während der Cylinderentleerung und des Kolbenniederganges den äusseren Atmosphärendruck auf die Kolbenoberfläche wirken lässt. Dieser veränderliche Druck kann dazu nutzbar gemacht werden, das ebenfalls veränderliche Gewicht des in den Schacht

hinabhängenden Förderseiltrums und der Gegengewichtskettenstrecke auszugleichen, und ermöglicht dadurch ein kleineres Kolbengewicht, als sonst statthaft wäre.

In Bezug auf die Steuerung des Freissler’schen Aufzuges ist noch zu bemerken, dass hierfür ein Dreiwegehahn A angeordnet ist, auf dessen Kükenspindel die untere Rolle F der durch den ganzen Fahrschacht reichenden Ziehkette sitzt. Die Steuerungskette läuft oben im Schacht über die beiden Rollen G und H.

Um Unglücksfälle bei einem Seilbruch zu verhüten , ist der Fahrstuhl mit einer selbstthätigen Fangvorrichtung ausgerüstet.

Hydraulischer Aufzug von Haie in New-York.

Die durch Fig. 284 veranschaulichte amerikanische Konstruktion von Fiale*) erscheint als eine Verbesserung des F'reissler’schen Systems. Der Treibcylinder steht auch hier direkt auf der Fördersohle des Aufzuges, aber derselbe ist oben und unten geschlossen und der Kolben hängt durch eine in dem Querhaupt seiner Stange gelagerte lose Rolle im Förderseil, so dass durch diese Rollenübersetzung der Hub des Kolbens auf die halbe Förderhöhe beschränkt bleibt. Das Gewicht des Kolbens einschliesslich der zugehörigen Doppelstangen, welche das Querhaupt mit der losen Rolle und ein justirbares Gegengewicht tragen, ist so bestimmt, dass hierdurch, wie in allen ähnlichen Fallen, das Eigengewicht des Coupés bis auf einen geringen Überschuss zur selbstthätigen Senkung desselben ausgeglichen wird.

Das Druckwasser tritt durch einen Drehschieber, dessen Um- --³rr-~r Steuerung in üblicher Weise durch eine Kette ohne Ende mit den Rollen A und B bewirkt wird, in das Zuleitungsrohr Z und gelangt von hier über den Kolben. Während sich der Kolben abwärts bewegt und der Fahrstuhl infolge der eingeschalteten losen Rolle mit doppelt so grosser Geschwindigkeit aufsteigt, entleert sich die untere Cylinderfüllung durch das Ablaufrohr E ins Freie.

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Fig. 284.

Um den Fahrstuhl zu senken, wird der Drehschieber so eingestellt, dass die Rohre Z und E mit einander in Verbindung treten. Alsdann zieht das Übergewicht des Fahrstuhls den Kolben in die Höhe und das

verbrauchte Druckwasser strömt aus dem oberen Cylinderraum in den

*) A. Riedler. Personen- und Lastenaufzüge S. 62.

unteren über, wobei sich die Senkgeschwindigkeit des Fahrstuhls durch Drosseln der Durchflussöffnung beliebig reguliren lässt.

Diese Füllung des unteren Cylinder-raumes kommt der Lastförderung beim nächsten Hub durch die saugende Wirkung der ausströmenden Wassersäule zu gute. Die ganze Konstruktion bietet ferner den Vortheil, dass das all-■ i mählich abnehmende Saugen der Aus-I Strömung durch den zunehmenden Druck I der über dem Kolben einströmenden ! Wassersäule ausgeglichen wird.

A-

Bei der für Wohnhäuser meist vorhandenen Förderhöhe von 20 m genügt infolge der Einschaltung der losen Rolle ein Kolbenhub von 10 m, Für diesen Fall bleibt der motorische Antrieb während der Auffahrt ganz gleichförmig, denn alsdann ist der Kolbendruck bei Beginn des Hubes gleich dem Druck der Kraftwassersäule über der Kolbenoberfläche, vermehrt um die Saugewirkung der vollständigen Luftleere unterhalb des Kolbens, infolge der anhängenden Wassersäule von 10 m Höhe.

Fig. 285.

In dem Masse, wie der Kolben sinkt, vermindert sich die Grösse der Vakuumwirkung, in demselben Masse erhöht sich aber andererseits die Druckwassersäule oberhalb des Kolbens, und dieser Zuwachs entspricht dem Druck einer Atmosphäre, wenn bei der tiefsten Kolbenstellung die saugende Wassersäule vollständig abgeströmt ist.

Durch dieses System lässt sich für Förderhöhen, welche 20 m nicht übersteigen, die ganze oberhalb der Fördersohle vorhandene Druck-wasserhöhe fast vollständig ausnutzen.

Zu beachten ist, dass das Ablaufrohr E mit verhältnissmässig grossem lichten Querschnitt ausgeführt werden muss, um durch raschen Wasserabfluss eine kräftige Vakuumbildung zu ermöglichen.

Bezeichnet Fig. 285,

L das Gewicht der Nutzlast einschliesslich des nicht ausgeglichenen Theiles des Förderschalengewichtes, h die Förderhöhe,

hv die Wasserdruckhöhe über dem höchsten Kolbenstand, d den Kolbendurchmesser, y das Gewicht der Kubikeinheit Wasser,

F den Wasserverbrauch bei einem Hub, t] den Nutzeffekt des Aufzuges,

so ist

359,

(fh + i)r n

ferner

y _ 71 d² h

mithin

L.h

360.

ytj

Diese Formel stimmt mit der für den Edoux’sehen ausbalancirten Aufzug gefundenen vollständig überein, indessen ist zu berücksichtigen, dass infolge der Versenkung des Edoux’schen Treibcylinders bei einer bestimmten Druckhöhe der benutzbaren Wasserleitung der Werth von hx

für das Hale’sche System thatsächlich um etwa kleiner ausfällt, als für

die Anlage von Edoux, und dass demnach auch hier die billigere Gesammt-anlage nur auf Kosten eines grösseren Wasserverbrauchs erzielt wird.

Personenaufzug von Witte in Charlottenburg.

Fig. 286, S. 588 giebt die Dispositionsskizze eines Aufzuges, welcher im Jahre 1874 für das Gebäude der General-Direktion der Reichspost in Berlin von F. Witte in Charlottenburg ausgeführt ist.⁸) Für diesen Aufzug ist ein niedriger vertikaler Treibcylinder mit etwa 1,6 m Kolbenhub gewählt. Die Hubvergrösserung für die Förderhöhe von über 25 m wird durch Einschalten eines Gruppenrollenzuges in das Förderseil erreicht, und ist zu dem Zweck ein Faktorenrollenzug mit 2 losen Rollen und ein Potenzflaschenzug mit ebenfalls zwei losen Rollen vereinigt. Das ganze Umsetzungsverhältniss des Gruppenrollenzuges ist demnach = 4² = 16.

Die losen Rollen des Faktorenflaschenzuges liegen im Querhaupt der Kolbenstange, während die obere Flasche dieses Zuges, wie die ruhenden Enden der Potenzrollenseile an eingemauerten T-Schienen im Fahrschacht befestigt sind. Die Leitrolle, welche das letzte Seiltrum von der oberen Potenzrolle zum Fahrstuhl führt, ist in einem gusseisernen Hängebock unter der Decke des Fahrschachtes gelagert.

In dem Abschnitt über Rollenzüge wurde bei der Berechnung der passiven Widerstände dieser Maschinenorgane darauf hingewiesen, welcher besondere Vortheil aus der Anwendung von Gruppenrollenzügen für starke Hubvergrösserungen durch möglichste Beschränkung

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der Rollenzahl entspringt, und es tritt dieser Nutzen hier klar hervor, da die 16 fache Hub-

p§ vergrösserung durch die gewählte Anordnung Éf einschliesslich der Leitrollen nur 6 Rollen bean-

INI/!# sprucht.

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Der Treibkolben ist ein einfach wirkender ft Scheibenkolben. Sobald das Druckwasser über p den Kolben tritt, bewegt sich derselbe abwärts I und zieht den Fahrstuhl in die Höhe. Die Senil kung des Fahrstuhls erfolgt bei geöffnetem Ausflussventil selbstthätig durch das Eigengell wicht des Förderkorbes, welcher zu diesem I Zweck nicht abbalancirt ist. Zu beachten bleibt, I dass hierbei das Fahrstuhlgewicht ausser den É Reibungswiderständen der ganzen Aufhängung I auch die Eigengewichte des Kolbens und der I Rollen, sowie der veränderlichen Seilstrecken zu überwinden hat, und dass demgemäss der f Fahrstuhl nicht zu leicht konstruirt werden t darf.

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Es ist im vorliegenden Fall eine Nutzbe-I lastung des Fahrstuhls durch 3 Personen, d. h.

4 Ctr. Gesammtlast angenommen. Das Draht-I' seil ist 20 mm stark gewählt und die Rollen I haben, um die Seilbiegungswiderstände mogli. liehst zu beschränken, nahezu 1 m Durchmesser. I Aus den früher für die Rollenzüge durchge-I führten Sonderrechnungen geht hervor, dass es empfehlenswerth sein würde, die einzelnen getrennten Seilstrecken, ihrer verschiedenen p Beanspruchung entsprechend, auch von ver-I schiedener Stärke zu wählen.

Die Füllung des Treibcylinders erfolgt aus einem Reservoir, das aus der städtischen Wasserleitung gespeist wird und in 25 m Höhe über dem Parterre auf dem Boden des Gebäudes aufgestellt ist.

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Fig. 286.

Hydraulischer Gichtaufzug von Armstrong.*)

Der Förderthurm des in Fig. 287, S. 589 skizzirten Gichtaufzuges von Armstrong ist aus gusseisernen Säulen mit gegenseitiger Flacheisen-

*) Engineering 1868, S. 560 und Kohn’s Iron and Steel Manufacture Taf. IV.

Verbindung hergestellt und bildet zwei neben einander liegende Fahrschächte für den Doppelaufzug, dessen Förderschalen A und B durch die Einwirkung hydraulischer Treibkolben in die Höhe gezogen werden. Die Anordnung ist, wie bei allen Doppelaufzügen, so getroffen, dass der eine Fahrstuhl niedersinkt, während der andere aufsteigt.

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Die gegenseitige Ausgleichung des Eigengewichts der leeren Förderschalen und der Kippwagen für die Gichtbeschickung ist dadurch erreicht, dass beide Förderschalen an einem gemeinsamen Drahtseil aufgehängt sind, das im höchsten Punkte des Gichtthurm es auf einer grossen Leitrolle E liegt. Die Kraftübertragung der hydraulischen Treibkolben erfolgt durch gesonderte Drahtseile, deren Leitrollen zu beiden

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Seiten der Mittelrolle E gelagert sind.

Die am Fuss des Förderthurms vertikal aufgestellten hydraulischen Maschinen Cund D sind einfach wirkend, und arbeiten, durch eine gemeinsame Steuerung in Thätigkeit gesetzt, abwechselnd. Die unbelastet niedersinkende Förderschale schiebt dabei jedesmal den Treibkolben des zugehörigen Druck-cylinders in die Anfangslage zurück, während auf der anderen Seite der entsprechende Kolben unter der Einwirkung des Druckwassers die belastete Förderschale in die Höhe zieht.

Die erforderliche Umsetzung des Treibkolbenhubes wird, wie bei fast allen Arm-strong’schen Maschinen, durch einen Faktorenrollenzug vermittelt.

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Fig. 287.

Hydraulischer Gepäckaufzug von Lane & Bodley in Cincinnati.

In Fig. i u. 2, Taf. 42, findet sich die hydraulische Antriebmaschine für einen Gepäckaufzug von Lane & Bodley in Cincinnati dargestellt.*) Eine ganz ähnliche Konstruktion ist von der Berlin-Anhaltischen Maschinenfabrik für den Gepäckaufzug des Eisenbahnhötels zu Berlin ausgeführt.**) Die Anordnung entspricht im wesentlichen dem Armstrong’schen System für den vorstehend besprochenen Gichtaufzug und liefert ein Beispiel für derartige Maschinen mit horizontaler Lagerung der Cylinder.

*) A. Riedler, Aufzüge und Fördermaschinen, S. 53, Blatt 6.

**) E. Blum. Die hydraulischen Aufzüge im Eisenbahnhötel zu Berlin. Sonderabdruck aus den Verhandlungen des Vereins zur Beförderung des Gewerbefleisses 1880. Berlin, A. Seydel.

Der Kolben ist einfach wirkend scheibenförmig⁻ konstruirt, da die Kolbenstange nur auf Zug beansprucht wird und demgemäss einen sehr geringen Durchmesser erhalten kann.

Die Ein- und Ausströmung des Druckwassers erfolgt durch den Cylinderdeckel, in welchen das mit dem Steuerungsapparat in Verbindung stehende Rohr Z einmündet. Der Wechsel der Cylinderfüllung und Entleerung wird durch die früher S. 543 im Detail besprochene entlastete Kolbensteuerung vermittelt, welche die genannte Firma für alle ihre hydraulischen Maschinen an wendet. Das Gehäuse derselben ist in der Figur mit dem Buchstaben 5 bezeichnet.

Der Apparat wird in üblicher Weise vom Fahrschacht aus durch eine Ziehkette ohne Ende gehandhabt, und die Bewegung dieser Ziehkette von der Achse der unteren Kettenrolle R durch ein auf derselben sitzendes Zahntriebrad, direkt auf die verzahnte Kolbenstange der Steuerung-übertragen. Wie stets, ist auch hier für eine selbstthätige Umsteuerung in die Ruhelage beim Eintritt des Fahrstuhls in die Endpositionen gesorgt, indem auf der Ziehkette befestigte eiserne Knoten durch die in der Fahrt begriffene Förderschale kurz vor den Endstellungen mitgenommen werden. Eine Nothsicherung für das selbstthätige Umsteuern lässt sich leicht durch Einwirken des Kreuzkopfes der Treibkolbenstange auf ein Hebelsystem einrichten, welches alsdann ebenfalls so anzulegen ist, dass die Verstellung durch den auslaufenden Kreuzkopf im Augenblick der beabsichtigten Hubbegrenzung erfolgt.

Wendet man eine solche Reserveumsteuerung an, so erscheint es zweckentsprechend, die Konstruktion derart auszuführen, dass dieselbe etwas später als der Hauptmechanismus in Thätigkeit tritt, also für gewöhnlich gar nicht abgenutzt wird und nur funktionirt, wenn der erste Umsteuerungsmechanismus versagt oder zerstört ist.

Das Zurückführen des Treibkolbens in die Anfangsstellung erfolgt bei geöffnetem Ausfluss durch das Eigengewicht der selbstthätig niedersinkenden Förderschale, welche mit Rücksicht auf diese Wirkung nicht abbalancirt ist, da auch hier die ganzen Widerstände des Rollenwerks zu überwinden sind.

Der Kreuzkopf mit der losen Rollengruppe wird durch Laufrollen auf der horizontalen Bahn des Maschinenbettes geführt.

Zum Umsetzen des I reibkolbenhubes kann der Faktorenrollenzug entweder mit Ketten oder mit Drahtseilen betrieben werden. Die Verwendung von Drahtseilen erfordert verhältnissmässig sehr grosse Rollen, gewährt aber dafür den Vortheil, dass der ganze Apparat viel ruhiger als mit Ketten arbeitet.

Die hydraulische Maschine wird selbstverständlich zur möglichsten Ausnutzung der verfügbaren Wasserdrucksäule im untersten Geschoss des Gebäudes aufgestellt und demgemäss muss das Förderseil zunächst von der letzten Leitrolle des Hubmultiplikators der Maschine vertikal aufwärts geführt werden, um schliesslich über eine Leitrolle im höchsten Schachtpunkt in die Fahrbahn des Aufzuges überzugehen.

Die Berlin-Anhaltische Maschinenfabrik hat für ihren, der Konstruktion von Lane und Bodley nachgebildeten Gepäckaufzug im Eisenbahn-hôtel zu Berlin an Stelle einer einfachen Leitrolle im Fahrschacht, die von Otis Brothers in New-York für Dampfaufzüge eingeführte Sicherheitstrommel mit Centrifugalregulator benutzt, welche wir in dem Abschnitt über Bremsregulatoren S. 194 erörtert haben.

Durch Einschalten der Otis’schen Sicherheitstrommel wird der Seillauf in zwei gesonderte Theile zerlegt. Der Fahrstuhl hängt an zwei Seilen, deren jedes im unversehrten Zustande der Beanspruchung durch die volle Last genügen würde, so dass die Doppelaufhängung als unter allen Umständen unbedingt sicher angesehen werden kann. Um die beiden Seile gleichmässig anzuspannen, ist der Anschluss derselben an die Förderschale durch einen kurzen zweiarmigen Balancier vermittelt, dessen Mittelzapfen die Förderschale trägt, während die Arme die Befestigungspunkte für die Förderseile bilden. Beide Seile wickeln sich gleichzeitig auf die Sicherheitstrommel auf, indem diese unter der Einwirkung des von der hydraulischen Maschine angezogenen Drahtseils rotirt, welches in entgegengesetzter Richtung um dieselbe Trommel geschlungen ist. Sinkt die Förderschale durch ihr Eigengewicht nieder, so wickeln sich umgekehrt die tragenden Seile ab und das Maschinenseil auf. Überschreitungen der normalen Senkgeschwindigkeit werden durch die Otis’sche Centrifugalbremse gehindert; hierdurch ist auch jede Gefahr bei einem etwaigen Bruch des Maschinenseils beseitigt. Selbstverständlich lässt sich der umständliche Otis’sche Centrifugalbremsapparat mit Vortheil durch die neueren verbesserten und vereinfachten Centrifugal-bremsregulatoren von Stauffer oder Becker, die wir gleichfalls früher besprochen haben, ersetzen, ohne an der übrigen Anlage des Aufzuges etwas zu ändern.

Beachtenswerth ist die Art, wie Lane & Bodley bei ihren hydrauli-schfen Aufzügen mit Faktorenrollenzug als Hubmultiplikator das Johnson-Ellington’sche System der Kraftwąsserersparniss bei wechselnder Nutzlast durch Veränderung der Rollenübersetzung verwendet haben.

In solchen Fällen zerlegen Lane & Bodley die losen Rollen des Hubmultiplikators in zwei Gruppen, von denen die eine, beispielsweise die mit den Rollen D und E in dem Kolbenstangenquerhaupt gelagert bleibt, die andere dagegen, also hier die Rollen A, B und C, auf eine besondere Achse N gesetzt wird, welche mit kleinen Laufrollen beweglich auf der Kreuzkopfbahn ruht. Diese ausgesonderten Rollen können entweder durch eine Überfallklaue K mit dem Kolbenstangenkreuzkopf gekuppelt werden, und wirken dann nach wie vor als lose Rollen, oder man kuppelt dieselben durch Ausheben der Überfallklaue los, wenn der Kreuzkopf sich in der Endstellung rechts befindet, d. h. die Rollen in der punktirten Lage, Fig. 1, Taf. 42, stehen und der Fahrstuhl in der tiefsten Stellung angelangt ist.

In diesem Falle gesellen sich die ausgeschalteten losen Rollen zu den festen, und es ruht während des Kolbenhubes die ganze Seilstrecke, welche die Rollen A, G, B und H umschlingt. Der ursprünglich zehnrollige Faktorenflaschenzug arbeitet unter solchen Verhältnissen nur als sechsrolliger.

Da nun eine derartige Verminderung der Übersetzungsrollen voraussetzt, dass auch noch mit der Multiplikatorwirkung der beschränkten Rollenzahl die volle Förderhöhe erreicht wird, so folgt daraus, dass beim Benutzen des vollen Rollenzuges der Treibkolben nur einen Theil seines Hubes zu vollenden braucht, um den Fahrstuhl bis in die höchste Stellung emporzuziehen. Diese Abänderung des früher besprochenen Systems von Johnson & Ellington gewährt den gleichen Vortheil, dass geringere Lasten mit grösserer Geschwindigkeit und geringerem Kraftwasserverbrauch, als grosse Lasten gehoben werden ; die amerikanische Ausnutzung des englischen Patentes ist aber insofern vorzuziehen, als die von der Hubvervielfältigung ausgeschalteten Rollen auch vollständig still liegen und nicht unnütz die schädlichen Widerstände des Seillaufs erhöhen, wie dies bei der Johnson’sehen Anordnung, S. 558, der Fall ist.

Bestimmen wir schliesslich noch den Kraftwasserverbrauch der hydraulischen Aufzüge mit Rollenzug-Hubmultiplikatoren, so erhalten wir, wenn

L die Nutzlast, einschliesslich des nicht ausbalancirten Theiles des Eigengewichts der Förderschale,

H die volle Druckhöhe des Kraftwassers über der Fördersohle, h die Förderhöhe,

n den der Rollenzugeinschaltung entsprechenden Multiplikationsfaktor des Treibkolbenhubes,

demnach den Treibkolbenhub,

d den Treibkolbendurchmesser, y das Gewicht der Volumeneinheit Wasser,

V die Cylinderfüllung für einen vollen Hub, rj den Nutzeffekt des ganzen Triebwerks    ,

bezeichnen,

bei horizontaler Cylinderlage

71 d²

11L

361.

Hn d² y t]

411

Ferner

n d'¹ h

und demnach schliesslich

362.

Lh

Hyri

Steht der Treibcylinder vertikal, so geht von der nutzbaren Druckhöhe H des Kraftwassers über der Fördersohle die Höhe des Kolbenhubes d. h. — verloren.

Für diesen Fall ergiebt sich

363

LJl

—^ 7id²yt]

und der Wasserverbrauch pro Hub

Lh

¹

H. Schemfil, Chef du bureau des travaux de la Compagnie des Docks et Entrepôts da Marseille. Die neuesten Kanal- und Hafenwerkzeuge in Frankreich und England S. 52.

²

Englische Patent-Specifikation vom Jahre 1873, No. 2498, und hiernach Colyer. Hydraulic Steam and Hand Power Lifting and Pressing Machinery.

³

Schemfil. Die neuesten Kanal- und Hafenwerkzeuge in Frankreich und England S. 13.

⁴

Englische Patent-Specifikation vom Jahre 1873 No. 2498.

⁵

E. Blum. Die hydraulischen Aufzüge im Eisenbahnhötel zu Berlin. Sonderabdruck aus den Verhandlungen des Vereins zur Beförderung des Gewerbefleisses 1880. Berlin, A. Seydel.

⁶

Elévateur hydraulique établi pour le service des magasins généraux de Lyon par M. Duvergnier. Armengaud, Publication industrielle 1867, S. 532, Taf. 40

Quassowski, Hydraulische Hebevorrichtungen der Berlin-Potsdam-Magdeburger Eisenbahn in Berlin. Erbkam, Zeitschrift für Bauwesen 1875, S. 331, Zeichnungen hierzu, Blatt 61 u. 62 im Atlas.

Hennicke und v. d. Hude. Die Aufzüge des Hotels „Kaiserhof“ in Berlin. Zeitschrift für Bauwesen 1877. S. 171 und Blatt 24 im Atlas.

Heim und O. Peters. Der hydraulische Gepäckaufzug des Centralbahnhofs zu Magdeburg. Erbkam, Zeitschrift für Bauwesen 1879, S. 504.

Die hydraulischen Hebevorrichtungen der Berlin-Anhaltischen Eisenbahn auf dem Bahnhof zu Berlin. Sammlung von Zeichnungen für die Hütte 1880, Blatt 13 bis 22, nebst Notizen über die Berechnung der ganzen Anlage.

⁷

Deutsche Bauzeitung 1874, S. 285.

⁸

Deutsche Bauzeitung 1874, S. 326.

364.

(*-£>

Die vorstehend gefundenen Resultate zeigen, dass bei den indirekt wirkenden Aufzügen mit horizontal auf der Fördersohle gelagerten Treib-cylindern der Wasserverbrauch für eine bestimmte Lastförderung nur in so weit von dem zur Hubvergrösserung des Treibkolbens eingeschalteten Rollenzugsystem abhängig ist, wie hierdurch der Wirkungsgrad der ganzen Maschine mehr oder minder beeinträchtigt wird. Abgesehen hiervon ist der Wasserverbrauch, wie auch schon an sich naturgemäss, derselbe, ob ein Treibkolben mit kurzem Hub und starker Hubübersetzung und dementsprechend grösserem Querschnitt, oder ein Treibkolben mit grossem Hub, geringerer Hubübersetzung und entsprechend geringerem Druckquerschnitt zur Anwendung gelangt.

Bei vertikaler Aufstellung des Treibcylinders würkt ein starker Hubmultiplikator trotz der Verschlechterung des Güte Verhältnisses der Gesammtkonstruktion im allgemeinen günstig auf den Wasserverbrauch, und zwar unbedingt so lange, wie die Vergrösserung von n bei gleichzeitiger Verminderung von ij eine Wertherhöhung des, Produktes sichert, da sich alsdann nach Gleichung 364 unter sonst gleichen Verhältnissen der Werth von V verkleinert.

Indessen ist der Wasserverbrauch, oder was dasselbe ist, die Kraftwasserausnutzung bei vertikaler Cylinderaufstellung stets ungünstiger, als bei horizontaler Cylinderlage, selbstverständlich gleiche Aufstellungshöhen vorausgesetzt. Am ungünstigsten erscheint in dieser Beziehung das Freissler’sche System.

Keiner der indirekt wirkenden Aufzüge beschränkt den Wasserverbrauch so, wie das direkt wirkende System von Edoux, welches einerseits durch die künstliche Steigerung der vorhandenen Druckhöhe infolge der Versenkung des Treibcylinders, andererseits durch den relativ günstigen Wirkungsgrad seines einfachen Triebwerks die vortheilhaf-teste Wasserausnutzung gewährt. Diese Vorzüge lassen sich aber auch nur durch eine wesentlich kostspieligere Ausführung der ersten Anlage erkaufen.

38

Ernst, Hebezeuge.

Schliesslich ist noch darauf hinzuweisen, dass die direkt wirkenden hydraulischen Aufzüge unter keinen Umständen Lasthebungen gestatten, deren Förderhöhen grösser als die verfügbare Wasserdruckhöhe sind, während sich mit indirekt wirkenden Aufzügen eine solche Forderung sehr wohl erfüllen lässt.

Aus Gleichung 363 folgt, dass ein indirekt wirkender Aufzug bei vertikaler Cylinderaufstellung mit ^fâcher Vergrösserung des Treibkolbenhubes noch Lasthebungen gestattet, so lange

L ergiebt sich aus jener Gleichung erst gleich Null, wenn die Förderhöhe h gleich der nfachen Wasserdruckhöhe wird.

y. Berechnung hydraulischer Aufzüge für bestimmte Hub geschwind igkeiten.

Bei den vorstehenden Erörterungen und Rechnungen ist im wesentlichen allein der statische Gleichgewichtszustand zwischen der treibenden Druckwassersäule und dem Lasttreibkolben berücksichtigt und übrigens nur im allgemeinen darauf hingewiesen, dass durch eine mehr oder minder grosse Uberdruckhöhe des Kraftwassers die Treibkolbenbewegung so weit zu beschleunigen sei, dass den Forderungen bezüglich der mittleren Hubgeschwindigkeiten Genüge geleistet wird.

Bei Anlage hydraulischer Hebewerke mit Accumulatorbetrieb wird man sich in der Praxis thatsächlich in dieser Beziehung häufig mit ziemlich oberflächlichen Rechnungen und Schätzungen begnügen können, da man, wie früher bereits hervorgehoben, schliesslich die Accumulator-belastung der ganzen Anlage durch direkte Versuche den geforderten Hubgeschwindigkeiten anpassen kann, weil andererseits auch die Dampfpumpenanlage des Accumulators noch nachträglich für die anzuwendenden Dampfspannungen und Füllungsgrade einen gewissen Spielraum gewährt.

Immerhin ist es aber auch in solchen Fällen wünsehenswerth, dass der Konstruktion ein möglichst sorgfältig durchgerechneter Entwurf zu Grunde gelegt wird, um die Justirungsversuche durch eine wohl vorbereitete Grundlage zu beschränken.

Rechnungen für die dynamischen Beschleunigungswirkungen der hydraulischen Uberdruckhöhen werden ganz besonders nothwendig, wenn statt des Accumulatorbetriebes nur gewöhnliche Hochdruckreservoire vorhanden sind, da hier nachträgliche Justirungen der Druckhöhen sich nicht ausführen lassen.

Man kann nun stets den treibenden hydraulischen Druck durch eine natürliche Druckwassersäule erzeugt denken, auch wenn der Antrieb durch den künstlichen Druck eines Accumulators vermittelt wird. Für die nachfolgenden Rechnungen ist auf die schematische Figur 288 S. 596 Bezug genommen¹).

Bezeichnet P die Gesammtbelastung des Accumulators,

F den Querschnitt des Accumulatorkolbens, p die Höhe einer Druckwassersäule, welche die Accu-mulatorbelastung ersetzt, y das Gewicht der Kubikeinheit Wasser,

so bestimmt sich der Werth von p für die höchste Stellung des Accumulatorkolbens durch die Gleichung:

365.

Sinkt der Accumulatorkolben um die Strecke y, so vermindert sich seine Druckwirkung durch den Auftrieb um das Gewicht einer Wassersäule, deren Basis gleich dem Kolbenquerschnitt und deren Höhe gleich der Eintauchtiefe des Kolbens d. h. — y ist; demnach beschränkt sich die hydrostatische Druckhöhe für die tiefste Stellung des Accumulatorkolbens, wenn der ganze Hub desselben = s ist, auf p — s.

In derselben Weise lassen sich die Belastungen des Arbeitskolbens durch Wassersäulen darstellen, deren Querschnitt gleich demjenigen des Lastkolbens ist.

Bezeichnet q die hydrostatische Druckhöhe, welche der Nutzlast das Gleichgewicht hält,

und qx die Druckhöhe, welche dem nicht ausbalancirten Ge-wichtsantheil des Fahrstuhls und seines Kolbens in der tiefsten Stellung entspricht,

so ist zu berücksichtigen, dass sich während der Auffahrt der Werth von q infolge der Verminderung des Lastkolbenauftriebs um die Strecke des aus der tiefsten Stellung zurückgelegten Fahrstuhlweges erhöht.

In der Figur 288 sind nun die Höhen />, q und qx für die höchste Stellung des Accumulatorkolbens und für die entsprechend tiefste des Lastkolbens eingezeichnet.

Stellt man durch Öffnen des Einlassschiebers E die Verbindung zwischen beiden Wassersäulen her, so wird das Niveau A des Accumulators um eine Strecke y bis Ax sinken, während im Treibcylinder das Niveau um die Strecke x von B bis Bx steigt.

Bezeichnet / den Querschnitt des Lastkolbens, so muss für jede korrespondirende Stellung zwischen Accumulator- und Treibkolben die Bedingung erfüllt werden oder

366.

/

y — Er X

38¹

Fig. 288.

Führt man für das Verhältniss der Kolbenquerschnitte ~ die Bezeichnung (f ein, so folgt

366 a.

y — (fx

Denkt man sich nun, nachdem der Schieber B geschlossen ist, die Nutzlast Q entfernt und öffnet den Ablassschieber U, so wird, wenn der Lastkolben wieder seine ursprüngliche Stellung eingenommen hat, die Treibcylinderfüllung

V= xf

in das Rücklaufreservoir übergetreten sein.

Die mechanische Arbeit, welche dem Übertritt der Wasserfüllung

V= Fy = fx

aus dem Accumulator in das Rücklaufreservoir bei jedem Spiel des Treibkolbenhubes entspricht, ist, da hierbei der Schwerpunkt der überströmenden Wassermenge von 5 bis auf das Niveau C hinabsinkt, nach den aus der Figur zu entnehmenden Höhenunterschieden

367.

DU 1

fe»

FT !r

------------------------

<-

CM

Vy(p~^~d)

Andererseits drückt sich die während des Treibkolbenspiels verrichtete Nutzarbeit durch die Leistung aus, welche erforderlich ist, um eine Wassersäule vom Gewicht qfy um die Strecke x zu heben, d. h. die Nutzarbeit

Ao = qfy x

368.

Demnach bestimmt sich der Wirkungsgrad der hydraulischen Hebevorrichtung ganz allgemein durch den Werth

qfvx

vĄf-Ąr~J)

oder da f x — V

369.

Führt man in diese Gleichung, den in die Figur eingetragenen Bezeichnungen entsprechend, die Uberdruckhöhe des Accumulators in der Anfangsstellung und die Uberdruckhöhe des unbelasteten Treibkolbens in der Endstellung ein, so ergiebt sich zunächst

p — ti -j- q -j- hy -j- d

370

und da nach Gleichung 366 a

<L

371.

Der mit jeder Lasthebung verbundene Verlust an mechanischer Arbeit berechnet sich durch den Werth

Av = A — A₀ = V y (p — (f Ą--d — <?)■

Hierfür lässt sich nach der Figur auch schreiben

A? = Vy (k 4- K —

Diese Gleichung zeigt, dass der Arbeitsverlust mit der Grösse der Uberdruckhöhe wächst, und dass es daher geboten erscheint, diese auf den unerlässlich nothwendigen Werth zu beschränken.

372.

Denkt man sich den Aufzug⁻ frei von allen Reibungswiderständen, so würde man h so wählen können, dass der Niveauunterschied zwischen der Wassersäule des Accumulators und derjenigen des belasteten Treibkolbens am Ende des Hubes gleich Null wird, d. h. es müsste k wenigstens = x + y sein, während gleichzeitig hy gleich Null zu setzen wäre.

Unter diesen Verhältnissen nimmt der Wirkungsgrad des Aufzuges den grössten Werth an

'fj max

q 4-x + y — — 2

oder da y = (p x

373

max

und der Arbeitsverlust beschränkt sich für diesen Fall bei jeder Lasthebung auf

374.

A,= Vrx ( i +| )

Dieser Arbeitsverlust entsteht dadurch, dass sich die beiden Wassersäulen während der Bewegung nicht im Gleichgewicht befinden; im vollkommen reibungslosen Zustande würde ein Pendeln um die schliess-liche Gleichgewichtslage eintreten.

In der Praxis muss von der Erzielung des obigen grössten Wirkungsgrades Abstand genommen werden, da die auftretenden Reibungswiderstände während der Auf- und Niederfahrt nur durch eine entsprechende Vergrösserung der Überdruckhöhen überwunden werden können.

Die auftretenden passiven Widerstände lassen sich in zwei verschiedene Gruppen eintheilen. Einige der schädlichen Widerstände, z. B. die Kolbenreibung in der Manschettendichtung und die Reibung der Führungen, sowie der Hülfsgetriebe mit Rollen und Ketten werk u. s. f. sind ganz, oder wenigstens nahezu unabhängig von der Geschwindigkeit der Bewegung, andere dagegen, wie die sämmtlichen hydraulischen Widerstände in den Rohrleitungen sind von derselben abhängig und wachsen mit dem Quadrat der Durchflussgeschwindigkeiten.

Die Widerstände etwaiger Hubmultiplikatoren zur Vergrösserung des Treibkolbenhubes werden am besten bei der Berechnung der Druckhöhen q und qx berücksichtigt.

Nimmt man für die nun folgende Berechnung — um von vornherein den verwickelteren Fall zu berücksichtigen, aus dem sich der einfachere leicht sofort ableiten lässt — eine indirekte Bewegungsübertragung zwischen Treibkolben und Fahrstuhlbühne an, etwa einen umgekehrten Flaschenzug mit n fâcher Übersetzung, so ist zum Heben der Nutzlast Q ein ideeller Treibkolbendruck nQ erforderlich und dem entspricht eine Wassersäule von der Druckhöhe

fy

Bezeichnet ^ den Wirkungsgrad der Bewegungsübertragung zwischen Treibkolben und Fahrstuhl, so ergiebt sich der effektive Treibkolbendruck für die Lasthebung und die Höhe der Wassersäule, welche diesen Druck erzeugt,

375.

Ist B das Gewicht der Fahrstuhlbühne,

b die Höhe der Druckwassersäule, welche bei einem Querschnitt gleich dem des Treibkolbens dem Fahrstuhlgewicht das Gleichgewicht hält,

so folgt, in analoger Weise wie oben, die effektive Druckhöhe, welche die Auffahrt der Bühne allein veranlassen würde

V\

vtf y

376.

Sinkt der Treibkolben zurück, so bestimmt sich die während der Senkung durch das niedergehende Gewicht des Fahrstuhls auf den Kolben übertragene Kraft durch den Werth

r[x n B

und die entsprechende Wassersäule erhält eine Höhe

Vi • b -

fy

377.

In den meisten Fällen ist ein Theil des Kolben- und Fahrstuhlgewichtes durch ein Gegengewicht abbalancirt.

Bezeichnet W die Grösse des Gegengewichts,

w die Höhe der Druckwassersäule, welche beim Kolbenquerschnitt / diesem Gegengewicht entspricht, und rj₂ den Wirkungsgrad der Kettenrolle für die Gegengewichtsanordnung,

so ergiebt sich die effektive hydrostatische Druckhöhe für das Gegengewicht:

Für die Auffahrt

w rj₂ =

*12 W

fy

Für die Senkung

*12

*i2 fy

379.

Bezeichnet schliesslich noch

K das Gewicht des Treibkolbens,

k die hydrostatische Druckhöhe, welche das Eigengewicht des Treibkolbens im Gleichgewicht hält, und s die hydrostatische Druckhöhe des Treibkolbenauftriebs für die tiefste Kolbenstellung, welche mit der Grösse des Kolbenhubes identisch ist,

so wird die dem unbelasteten Treibkolben in der tiefsten Stellung entsprechende Druckhöhe, für die Auffahrt

fi =

— + k -

*ii

zvrj₂ — s

380.

und für die Senkung

381.

*35

Ou

CT

er

cT

er

CT

Q*

Sh

T.

7?

£T

O:

er

CT

Sr-

s* K

CO

00

CM

und

383.

hx — rtxb -f- k — ^--s — d

' *12

Diese Überdruckhöhen müssen, wenn überhaupt eine Bewegung ein-treten soll, so gross sein, dass sie die während des ganzen Hubes nahezu unveränderlichen Reibungswiderstände der Kolben in den Manschettendichtungen überwinden.

Die Höhe der Wassersäule, welche dem Verluste entspricht, der durch die Reibung R des Accumulatorkolbens erzeugt wird, ist

ff

Fy

384.

Ganz ähnlich erhält man die Verlusthöhen des Arbeitskolbens, und zwar wird die der Auffahrt entsprechende Höhe ff! grösser ausfallen, als die Höhe ff₂ der Niederfahrt, da die Reibung der Manschettendichtung von dem Druck im Innern des Cylinders abhängig ist.

Wählt man die Überdruckhöhen nur gerade so gross, dass dieselben ausreichen, um am Ende der Bewegung noch die allseitigen Reibungen zu überwinden, d. h.

und

h\. — %

so vollzieht sich die Bewegung ohne Beschleunigung, welche, wie bereits oben hervorgehoben, an sich erforderlich ist, um den Hub in einer bestimmten , vorgeschriebenen Zeit zu vollenden. Die Vergrösserung der Überdruckhöhen gelangt in zweierlei Weise zur Wirkung, theils zum Überwinden der hydraulischen Widerstände, die mit der zunehmenden Geschwindigkeit der Bewegung wachsen, theils zum Beschleunigen der bewegten Massen.

Beim Beginn der Auffahrt sind keine hydraulischen Widerstände zu überwinden, da die Wassergeschwindigkeit in der Rohrleitung gleich Null ist, und es wird der ganze Überschuss der treibenden Druckhöhe zum Beschleunigen der Massen verwendet werden. Die Widerstände treten erst mit dem Anfang der Bewegung auf und wachsen alsdann mit dem Quadrat der Geschwindigkeiten, so dass die hydraulische Druckverlusthöhe sehr schnell von Null zunimmt. Wächst die hydraulische Druckverlusthöhe so weit, dass sie schliesslich der ganzen treibenden Druckhöhe entspricht, — ein Fall, der bei Hebewerken mit grossem Kolbenhub und verhältniss-mässig geringen Druckhöhen eintritt — so wird die Beschleunigung der Massen gleich Null, d. h. die Bewegung gleichförmig, und der Überdruck dient alsdann nur zum Ausgleich der Wassermengen. Beim Auslaufen des Treibkolbens muss schliesslich eine Verzögerung eintreten, indem die Massen allmählich die Energie ihrer Bewegung verlieren, und gleichzeitig vermindern sich auch die hydraulischen Widerstände schnell.

Berücksichtigt man nun ausserdem noch, dass die treibende Druckhöhe selbst während der Auffahrt veränderlich ist, so drücken sich die ganzen Vorgänge durch eine Differentialgleichung aus, die aber so verwickelt ausfällt, dass eine Lösung derselben mit Hülfe der gewöhnlichen Funktionen nicht wohl möglich erscheint.

In der folgenden Berechnung ist aus diesem Grunde die vereinfachende Annahme gemacht, dass die Widerstände in der Rohrleitung vom Beginn der Bewegung an vorhanden sind und während des ganzen Hubes unverändert bleiben. Berechnet man dieselben so, dass sie der mittleren Kolbengeschwindigkeit entsprechen, so wird man zu Resultaten gelangen, die für die Praxis im allgemeinen vollkommen genügen.

Nur in den Fällen, in welchen der Hub des Arbeitskolbens sehr gross ist und der Antrieb durch die Druckhöhe eines Hochreservoirs erfolgt, dürfte die genauere Rechnung einigen praktischen Werth haben.²)

Bezeichnet man mit

den Theil der gesammten Druckhöhe, welcher während der Auffahrt die hydraulischen Widerstände im Zuleitungsrohr überwindet,

und mit

Ç₂ die Druckhöhe zum Ausgleich der hydraulischen Widerstände im Ableitungsrohre,

ferner mit

den bei Beginn der Auffahrt auf die Beschleunigung der Massen einwirkenden Rest der Druckhöhe,

und mit

die Druckhöhe, welche bei Beginn der Niederfahrt auf die Beschleunigung der Massen einwirkt,

so ergiebt sich für die Auffahrt

AT

h — a — (T,

Ci

385

und für die Niederfahrt

386.

£2 — h\ — °2 — £2 "F s

Die treibende Kraft, welche beim Beginn der Auffahrt im Arbeits-cylinder zur Wirkung gelangt, ist gleich dem Gewicht einer Wassersäule vom Querschnitt gleich dem der Einlassöffnung sx und der Höhe des hydraulischen Überdrucks. Diese treibende Kraft muss gleich der Summe der Produkte aus den bewegten Massen und ihren Beschleunigungen sein.

Reducirt man die Beschleunigungen der einzelnen Massen auf diejenige des Arbeitskolbens, so wird man bei indirekter Kraftübertragung zwischen Treibkolben und Fahrstuhl mit «fâcher Übersetzung, die Gleichung erhalten:

Ci «î Y -

0)j Cf>

*1» I Q

Q + B dv

^ I

CO ICO

i

CO ICO

falls v die Geschwindigkeit des Arbeitskolbens und t die Zeit der Bewegung bedeuten, und fx und lx , wie aus der Figur zu entnehmen , Querschnitt und Länge des Zuleitungsrohres bezeichnen. Hieraus folgt weiter

f y dv

Bezeichnet man den konstanten Faktor

fv

[p n (q b) Ą- k Ą- w lx~\ mit m

387a

Hat der Lasttreibkolben den Weg ;r zurückgelegt, so nimmt die treibende Druckhöhe um

* +y = * (i + (f)

ab, so dass man für diese Stellung

«irBi —^0+9P)]=«|7

erhält.

0 JC

so ergiebt sich

Multiplicirt man die linke Seite der vorstehenden Gleichung mit ^ und die rechte mit der gleichwerthigen Grösse so folgt

G Y [ £i — x (¹ + <p)]0 x — ni 0 v-

Integrirt man zwischen den korrespondirenden Grenzen o und x, und o und v so erhalten wir

*i Y

[ hx

Sk

d. h.

388.

VVt²-¹* ~ **0 + y)]

Nun ist

CO ÎCO

und somit

dt =

Hieraus ergiebt sich die Zeit, in welcher der Lasttreibkolben den Weg zurücklegt

- *•(! +7)

' = Kf fv^ dX

und die Zeit für den ganzen Hub von der Höhe s

o

]/— •    ¹ ■ (arc sin ^^ y—

' fi y    V i 4- y '    li

— *²(I -f y)

— arc s tu i

fi y 0 + y)

(^--arcsin——

fi y (i -f y)

arc cos

['

_(i 4 y)jj

Nach Einsetzen der Werthe für /« und folgt schliesslich

]/~

• fi

p    -j- <5) -f- k -f- w +4

^C¹ 4- y)

[■

(i 4- y)j

h — <r — fft —

d³⁸⁹

Ist, wie in der Praxis meist, die Zeit T für die Auffahrt vorgeschrieben und soll man die Druckhöhe bestimmen, die den Massen des Hebewerks eine der gegebenen Zeit entsprechende Beschleunigung ertheilt, so hat man aus der Gleichung für T zu bestimmen und erhält zunächst

li

_0 + y) J

i8o°

cos —— • I

fi Y 0 + y)

171

li =

C¹ 4- y) J

cos

— t i/ y 0 + y)

⁷¹ r m

oder nach Einsetzung der VVerthe für und m

(I + y)j

cosl^l T]/-?!- _<dL±_?)____

⁷¹    *    / p -f- n(g -f- b) -f- k -j- w -j- ly

390.

Die Geschwindigkeit vor Beendigung des Hubes bestimmt sich aus der Gleichung 388, wenn man für x den Grenzwerth s einführt.

2 li s —

C¹ + y)]i

oder nach Einsetzung des Werthes für m

ts

391.

Für die Senkperiode des Treibkolbens ergeben sich ganz ähnliche Rechnungen.

Es ist zunächst

A"+ FF 0z/

v.    B d v

hnr = -j* ä7

(4 + ^)/2 r t J_ fiv fl fit'

v-    fy fi>v

h *2 y = -r • —

Ar

0/

b Æ -j- w + 4 + d?)

392.

Setzt man zur Abkürzung

= «i,

so schreibt sich die Gleichung 392 in der Form

h *2 r = ;;zi 07-

Nachdem der Kolben aus der höchsten Stellung um die Strecke x herabgesunken ist, wird

W

to

II

CO CO

mithin auch

(§2 — x) f₂ Y • 9 x — mx v d v

und durch Integration der Gleichung

(hx

x²\

393.

(²%lx —

Hieraus folgt weiter

— x²

und schliesslich die Zeit für die volle Niederfahrt

Ÿ2$tX—X*

arc cos

#2 y

(■ - £)•

Nach Einsetzen der Werthe für mx und §₂ ergiebt sich

arc cos

,?

(-

7) ■

. 394.

Aus den vorstehenden Rechnungen bestimmt sich die treibende Druckhöhe für die Senkperiode durch den Werth

. 395.

£2 — ^1 —    — £2 T -S' —

Um die vorstehenden Resultate für bestimmte Fälle benutzen zu können, sind noch einige ergänzende Bemerkungen über die Bestimmung der Widerstände hinzuzufügen.

Für die Reibungswiderstände der festen Getriebeelemente enthalten die früheren Abschnitte vielfache und ausreichende Detailbestimmungen.

Ist R der Reibungswiderstand irgend eines Getriebeelements, o' die hydraulische Druckhöhe einer Wassersäule vom Treibkolbenquerschnitt f, welche diesem Reibungswiderstand das Gleichgewicht hält, und y wie bisher das Gewicht der Kubikeinheit Wasser,

so ermittelt sich ganz allgemein der Werth von o' durch

fy

396.

Speciell zu erörtern sind noch die hydraulischen Effektverluste in den Rohrleitungen.

Dieselben entstehen durch die Reibung des Wassers an den Wandungen der geraden Rohrtheile und durch die Widerstände, welche durch Änderungen der Querschnitte oder Bewegungsrichtungen erzeugt werden.

Die Widerstandshöhen für die geraden Rohrtheile sind nach den Resultaten der Weisbach’schen Versuche zu bestimmen und entweder aus der Formel

h! = X 4-

zu berechnen oder direkt aus einer Tabelle zu entnehmen.

In der Formel 397 bedeutet

//' die Widerstandshöhe, l die Länge der Rohrleitung, d den Durchmesser des Rohres, v die Wassergeschwindigkeit in der Leitung.

Der Koefficient 1 ist nach Weisbach abhängig von v und beträgt für v in Metern

I = 0,01439 +

0,009471 x

397a.

Die Geschwindigkeit v ergiebt sich für die Rohrleitung der hydraulischen Hebewerke aus der mittleren Geschwindigkeit des Lasttreibkolbens und zwar ist für

den Rohrquerschnitt

den Treibkolbenhub s,

den Treibkolbenquerschnitt f

und für die Zeitdauer der Lasthebung T

398.

s f v — — • — T fi

Die Querschnittsänderungen der Leitung zerfallen in solche, bei denen das Wasser aus einem weiteren Querschnitt in einen engeren übergeht, und in solche, bei denen der Übergang aus einem engeren Querschnitt in einen weiteren stattfindet.

Übergänge der ersteren Art finden sich bei den Ausflussöffnungen des Accumulators, der Arbeitscylinder u. s. f. und verursachen durch Kontraktion des Wasserstromes einen Verlust an treibender Druckhöhe

399,

h" = 0,505 “

wenn v die Geschwindigkeit des Wassers im engeren Querschnitt bezeichnet, und eine Abrundung an der Übergangsstelle nicht vorhanden ist. ³) Geht der Rohrquerschnitt plötzlich in einen weiteren Querschnitt über , so stossen die Wasserelemente, welche aus dem engeren Rohre austreten, auf diejenigen, die sich in der Erweiterung befinden und eine geringere Geschwindigkeit besitzen als die austretenden Wassertheile.

Dieser Stoss bewirkt einen Verlust an Druckhöhe, der sich nach Borda durch

400

■)²

bestimmt, wenn Fx den engeren, F₂ den weiteren Querschnitt und v die Geschwindigkeit im weiteren Rohre bedeuten.

Die Versuche von Weisbach ergeben Resultate, welche mit der Borda’schen Formel gut übereinstimmen, obgleich die der Formel zu Grunde liegende Annahme einer reinen Stosswirkung, zu grosse theo retische Druckverlusthöhen erwarten Hesse.

Für die Absperr- und Ventil-Durchflussöffnungen, wie für etwaige stärkere Rohrkrümmungen, ist je nach den Verhältnissen noch eine besondere Widerstandshöhe einzuführen oder zu vernachlässigen.

Die erforderlichen Uberdruckhöhen und £₂ ergeben sich dann aus der Summe aller Widerstandshöhen in dem Zufluss- und in dem Abflussrohr.

Beispiel: Berechnung des hydraulischen Postaufzuges im Kopfgebäude des Bahnhofes der Berlin - Potsdam - Magdeburger Eisenbahn in Berlin.

Zur Erläuterung der vorstehenden allgemeinen Formelentwickelungen möge der Postaufzug des Potsdamer Bahnhofsgebäudes zu Berlin durchgerechnet werden.⁴)

Der Aufzug ist direkt wirkend und dazu bestimmt, das Postgepäck aus der unteren Etage der Bahnhofsanlage in Karren, welche auf die Treibkolbenplattform aufgefahren werden, bis zum Schienenniveau der Perronhalle emporzuheben.

Der Treibkolbenhub s beträgt 3,45 m,

der Querschnitt f des Treibkolbens 75,5 qcm,

der Durchmesser 9,8 cm,

der Querschnitt F des Accumulatorkolbens 537 qcm, der Durchmesser D 26,15 cm,

und demnach das Verhältniss der Kolbenquerschnitte zu einander

(p = ~p — 0,14.

Die Gesammtbelastung P des Accumulators ist = 12960 kg, entsprechend einer Wassersäule von der Höhe p — 241,3 m.

1000 kg, 107 „

Die Belastung des Arbeitskolbens setzt sich zusammen i. aus der mobilen Belastung Nutzlast .

Karren .

75 »

Führer .

Q= 1182 kg,

entsprechend einer Wassersäule von der Höhe

1182.10

75,5

- = 156,5 m.

B = 469 kg, des Treibkolbens K — 255 „ B+~K = 724 kg

2. aus der konstanten Belastung des Eigengewichts der Konstruktion, der Plattform

entsprechend einer Wassersäule von der Höhe

= 95.9 m,

724.TO

75.5

3. aus dem Gegengewicht W — 550 kg.

Das Gegengewicht besteht aus zwei einzelnen Gewichtsstücken, die durch Ketten auf zwei diametral gegenüberliegende Punkte der Plattform einwirken.

Dementsprechend sind für die beiden Gegengewichtsketten auch zwei Führungsrollen vorhanden, deren gemeinsame Reibungswiderstände einen Wirkungsgrad = 0,95 liefern werden.

Es ergiebt sich nun die ideelle hydrostatische Druckhöhe für die Gegengewichtswirkung in Bezug auf den Treibkolben

550.10    o

w — —- = 72,8 m.

75.5    ‘

Die effektive Druckhöhe der Gegengewichtswirkung ist demnach

für die Auffahrt

W7]₂ = 72,8.0,95 = 69,2 m

und für die Senkung

0,95

w _ 72,8

>72

= 76,6 m.

Die Überdruckhöhe für die Auffahrt des Kolbens bei Beginn der Bewegung ist daher nach Formel 382

h - 241,3 _ 156,5 — 95,9 + 69,2 + 3,45, h — 61,5 m.

Da der Aufzug direkt wirkend ist, wird für den Rückgang die Überdruckhöhe bei der tiefsten Kolbenstellung, unter der Voraussetzung, dass das verbrauchte Wasser frei abläuft, ohne in ein Rücklaufreservoir überzutreten, nach Formel 383

K = 95-9 — 76,6 — 3,45,

K = !5,8 m.

Der Wirkungsgrad des Aufzuges ist nach Gleichung 371

156,5

156,5 + 61,5-1-15,8—0,14.3,45 ’

H - 0,67.

Legt man für die Berechnung der Manschettenreibung die Hick’sche Formel 337 zu Grunde und setzt mit Rücksicht darauf, dass diese Formel im allgemeinen etwas zu niedrige Werthe liefert für die Proportionalitätskonstante a wenigstens den höchsten von Hick angegebenen Koefficienten-werth 2,48 ein, so ergeben sich für die Reibungshöhen folgende Bestimmungen :

261 mm

i. Für den Accumulator mit dem Kolbendurchmesser D bei den sonst eingeführten Bezeichnungen

a F y = 2,48

2,3 m.

a = 2,48

2. Für den Lasttreibkolben mit dem Durchmesser Dv — 98 mm, für die Auffahrt

= 2,48

Ci = 2,48 *

56,5 -f- 95,9 — 69,2

98

= *,48 • 43

98

rfj = 4,6 m.

Für die Senkung

f>₂ —

98

95,9 — 7⁶,⁶

98

tf₂ = °»5 m.

Die Auffahrt des Aufzuges soll in 11 Sekunden vor sich gehen. Dem entspricht die mittlere Kolbengeschwindigkeit

— — ~~ = 0,313 m pro Sekunde.

Die Wassergeschwindigkeit vx im Zuflussrohr beträgt, da der Querschnitt fx dieses Rohres = 21,5 qcm ist,

—    .0 313 =    -0,313 = 1,08 m pro Sekunde.

fi    ²¹ >5

Nimmt man die Länge der Zuleitung zu 100 m an, so bestimmt sich die Widerstandshöhe für das Zuleitungsrohr bei 52 mm lichtem Durchmesser nach der Weisbach’schen Formel 397.

/z' = 2,4 m.

Rechnet man hierzu noch eine Widerstandshöhe von 1,6 m zur Berücksichtigung der übrigen Effektverluste, welche durch Krümmungen, Durchströmung von Ventilen etc. eintreten, so ergiebt sich der Gesammt-verlust an Druckhöhe in der Zuleitung

Ci = 4 m.

Die Widerstandshöhe der kürzeren und weiteren Rücklaufleitung ist bedeutend kleiner und wird durch die Annahme

£2 = i,5 m

jedenfalls sehr ausreichend berücksichtigt.

Die Druckhöhe, welche zur Beschleunigung der Massen für die Auffahrt erforderlich ist, ergiebt sich aus Formel 390 für die ungedrosselte Einlassöffnung = 6,84 qcm, das Hubumsetzungsverhältniss 11 — 1 und die sonst vorliegenden Werthe.

I — cos

180⁰

3,14

(1+0,14) 3,45

. u l/ ⁶-⁸4 . 1 75.5

9,⁸¹ (T +044)

241,3 + 156,5 + 95-9 + 72,8 + 100

T'T4 • 3-45

I —cos 24° 35'

= 43-5 m.

Beim Beginn des Kolbenhubes würde somit nach Formel 385 mindestens eine Uberdruckhöhe vorhanden sein müssen

h — §1 + tf + 04 + £1 — 43,5 + 2,3 + 4,6 + 4 h -    54,4 m.

Es bleibt schliesslich noch zu berücksichtigen , dass der vorstehend bestimmte Überdruck abgeschwächt wird, wenn der Accumulator in seine tiefste Stellung gelangt. Um hierfür noch den erforderlichen Antrieb zu sichern, ist der Werth von h um die volle Eintauchtiefe des Accumulators, d. h. im vorliegenden Fall um 3,7 m zu erhöhen , so dass sich schliesslich als kleinster theoretischer Werth für die Überdruckhöhe die Grösse

h min. = 54,4 + 3,7 = 5⁸-1 m

ergiebt. ⁵)

In der Ausführung findet sich h — 61,5 m, also nur 3,4 m mehr als vorstehend theoretisch ermittelt.

Für die Druckhöhe £₂, welche erforderlich ist, um den Massen die vorgeschriebene Senkgeschwindigkeit zu ertheilen, ergiebt sich, wenn der Abfluss durch eine 50 m lange Leitung bei 6,84 qcm Ausflussquerschnitt erfolgt, für d = o, n — 1 und T = \ \ Sekunden, nach Formel 395

£2 =

345

I —COS

180⁰

344

6,84

9,81

75,5    95,9 + 72,8 + 50

345

I — cos 40°

15 m.

Die Überdruckhöhe in der tiefsten Stellung des Arbeitskolbens muss nach Gleichung 386 mindestens

— £2 + öa + £2 — s — I5 + °>5 + L5 — 3,45’

d. h.

K = 13.55 m

betragen.

In der Ausführung findet sich hierfür der Werth 15,8 m, also nur 2,3 m mehr, als die aufgestellte theoretische Rechnung ergiebt.

Die vorstehend durchgeführten Rechnungen lassen sich selbstverständlich ohne weiteres auf jedes andere hydraulische Hebewerk anwenden, und wie hier zur genauen Ermittelung der Druck Verhältnisse für Aufzüge, so zu den analogen Bestimmungen für hydraulische Krahn-anlagen benutzen.

c. Hydraulische Krahne mit Accumulatorbetrieb.

Drehkrahn von Reynolds.

Der in Fig. 3 bis 5, Taf. 42, skizzirte Krahn ist von Reynolds für die River Don Steelworks zu Sheffield ausgeführt.⁶) Die Konstruktion gehört zu dem System der Krahne mit fester Säule und drehbarem Obergestell. Eine auf dem Fundament durch vier kräftige Anker befestigte Bodenplatte nimmt die unbewegliche Krahnsäule auf, welche den Cylinder für den hydraulischen Treibkolben A bildet. Das Druckwasserrohr mündet von unten in einen weiteren gusseisernen Stutzen, welcher mit dem Cylinderboden zusammen gegossen, dem Treibkolben in seiner tiefsten Stellung als Auflager dient. Treibkolben und Kolbenstange sind aus einem Stück aus Gussstahl hergestellt; die Kolbenstange von kreuzförmigem Querschnitt läuft oben in einen cylindrischen Stützzapfen aus, welcher das Kolbenstangenquerhaupt mit der losen Rolle B trägt.

Fig. 3 lässt erkennen, wie das Querhaupt sich in zwei vertikalen Führungsständern des drehbaren Krahnobergestells frei auf- und niederbewegen kann, aber gezwungen wird, den Schwenkungen des Gestells zu folgen. Die Reibungswiderstände bleiben beim Krahndrehen auf die Stützzapfenreibung und die Reibung der Rollenlager beschränkt, durch welche die Krahnschilde mit den Führungsständern für den Kreuzkopf sowie mit dem Ausleger getragen und gegen Seitenschwankungen abgestützt werden. Der Treibkolben selbst nimmt infolge des eingeschalteten Stützzapfens an den Drehbewegungen der Krahnschwenkung keinen Theil.

Der senkrechte Druck des drehbaren Krahnobergestells wird durch vier konische Rollen, deren Achsen, wie aus Fig. 3 ersichtlich, in einer Vertikalebene im Kopf und Fuss der Krahnschilde gelagert sind, und die auf den kegelförmigen Stützflächen der festen Krahnsäule laufen, aufgenommen.

Für die Horizontalkräfte des Kippmomentes sind in der vertikalen Mittelebene des Auslegers, Fig. 4, zwei horizontale cylindrische Rollen in dem Krahngestell untergebracht, von denen die untere c den Horizontalschub des Auslegerfusses abfängt, die obere b den horizontalen Zug der Auslegerzugstangen aufnimmt.

Die Lastkette ist auf der einen Seite am Krahngestell befestigt und läuft, nachdem sie die lose Treibkolbenrolle B passirt hat, unter der zwischen den Krahnschilden gelagerten Leitrolle C direkt nach dem Kopf des Auslegers. Durch diese Anordnung wird der Treibkolbenhub für die Lasthebung verdoppelt. Krahnschwenkungen werden ohne besonderes Triebwerk durch seitlichen Zug an der Lastkette bewirkt.

Die ganze Anordnung zeichnet sich durch grosse Einfachheit aus und alle Maschinentheile sind leicht zugänglich und zu überwachen. Der Accumulatordruck ist so bestimmt, dass die Nutzlast von 20 bis 30 Ctr. mit 1,2 bis 1,6 m Geschwindigkeit gehoben wird, der Treibkolben also mit 0,6 bis 0,8 m Geschwindigkeit pro Sekunde aufsteigt.

Drehkrahn von Armstrong.

In Fig. 28g S. 614 ist der allgemeine Entwurf einer Armstrong’schen Krahnkonstruktion mit drehbarer Stützsäule skizzirt. ⁷) Der Säulenfuss steht in der Tiefe mit einem Ringzapfen in einem Stützlager. Das Kippmoment des Auslegers muss, wie bei den Fairbairn-Krahnen, die wir früher eingehend besprochen haben, durch ein Halslager unterhalb des Auslegerfusses abgefangen werden. In der Skizze ist dasselbe nicht näher angegeben.

Das Accumulatorrohr ist durch eine Stopfbüchsendichtung in der Krahndrehachse von unten in den hohlen Säulenfuss eingeführt und mündet mit seiner Fortsetzung im Boden des Treibcylinders, welcher durch den oberen Theil der Krahnsäule gebildet wird. Der Treibkolben trägt eine lose Rolle, an deren zugehöriger Kette zur weiteren Verviel-

m/

\\

Fig. 289.

fältigung der Hubhöhe die lose Flasche eines zweiten Rollenzuges angehängt ist, dessen feste Rollen auf dem unteren Ende des Auslegers gelagert sind. Die Lastkette läuft von diesem zweiten Hubmultiplikator schliesslich in gewöhnlicher Weise nach dem Auslegerkopf.

Um die Krahnschwenkung zu vermitteln, sind zu beiden Seiten der Krahnsäule unter dem Fussboden zwei horizontale Cylinder A vorhanden, und auf die Krahnsäule selbst ist ein Kettendaumenrad aufgesetzt. Dieses Rad wird auf dem halben Umfange von einer Kette umspannt, die in ihrem weiteren Verlauf auf jeder Seite über das Rollenwerk der horizontalen Treibkolben geführt und schliesslich mit ihren Enden an den betreffenden Cylindern befestigt ist. Durch diese Kettenführung wird eine wechselseitige Bewegung zwischen den beiden Treibkolben in der Weise bewirkt, dass das Vordringen des einen Kolbens unter der Einwirkung der Druckwassereinströmung den anderen Kolben zurückführt, während die hierbei über die Krahnsäule fortlaufende Kette gleichzeitig den Krahn schwenkt. Lässt man das Druckwasser auf den anderen

Treibkolben wirken, so kehren sich alle Bewegungen um, und der vorher wirksam gewesene Kolben wird in die Anfangslage zurückgezogen.

Die Anordnung von je zwei losen Rollen in den Treibkolbenköpfen und je einer festen hinter den Cylindern bildet ein Rollenzugsystem mit vierfacher Übersetzung, so dass'die erforderliche Krahnschwenkung sich mit kurzen Kolbenhüben erzielen lässt. Für beide Cylinder kann eine gemeinsame Steuerung angewendet werden, und ist für diesen Zweck jede der für doppeltwirkende Dampfmaschinen üblichen, einfachen Steuerungen brauchbar, welche die Kraftwasser-Ein- und Ausströmung für die beiden in Betracht kommenden Cylinderräume auswechselt. Man kann auch das Doppelcylindersystem mit einfach wirkenden Kolben durch einen Cylinder mit doppelt wirkendem Kolben ersetzen, wenn man die Drehung der Krahnsäule, statt durch Kettenzug durch Zahnstangeneingriff vermittelt. Zu dem Zweck ist das frei austretende Ende der Kolbenstange als Zahnstange auszubilden, und an Stelle des Kettendaumenrades auf die Krahnsäule ein gewöhnliches Zahnrad für den Eingriff mit dieser Stange aufzusetzen. Die Krahndrehung erfolgt alsdann rechts- oder linksläufig, je nachdem der Kolben vor- oder zurückgeschoben wird. Ein solcher Drehapparat arbeitet ohne Hubvergrösserung und erfordert dementsprechend verhältnissmässig längere Treibcylinder. Im übrigen ist in beiden Fällen die Einschaltung von Entlastungsventilen in den Steuerungsapparat geboten, da die Energie der Krahnschwenkung sonst bei plötzlichem Abstellen des Wasserzuflusses, ebenso wie bei plötzlichen Unterbrechungen der Lasthebung, gefahrvolle Wasserstösse befürchten lässt.

Der hydraulische Drehapparat vertheuert die ganze Krahnanlage nicht unwesentlich, und man wendet denselben daher meist nur für schwere Krahne an, die sich nicht wohl direkt durch die Arbeiter schwenken lassen.⁸) Für Krahne mit mittlerer Belastung dürfte der für gewöhnliche Uferkrahne übliche Drehapparat mit Räderwerk und Kurbelantrieb, empfehlenswerth sein.

Die hydraulischen Drehkrahne mit Accumulatorbetrieb können auch fahrbar ausgeführt werden, wenn eine Druckrohrleitung neben dem Schienenstrang liegt, und Vorkehrungen getroffen sind, um den Krahn in bestimmten Entfernungen an diese Leitung anzuschliessen. Es bedarf aber in solchen Fällen besonderer Massregeln, um den Krahn wagen an jeder Bewegung während des Betriebs zu hindern, da sonst Brüche in den Rohranschlüssen zu befürchten sind.

Giessereikrahn für 5000 kg. Fig. 1 bis 8, Taf. 45.⁹)

Die Säule des Giessereikrahns auf Taf. 45 besteht aus dem gusseisernen Treibcylinder, welcher aus zwei Rohrstücken zusammengesetzt ist und mit einem kräftigen Stützflansch auf einer mit dem Fundament ver-

lilii

ii

-, \ - -A

ÉI

'h

ankerten Grundplatte ruhend, frei in den Fundamentschacht eingesenkt ist. Der Treibkolben wird durch ein gusseisernes Rohr gebildet, das unten durch ein besonders eingesetztes Bodenstück mit angehängtem Gummibuffer geschlossen, oben den Spurlagertopf für den kugelförmigen Stützzapfen des drehbaren Krahnobergestells trägt. Spurtopf und Stützzapfen sind aus Gussstahl.

Der horizontale Krahnausleger, auf welchem sich die Laufkatze bewegt, wird durch zwei Doppel-T-Eisen von 315 mm Höhe, 130 mm Breite und 10 mm Flanschendicke gebildet, die einerseits an die gusseiserne Krahnhaube angeschraubt sind, andererseits durch Zugstangen abgestützt werden, welche mit dem Kopf der Krahnhaube in Verbindung stehen. Der gleichförmige Abstand der Auslegerbalken ist am freien Ende durch ein gusseisernes Zwischenstück und ausserdem noch in der Mitte durch eine bügelförmige Klammer, Fig. 7, gesichert. Die gusseiserne Einlage am freien Ende begrenzt gleichzeitig die äusserste Laufkatzenstellung.

Um den Horizontalschub des Aus-

Fig. 290.

2:15.

Erweiterung der Krahnhaube ein Rollenlager mit zwölf horizontalen gusseisernen Wälzungsrollen eingelegt. Diese Rollen liegen zwischen zwei horizontalen schmiedeeisernen Ringen in der Weise, wie Fig. 1, Taf. 45 und Fig. 290 erkennen lassen. Die Achsenbolzen sind in den unteren Ring versenkt eingenietet und mit dem oberen Ring durch aufgesetzte Muttern verschraubt. Damit sich bei dieser Befestigungsart die Rollen zwischen den Lagerringen nicht klemmen, sind über die Achsenbolzen derselben schmiedeeiserne Hülsen gesetzt, die den Abstand der Ringe sichern. Der ganze Rollenkranz wird schliesslich durch sechs vertikale Stahlrollen frei beweglich getragen, deren Zapfenbolzen radial in den Mantel der Krahnhaube eingesetzt sind, oder auch, wie Fig. 290 andeutet, in dieser Lage durch besondere Augen angebracht werden, welche sich leicht von unten auf dem Mantelring der Krahnhaube be-

legers abzufangen, ist in die untere

festigen lassen.

Die Lasthebung erfolgt ohne Kettenwerk durch das Aufsteigen des Treibkolbens mit dem Ausleger und der Laufkatze, an welcher die Last unmittelbar hängt; Verschiebungen der Laufkatze, wie die Schwenkungen des Krahnes, w’erden ohne besondere Triebwerke direkt durch die Arbeiter bewirkt.

Im übrigen würde sich

ohne Änderung der Hauptkonstruktion auch hier das früher bereits mehr-• fach erörterte Ziehkettenwerk mit Haspelantrieb für die Verschiebung der Laufkatze auf dem Ausleger einschalten lassen. Zur Erleichterung der Krahnschwenkung ist in den Auslegerkopf eine Ose eingesetzt, in welche eine Ziehkette oder ein Seil eingehängt werden kann.

Der gefährliche Querschnitt des gleichzeitig als Krahnsäule dienenden Treibkolbens liegt an der Stelle, wo derselbe aus dem Cylinder aus-tritt, wenn er sich in der höchsten Stellung befindet. Mit Rücksicht auf die erforderliche Druckfläche und die Biegungsbeanspruchung der mittleren Strecke, ist der Kolben in der Mitte stärker ausgeführt, als an den Enden, um andererseits die Dimensionen der übrigen Theile möglichst zu beschränken. Der Kolben hat in der mittleren Strecke 470 mm äusseren Durchmesser bei 55 mm Wandstärke, oben schwächt sich derselbe auf 350, unten auf 310 mm ab; die Wandstärke bleibt unverändert. Kolben-und Cylinderlänge sind für 2,65 bis 2,8 m Hub berechnet.

Der Kolben wird sowohl im Cylinderkopf, wie im oberen Theil des verengten Cylinderfusses genau vertikal geführt. Diese um circa 3 m auseinander liegenden Führungen haben die Horizontaldrucke aufzunehmen, welche aus dem Kippmoment des belasteten Auslegers herrühren, und es entsteht daher an diesen Stellen eine nicht unbeträchtliche Reibung.

Um durch den unteren Cylinderanschluss den freien Durchtritt des durch E einströmenden Druckwassers nach dem oberen Cylinder nicht abzusperren, wird an dieser Stelle die Führung nur durch dichtgestellte radiale Rippen vermittelt, Fig. 4, zwischen denen das Wasser einen genügend freien Durchflussquerschnitt findet, um auch auf die erweiterte Kolbenfläche einwirken und beim Senken des Kolbens durch das Abflussrohr A entweichen zu können.

Der Krahn arbeitet mit einem Accumulatordruck von 12 Atmos

phären.

Zu beachten ist, dass auch bei dieser Krahnanlage ebenso wie bei dem früher besprochenen Krahn von Gruson, die grosse Sicherheit, welche in der Vermeidung von Ketten und Räderwerk liegt, mit dem Nachtheil erkauft wird, dass ausser der Nutzlast jedesmal das ganze Eigengewicht des Treibkolbens und des Auslegers mitzuheben ist. Ein derartiger Krahn liefert demnach nur einen günstigen Wirkungsgrad für die aufgewendete Arbeit, wenn man den dem Accumulator zum Heben der todten Last entzogenen Arbeitseffekt in irgend einer Weise für die nächste Hebung nutzbar macht, sei es durch Anwendung des Clark-Standfield’schen Systems, mit der Einschaltung eines Schemfil’schen Rekuperators, sei es dadurch, dass man das verbrauchte Kraftwasser durch die niedersinkende todte Last wenigstens in ein entsprechend hochgelegenes Rücklaufreservoir zurückpresst, dessen Druckhöhe die Arbeit der Accumu-latorpumpen erleichtert.

Kraku für Bessemer Anlagen.

Fig. 6, Taf. 42.¹⁰')

Die Krahne für Bessemer Anlagen entsprechen in der Hauptdisposition dem vorstehend erörterten hydraulischen Giessereikrahn. Der Ausleger trägt die Giesspfanne A, welche dazu bestimmt ist, nach Vollendung der Charge den in der Birne erblasenen Gussstahl aufzunehmen und denselben demnächst in die Coquillen B einlaufen zu lassen. Der Krahn wird zu dem Zweck so weit gehoben und gedreht, dass die Giesspfanne unter die Mündung der Birne gelangt. Um den Stahl in die Coquillen abzulassen, ist nach entsprechender Senkung des Treibkolbens der Bodenpfropfen aus der Giesspfanne zu entfernen. Die Entleerung der Pfanne und die Füllung der einzelnen Coquillen erfolgt alsdann ununterbrochen unter rechtzeitiger, intermittirend fortschreitender Schwenkung des Krahnes. Die Coquillen müssen zu diesem Zweck in der kreisförmigen Giessgrube dicht neben einander in einem zur Krahn-säule koncentrischen Bogen aufgestellt werden.

Die einseitige Belastung des Krahnauslegers wird durch ein festes Gegengewicht D auf dem nach rückwärts über die Drehachse verlängerten Auslegerarm ausgeglichen. Um die Widerstände der Krahnschwenkung möglichst zu vermindern, ist der Ausleger in der vorliegenden Konstruktion auf dem Treibkolben durch die Einschaltung einer besonderen vertikalen Spindel abgestützt, die in den hohlen Kolben frei drehbar eingesetzt, mit einem Spurzapfen auf einem Gegenzapfen im Kolbenboden läuft. Als Antriebmechanismus für die Krahnschwenkung dient das Stirnräderpaar F und G mit dem Handrade E. Da G auf dem hydraulischen Treibkolben festsitzt, und der Kolben selbst durch Eingriff von Feder und Nuth auf der unteren Strecke, wie aus Schnitt c-tl ersichtlich, an einer eigenen Drehung im Cylinder gehindert ist, muss eine Verstellung des Handrades das Triebrad F zum Auskämmen mit dem Umfange des festliegenden Rades G zwingen und die Schwenkbewegung des Auslegers veranlassen.

Die Giesspfanne selbst ist im Ausleger mit einer horizontalen Achse drehbar gelagert, um einerseits die Schlackenreste jederzeit bequem auskippen zu können, andererseits auch nöthigenfalls die Entleerung der gefüllten Pfanne durch Umstürzen in die Giessgrube zu ermöglichen, falls sich durch irgend einen Zufall das Giesspfannenloch verstopfen und den regelrechten Ausfluss verhindern sollte.

Die Pfannendrehung erfolgt durch Schneckengetriebe und wird, ebenso wie die Krahnschwenkung, durch den auf dem Ausleger stehenden Arbeiter bewirkt. Bei schweren Giesspfannen empfiehlt sich die Unterstützung derselben durch zwei Drehzapfen, die sich leicht senkrecht zu der hier angenommenen Drehachse zwischen den beiden Auslegerbalken lagern lassen. Auch wendet man für die schwereren Bessemerkrahne statt der Abstützung des Auslegers durch eine lange vertikale Dreh-

Spindel die Aufhängung- durch eine gusseiserne Haube mit kurzem kugelförmigen Stützzapfen und Rollenhalslager an, wofür der vorher besprochene Giessereikrahn ein Beispiel liefert.

Der Krahncylinder ist in einem Fundamentschacht des Hüttenraumes aufgestellt, der Fuss desselben mit Beton umgossen , der Kopf durch einen gusseisernen Kranz auf der Oberkante des Fundamentmauerwerks abgestützt. Zur Sicherung der vertikalen Kolbenführung ist im oberen Cylinderrohr in der Gegend des Schnittes a-b, wie aus der besonderen Schnittfigur ersichtlich, ein Kranz radialer Rippen angeordnet, die den Kolben hier lagerförmig umschliessen.

Zu- und Abfluss des Druckwassers erfolgt durch das Rohr F. Der zugehörige Steuerungsapparat liegt weiter entfernt und ist mit den Steuerungen für alle anderen hydraulischen Maschinen im Hüttenraum zusammengelegt, so dass sämmtliche Maschinen durch einen einzigen Arbeiter gehandhabt werden können.

Für sehr grosse Bessemer Anlagen stellt man die Coquillen in zwei koncentrischen Reihen in derselben Giessgrube auf, um den Radius des Krahns für die Gesammtzahl der Coquillen nicht übermässig zu vergrössern. Alsdann muss aber auch die Giesspfanne selbst in radialer Richtung auf dem Ausleger verschiebbar sein,, damit die beiden Coquillenreihen nach einander gefüllt werden können. Diese Forderung bedingt die Einhängung der Giesspfanne mit ihren Kippzapfen in das Wagengestell einer Laufkatze und ein besonderes Triebwerk für die Laufkatzenverschiebung. Man befestigt hierfür an der Laufkatze zwei als Zug- und Schubstangen wirkende horizontale Zahnstangen, deren Antriebräderwerk, ebenso wie das Räderwerk für die Krahnschwenkung auf dem Ausleger gelagert wird, während das Schneckentriebwerk für das Umkippen der Pfanne auf der Laufkatze selbst angebracht werden muss. Im übrigen sind die Handkurbeln für die drei verschiedenen Triebwerke möglichst in der Nähe der Krahnmitte unterzubringen, um dem Krahnarbeiter die Bedienung zu erleichtern und den Standort desselben auf dem Ausleger in genügender Entfernung von dem weissglühenden Pfanneninhalt zu wählen.

Eine derartige Anlage findet sich in dem Cockerill’schen Werke zu Seraing für 226 Ctr. Giesspfannenfüllung.¹¹) Der Krahnradius beträgt 5,8 m. Der Plunger hat 630 mm Durchmesser, 75 mm Wandstärke, und bei 7490 mm Länge 3200 mm Hub. Der lichte Durchmesser des Einströmungsrohres beträgt 80 mm. Für die Krahnschwenkung ist ein dreifaches, für die Pfannenverschiebung ein doppeltes Zahnrädervorgelege vorhanden, und die Schneckenwelle für die Pfannendrehung wird ebenfalls noch durch ein besonderes konisches Vorgelege angetrieben.

d. Hydraulische Kohlen-Sturzgerüste.

In England sind seit Ende der fünfziger Jahre vielfach hydraulische Anlagen ausgeführt, um die Kohlenverladungen von Eisenbahnwaggons in Seeschiffe zu vermitteln, so unter anderem in Cardiff, Newport, Hull, Birkenhead. Auf dem Kontinent hat das System erst in den sechsziger Jahren vereinzelt Nachahmung gefunden. Bei allen diesen Einrichtungen handelt es sich in erster Linie darum, den Kohlenwagen so weit zu kippen, dass nach Offnen der Klappen die Kohlen von selbst herausgleiten und durch eine geneigte Schüttrinne in den Schiffskörper gelangen.

Je nach den örtlichen Verhältnissen, nach der Höhe des Wasserstandes und der Deckhöhe der Schiffe ist unter Umständen der Kohlenwagen zunächst vertikal zu heben, bevor er in die Kippstellung gebracht werden kann.

Hydraulisches Kohle n-Sturzgerüst der Holländischen Rhein-Eisenbahn.

Fig. 291 giebt die Skizze eines hydraulischen Kippgerüstes, welches nach einem Entwurf von Ordish und Le Feuvre durch Appleby Brothers in London für die Holländische Rhein-Eisenbahn ausgeführt ist.*)

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Fig. 291.

*) Zeitschrift des Architekten- und Ingenieur-Vereins zu Hannover 1867, S. 401.

Die Kohlenwagen , welche in Flussschiffe entleert werden sollen, werden auf eine Plattform oder Bühne geschoben, die sich über dem Wasserspiegel befindet. Diese Bühne ruht in der Mitte auf dem mit einem Kugelzapfen versehenen Kopf eines hydraulischen Treibkolbens, dessen Cylinder A mit zwei Schildzapfen C auf einem festen Pfahlgerüst gelagert ist. Andererseits ist die Bühne vorn um eine Achse B drehbar und vermag unter der Einwirkung des aufsteigenden Treibkolbens eine geneigte Lage anzunehmen, welche das Entleeren des auf ihr stehenden Kohlenwagens in den Schiffskörper selbstthätig ermöglicht, sobald die vordere Bordklappe geöffnet wird. Beim Aufkippen der Bühne folgt der hydraulische Kolben mit dem Cylinder der Kippbewegung, indem letzterer sich um seine Schildzapfen dreht. Die Druckwasserzuleitung muss daher durch einen der Schildzapfen mit entsprechender Stopfbüchsendichtung erfolgen.

Um bei etwaiger Unachtsamkeit des Maschinenwärters zu hohes Auf kippen der Bühne selbstthätig zu verhindern, sind im Cylinderkopf die Öffnungen a angeordnet, durch welche das Druckwasser ausspritzt, sobald der untere Kolbenrand bis zu dieser Öffnung emporsteigt. Mit diesem Augenblick wird das weitere Austreten des Kolbens aus dem Cylinder unterbrochen.

Der Wagen ist in seiner Kippstellung einerseits durch die aufgebogenen Enden der Bühnenschienenköpfe am Herunterstürzen gehindert, ausserdem aber noch durch eine Kette gesichert, welche man über die hintere Achse oder den hinteren Zughaken schlingt.

Hydraulische Kohlen-Sturzgerüste zu Cardiff und Newport in Süd Wales.

Die Vorrichtungen für die Kohlenverladungen in Cardiff und Newport liefern ein Beispiel für ein hydraulisches Hebewerk mit einer Kippbühne, welche zunächst selbst vertikal gehoben wird.*)

An jeder Ladestelle ist ein Thurmgerüst für das Hebewerk aufgestellt, Fig. 292, S. 622.

Die Hebebühne besteht aus einem festen mit dem Treibkolben T verbundenen Rahmengestell und aus einer in demselben beweglich gelagerten Sturzbühne, welche die Kohlenwagen aufnimmt. Die Drehachse für die Kippbühne liegt auf der vorderen dem Wasser zugekehrten Seite.

Die. Lager für diese Drehachse werden durch eine entsprechende Traverse der Hauptbühne getragen.

Auf der entgegengesetzten Seite ist in der Hauptbühne ein kleinerer hydraulischer Cylinder mit Schildzapfen Z gelagert, der durch seinen Treibkolben D die Kippbühne in die zum Ausstürzen der Kohlen erforderliche Neigung drängt.

Die hydraulischen Cylinder zum Heben und Kippen der Bühnen haben getrennte Steuerungen, die aber beide durch geeignetes Hebelwerk von dem im oberen Theil des Förderthurms stehenden Maschinenwärter

gleichzeitig gehandhabt werden können. Das Ventilgehäuse F₂ für den Hauptcylinder steht auf dem Fundamentmauerwerk, das Ventilgehäuse Vl für den Kippcylinder ist in der Hauptbühne untergebracht und steigt also mit dieser auf und nieder, so dass eine feste Rohrverbindung zwischen dem Kippcylinder und dem zugehörigen Ventilkasten Vx ermöglicht ist, die durch einen der hohlen Schildzapfen Z in den Cylinder einmündet.

¹

Siehe Weisbach-Herrmann. Ingenieur- und Maschinen-Mechanik, Theil III Abthl. S. 130, und L. Putzrath, Zeitschrift des Vereins deutscher Ingenieure 1878. S. 505.

²

In dieser Beziehung ist auf die bereits oben citirte sehr sorgfältige Arbeit von L. Putzrath zu verweisen: „Ueber Berechnung hydraulischer Hebevorrichtungen“ Zeitschrift des Vereins deutscher Ingenieure 1878, S. 505. Die Abhandlung von Putzrath ist auch als Sonderabdruck erschienen. Berlin 1879.

³

Weisbach-Herrmann Theil I, S. 1034.

⁴

Angaben über die konstruktiven Abmessungen dieses Aufzuges finden sich in Erb-kam’s Zeitschrift für Bauwesen 1875.

⁵

Es ist im übrigen vorausgesetzt, dass der Accumulator und der Treibcylinder auf demselben Niveau stehen. Ist dieses nicht der Fall, so müssen selbstverständlich die vorhandenen Höhenunterschiede berücksichtigt werden.

⁶

Engineering, und hieraus übergangen in „Iron and Steel Manufacture“ by F. Kohn, S. 68.

⁷

Engineering, 1868, S. 560.

⁸

Eine der hier beschriebenen Krahnkonstruktion ähnliche Anordnung mit Armstrong’schem System für veränderlichen Kraftwasserverbrauch bei wechselnder Belastung ist für Alphonse Lafargue in Kensington patentirt. D. R. P. 15 371.

⁹

Siehe Uhland „Der praktische Maschinen-Konstrukteur“ und hieraus Armengaud, Publication industrielle. 1878, S. 437.

¹⁰

Iron and Steel Manufacture, by F. Kohn. Bl. 24.

¹¹

Sammlung von Zeichnungen für die Hütte 1879, Taf. 19a. u. 19b.

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Fig. 292.

Die bewegliche Rohrleitung, welche dazu dient, den mit der Hauptbühne auf- und niedersteigenden Kippcylinder mit Kraftwasser zu versorgen, wird durch den hohlen Treibkolben T gebildet, der zu diesem Zweck durch ein dicht unter seinem Kopf abgezweigtes Rohr mit dem Ventilgehäuse Vx in Verbindung gesetzt ist.

Der hydraulische Antrieb der Hebebühne kann gleichzeitig dazu ausgenutzt werden, die Schüttrinne je nach Bedürfniss höher oder tiefer zu stellen. Hierzu dreht man die in der Skizze mit A bezeichneten Druckarme nach aussen, und zwar, wenn die Rinne gehoben werden soll, derart, dass sich ein Druckarm unter dieselbe legt, wenn die Rinne dagegen gesenkt werden soll, so, dass der Arm über dieselbe fortgreift. Hebt oder senkt man nun die Wagenbühne durch den Treibkolben 7¹, so schiebt die einfache Kuppelung damit auch die Schüttrinne nach oben oder nach unten. Sobald die gewünschte Höhe erreicht ist, dreht man die Kuppelungsklinken wieder in ihre wirkungslose Lage zurück und überlässt die Schüttrinne einer Abstützung durch Sperrklinken welche in Zahnstangen am Thurmgerüst eingreifen.

In ähnlicher Weise lässt sich auch die Neigung der Schüttrinne beliebig verändern, indem man die Aufhängeketten derselben vorübergehend mit ihren anderen Enden an der Bühne befestigt und durch das Aufsteigen der Bühne die Schüttrinnenmündung senkt, umgekehrt durch das Senken der Bühne dieselbe hebt.

Um das Zerstückeln der Kohle beim Einstürzen in den Schiffsraum zu verhindern, wird der erste Theil der Ladung durch einen besonderen Krahn in eisernen Kübeln, welche etwa eine Tonne fassen, zur vollen Tiefe hinabgesenkt, bis sich auf diese Weise ein Schüttkegel von ausreichender Höhe gebildet hat, auf den man dann die Kohle frei aus dem Sturzgerüst niedergleiten lassen kann. Zu dem Zweck ist noch ein dritter hydraulischer Cylinder K mit Rollenzugübersetzung angeordnet, dessen Zugkette über den Auslegerkopf eines Drehkrahnes läuft. Der Senkkübel wird von der Schüttrinne aus gefüllt, die während dieser Ladeperiode durch Klappthüren so weit abgesperrt ist, dass nur immer ein dem Fassungsraum des Kübels entsprechendes Kohlenquantum herausgleiten kann. Der geneigte Boden des Senkkübels gestattet eine sehr bequeme Entleerung desselben, welche erfolgt, sobald der Riegel R in die Höhe gezogen wird. Um dies selbstthätig zu bewirken, befestigt man an dem Riegel eine Kette und schliesst das andere Ende derselben in solcher Höhe an irgend einem festen Punkt des Schiffes an, dass sich die Kette beim Senken des Kübels spannt und den Riegel herauszieht, sobald die tiefste Stellung erreicht wird. Nach der Kübelentleerung fällt der Riegel beim Aufholen durch das eigene Gewicht zurück.

Der Haupt-Treibkolben hat 300 mm Durchmesser und bei einzelnen Sturzgerüsten bis 6,5 m Hub. Die Nutzlast der zu fördernden Kohlenwagen beträgt durchschnittlich 10 Tonnen.

Das Anfahren, Heben, Entleeren, Senken und Abfahren der einzelnen Wagen erfordert ungefähr 4 Minuten. Die Verladungskosten betragen einschliesslich der Transportkosten auf den Hafenbahngeleisen, mit Verwiegen und unter Berechnung der Verzinsung der hydraulischen Anlage, nach v. Dömmings Angaben 2V4 d. pro Tonne, also noch nicht ganz 20 Pf.

Die Kohlenwagen werden durch kleine Drehscheiben auf das zum Förderthurm führende Zweiggeleise von der Quaibahn aus übergesetzt, und ebenso wieder nach erfolgter Entleerung auf ein zweites Llafengeleise gebracht. An- und Abfahren der Waggons bewerkstelligt ein einziger Arbeiter mit Llülfe hydraulischer Spillwinden. Derselbe schlingt das Zugseil um die Spillwindentrommel und zieht den Wagen auf diese Weise bis auf die Drehscheibe vor dem Förderthurm. Durch Niederdrücken der Trittbremse, mit welcher sämmtliche Kohlenwagen ausgerüstet sind, wird der Wagen auf der Drehscheibe festgebremst.

Erneutes Anziehen des inzwischen gelockerten Seiles bringt die Spillwinde auf die Bewegung der Drehscheibe zur Einwirkung und rechtzeitiges Lösen der Bremse gestattet sodann, den Wagen ohne Verzug auf das Quergeleise abzuziehen.

In Newport sind bei den neueren Ladestellen die An- und Abfahrtgeleise in verschiedener Niveauhöhe angelegt, so dass die leeren Wagen garnicht zurückgesenkt zu werden brauchen.

Hierdurch wird ein weiterer Zeitgewinn erzielt. Beide Geleise haben Gefälle, so dass die beladenen Wagen selbstthätig bis vor die Förder-thürme rollen, und die entleerten auf geneigter Bahn zurückkehren.

Hydraulisches Sturzgerüst zu Birkenhead.

Die hydraulische Einrichtung zur Kohlenverladung in Birkenhead hat sehr viel Ähnlichkeit mit der vorstehend besprochenen und unterscheidet sich von derselben im wesentlichen nur dadurch, dass der besondere Kippcylin-der durch ein Hebelwerk ersetzt ist.*) Fig. 293 giebt eine Skizze des Hebewerks in seiner tiefsten Stellung, Fig. 294, S. 625, veranschaulicht die höchste Stellung während der Kippperiode.

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Fig. 293.

Ganz so wie bei den Kohlenwagenaufzügen zu Cardiff ist die Kippbühne B in der Hauptbühne, welche durch den hydraulischen Treibkolben

gehoben und gesenkt wird, drehbar gelagert. Die Kippbewegung wird durch den Hebel H vermittelt, dessen Drehachse D in der Hauptbühne liegt und der durch eine Druckstange mit dem hinteren Ende der Kipp-

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Fig. 294.

Sobald die Hauptbühne in die höchste

bühne in Verbindung steht.

Stellung gelangt, stösst das vordere Hebelende B mit einer darin gelagerten Rolle gegen die Schiene A unter der Schüttrinne, Fig. 294, und ein weiteres Emporsteigen des Treibkolbens drängt nunmehr, da das vordere Hebelende zurückgehalten wird, durch die Druckstange F die Kippbühne in die geneigte Stellung. Auch hier kann die Schüttrinne je nach Belieben höher oder tiefer gestellt werden, und damit verändert sich gleichzeitig in zweckentsprechender Weise die Höhenlage der Anstossschiene A, von welcher der Eintritt der Kippbewegung abhängt.

Hydraulische Kr ahnwippe der Albert Docks zu Hull.

In dem bereits mehrfach citirten Reisebericht des Herrn v. Dömming*) wird eine hydraulische Krahnwippe mitgetheilt, welche für die Kohlenverladung in den neuen Albert Docks zu Hull ausgeführt und in Fig. 295 S. 626 skizzirt ist.

40

Ernst, Hebezeuge.

Hier hängt die den Kohlenwagen tragende Plattform, frei an Ketten, welche über die Kopfrollen eines ungefähr 16 m langen Wippbaumes geführt, durch die Treibkolben zweier neben einander stehender hydraulischer Cylinder A — in der Skizze decken sich die beiden Cylinder — aufgeholt oder zurückgesenkt werden.

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Fig. 295.

Der in die Höhe gezogene Wagen wird durch Senken des Wippbaumes direkt über die Schiffsluke gebracht und diese Bewegung durch den hydraulischen Cylinder C vermittelt, dessen Kolbenkette über Rollen im Dachraum des Maschinenhauses geleitet, am Rücken des Wippbaumes befestigt ist.

Um schliesslich den über der Schiffsluke hängenden Wagen in dieselbe zu entleeren, wird durch eine dritte hydraulische Maschine B eine Kette aufgeholt, welche von dieser über den Wippbaumkópf geleitet, die schwebende Wagenplattform hinten erfasst und nach vorn senkt.

Die drei hydraulischen Maschinen arbeiten mit Hubumsetzungen.

e. Hydraulische Schiffshebewerke.

Schiffshebewerk für die Victoria-Docks in London von Clark.

Die ausgedehnte Anwendung der hydraulischen Hebewerke in England hat dazu geführt, das System auch zur Hebung von Schiffen zu benutzen, die einer Reinigung und freien äusseren Besichtigung unterzogen werden sollen, um festzustellen, in wie weit dieselben nach längerem Dienst reparaturbedürftig sind, und um nöthigenfalls die erforderlichen Ausbesserungen vornehmen zu können, ohne Trocken-Docks anzuwenden. Eine derartige Anlage ist bereits etwa im Jahre i860 von Clark für die Victoria Docks in London ausgeführt.¹)

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Fig, 296.

In einem Bassin, das durch Schleusen gegen den Einfluss von Fluth und Ebbe abgeschlossen ist, hat Clark 16 gusseiserne Säulenpaare vertikal soweit in den Boden versenkt, dass sie auf festem, unnachgiebigem Untergrund stehen. Diese Säulenpaare, von denen Fig. 296 eine Skizze giebt, sind in Abständen von 6,248 m hinter einander aufgestellt, während der freie Raum zwischen den Säulen eines jeden Paares fast 19 m beträgt. Das zu hebende Schiff wird zwischen diese Säulenaufstellung auf ein versenktes Ponton geschleppt, auf diesem abgestützt und dann das Ponton sammt dem Schiff durch die gemeinsame Einwirkung der hydraulischen Presskolben, die in den einzelnen Säulen untergebracht sind, gehoben.

Die Dimensionen der Säulenstellung sind, wie die Zahlen zeigen, so gewählt, dass die grössten Schiffe zwischen denselben aufgenommen werden können, und die Gesammtwirkung der 32 Treibkolben genügt zum

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Heben der Lasten solcher Schiffskörper. Fig. 297 giebt die Skizze einer Säule mit Treibcylinder im grösseren Massstabe.

Die Säule ist aus einzelnen Rohrstücken von

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1,22 m Durchmesser hergestellt, deren Flanschen nach innen gekehrt und durch Verschraubung unter einander verbunden sind. Der Fuss der Säule ist, wie bereits oben erwähnt, soweit in den Grund versenkt, dass unter dem Einfluss der späteren Belastung keine Nachsenkung eintritt. Um im übrigen die Stabilität der einzelnen Säulen zu erhöhen, sind dieselben in der Längsrichtung durch eine Kopfbrücke, welche gleichzeitig als Laufbrücke dient, überdeckt und mit einander verankert, sowie ausserdem nach der Landseite durch ausreichende Streben abgesteift. Der Säulenfuss ist im Innern ausgebaggert und wie Fig. 297 andeutet, mit Beton ausgegossen. Auf dem Betonpfeiler A steht die Fussplatte des hydraulischen Treibcylinders 2?, welchen die nach innen gekehrten Flanschen der oberen Säule ringartig umschliessen und abstützen. Oberhalb des Kopfes des Treibcylinders ist der Mantel der umschliessenden cylindrischen Säule nicht mehr geschlossen, sondern nur aus zwei getrennten halbcylindrischen Theilen gebildet, welche einen Schlitz von 6 cm Breite zwischen sich lassen. Dieser vertikale Schlitz dient dem Querhaupt C des Treibkolbens zur Führung. Zwei Knaggen a a sichern diese Führung noch durch Anlehnung an die innere Mantelfläche des Säulenkopfes. Das Querhaupt C ragt durch die Schlitzführung nach aussen hervor und trägt an jedem Ende Hängeschienen, an welchen die horizontalen Traversen D D,

Fig. 297.

Fig. 296 zur Aufnahme des Pontons angeschlossen sind.

Das Hebewerk wird in folgender Weise gebraucht.

Man senkt zunächst die Traversen D D durch Offnen der Abschluss

ventile der Treibcylinder auf etwa 0,3 m unter den Wasserspiegel, schleppt alsdann ein flaches schwimmendes Ponton zwischen die Säulen, welches in verschiedene getrennte Kammern abgetheilt ist, und füllt dasselbe durch Öffnen der einzelnen Kammerventile soweit mit Wasser, bis es auf die Träger D D niedersinkt. Hierauf werden letztere mit dem aufruhenden Ponton gemeinschaftlich so tief gesenkt, dass das zu hebende Schiff zwischen die Säulen bugsirt werden kann.

Nunmehr erfolgt durch die Treibcylinder die Hebung des Pontons bis zum Aufsitzen des darüber schwimmenden Schiffes. Nachdem dieses durch Stapelblöcke genügend abgestützt ist, setzt man das hydraulische Hebewerk aufs neue in Thätigkeit, bis der Schiffskörper ganz aus dem Wasser hervorragt. Ergiebt die Besichtigung die Nothwendigkeit einer Ausbesserung, so wird das Schiff direkt auf dem Ponton in die Reparaturdocks übergeführt. Um dies ins Werk zu setzen, muss letzteres zunächst wieder schwimmfähig- g-emacht werden, und lässt man zu dem Zweck die Wasserbelastung durch Offnen der Ventile im Boden ausströmen. Durch vorsichtiges Senken der Träger DD überzeugt man sich alsdann, ob das Ponton gleichmässig belastet eine stabile Schwimmlage annimmt. Ist dieses nicht der Fall, so hat man das erforderliche Gleichgewicht durch theilweise Füllung einzelner Kammern herzustellen.

Um je nach der Grösse der Schiffe nur so viele Treibcylinder zu füllen, wie erforderlich sind, um die Schiffshebung zu bewirken, sind im Maschinenhause die Ventile für das ganze Hebewerk so angeordnet, dass dieselben gruppenweise geöffnet und geschlossen werden können. Ausserdem sind auch für die verschiedenen Schiffsgrössen Pontons von verschiedener Länge vorhanden.

Die Druckwasserleitungen münden in den Treibcylinderköpfen, damit sie für den Fall von Reparaturen zugänglich bleiben, und jedes einzelne Rohr ist mit einem Sicherheitsventil ausgestattet.

Im Maschinenhause werden durch eine Dampfmaschine von 50 PS. zwölf Druckpumpen in Thätigkeit gesetzt, welche das Druckwasser für die Treibcylinder liefern. Diese Pumpen haben 47,6 mm Kolbendurchmesser und daher insgesammt einen totalen Kolbenquerschnitt von 0,02127 qm. Der Gesammtquerschnitt der 32 Presskolben beträgt 1,6213 qm und demnach ist das Kraftumsetzungsverhältniss der hydraulischen Pressen

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Für grössere Lasten lässt man die Dampfmaschine nur auf einen Theil der Pumpen wirken und steigert dadurch entsprechend das Um-setzungsverhältniss und den Druck pro Flächeneinheit der Kolben. Unter der Voraussetzung, dass nur eine Pumpe in Gang gesetzt wird, ergiebt sich bei 80 pCt. Wirkungsgrad eine effektive Arbeitsleistung von circa 2500 Tonnen für 1 m Hubhöhe pro Sekunde.

Je weiter die Last aus dem Wasser gehoben wird, um so mehr verringert sich der Auftrieb. Dementsprechend pflegt man anfangs mit allen Pumpen zu arbeiten, wenn aber das Schiff aus dem Wasser aufsteigt, und also die Belastung der hydraulischen Pressen grösser wird, so schaltet man nach und nach immer mehr von den einzelnen Druckpumpen aus.

Für mittlere Lasten beträgt die Geschwindigkeit der Hebung im Durchschnitt 264 mm pro Minute, so dass Schiffe von 8 m Tiefgang etwa in einer halben Stunde gehoben werden.

Die Clark’sche Anlage in den Victoria-Docks hat sich sehr gut bewährt und erforderte während einer dreijährigen Betriebszeit bei 500 Schiffshebungen keinerlei Reparatur.

Das System macht die kostspieligen Trockendocks entbehrlich, und tritt auch an Stelle derselben die ebenfalls sehr theure Anlage des Hebewerks, so rentirt sich dieses dennoch vortheilhaft, weil es eine sehr schnelle Abfertigung der einzelnen Schiffe gestattet, und weil die Pontons , auf denen die reparaturbedürftigen Schiffe zur Ausbesserung verbleiben, ver-

hältnissmässig geringe Kosten im Vergleich zu schwimmenden oder stationären Trockendocks verursachen.

Clark hat das System der Schiffshebung an Stelle der Anlage von Trockendocks auch in solchen Fällen beibehalten, in denen von der Beschaffung besonderer Pontons Abstand genommen ist und das Schiff demnach auf dem Hebewerk bis zur Beendigung der Reparatur verbleibt. Derartige Anlagen werden mit einer festen Bühne zur Aufnahme der Schiffe ausgerüstet und diese Bühne nicht an dem Treibkolben aufgehängt, sondern darauf ruhend konstruirt, so dass alle Treibcylinder in den Meeresgrund versenkt sind.²)

Um die Treibkolben nicht während der ganzen Zeit, die z^r Ausbesserung des Schiffes erforderlich ist, unter Wasserdruck zu halten, wird die Hebebühne durch bewegliche Stützen abgesteift, welche durch Scharniere befestigt sind und sich beim Aufsteigen der Bühne allmählich vertikal aufrichten, bis sie schliesslich frei herabhängen. Das Zurücksenken der Treibkolben überlässt alsdann die Bühne mit dem gehobenen Schiff der Abstützung durch diese Klappständer.

Versuche , Schiffe lediglich durch schwimmende Pontons zu heben, die man zunächst durch Wasserfüllung versenkt und nachdem sie unter den Schiffskörper bugsirt sind, durch Auspumpen des Wassers zum Aufsteigen veranlasst, haben keinen Erfolg gehabt, da die Ausbalan-cirung der vollkommen frei beweglichen Pontons ohne jede provisorische Unterstützung nicht gelingt.

Kanal-Hebewerke bei Anderton und Les Fontinettes - St. Omer, von E. Clark.

Eine der grossartigsten Verwendungen der hydraulischen Pressen ist die zum Heben von Schleusenkammern, um Schiffe senkrecht von einem Kanalniveau in ein höheres zu schaffen, oder Schiffe aus der Höhe in die Tiefe zu senken.

Eine derartige Anlage ist von Edwin Clark im Jahre 1872 in Cheshire bei Anderton ausgeführt, durch welche Schiffe von 100 Tonnen aus dem Weaver Fluss in geschlossenen Schleusenkammern von 75' Länge, 15' 6" Breite und 4' Tiefgang zu dem um 50' höheren Kanalbett emporgehoben werden.**) Die Auffahrt erfolgt in 3 Minuten.

Clark hat für das Hebewerk bei Anderton das Princip der Doppelaufzüge mit gegenseitiger Ausbalancirung angewendet, d. h. zwei bewegliche Schleusenkammern neben einander angeordnet, von denen die eine niedergeht, während die andere aufsteigt. Jede Schleusenkammer ist trotz des ausserordentlichen Gewichts von ungefähr 240 Tonnen nur in der Mitte durch einen einzigen gusseisernen Treibkolben von 36" eng‘1. Durchmesser unterstützt, und wird durch diesen gehoben und gesenkt.

Die beiden Treibcylinder stehen unter einander durch ein Rohr von 5" . Durchmesser in Verbindung⁻, welches durch ein entlastetes Ventil abge-sperrt werden kann. Bei freiem Durchfluss zwischen den beiden Treib-cylindern bedarf es nur einer theilweisen Entlastung des untenstehenden Kolbens, um das Herabsinken des anderen aus der Höhe zu veranlassen und damit den ersteren aufwärts zu treiben. Die jedesmalige Entlastung der in der Tiefe befindlichen Schleusenkammer, wird bei Anderton dadurch erzielt, dass der Wasserstand in dieser Kammer durch Heber — es sind deren 12 vorhanden — auf 4' 6" gegen 5' in der oberen verringert wird.

Hierdurch wird eine Gewichtsverminderung um circa 15 Tonnen erzielt, welche ausreicht, um das Hebewerk in Bewegung zu setzen und die aufsteigende Kammer bis auf etwa 5' unter der höchsten Stellung emporzutreiben. Der Rest der Hebung muss durch Ein wirken eines besonderen Accumulators vollzogen werden. Es ist nämlich zu erwägen, dass die Differenz der Kammerfüllungen, welche die Bewegung einleitet, anfänglich durch den vollen Auftrieb des tiefstehenden Treibkolbens unterstützt wird, dass aber dieser Auftrieb in eben dem Masse abnimmt, wie der Kolben aufsteigt, und dass andererseits der treibende Druck des niedergehenden Kolbens durch die gleichzeitige Zunahme des Auftriebs desselben stetig vermindert wird. Die Abnahme der treibenden Wirkung steigert sich ganz besonders gegen Ende des Hubes dadurch, dass die niedersinkende Schleusenkammer schliesslich direkt in das Elussbett ein taucht und die hierdurch plötzlich sehr gesteigerte Auftrieb Wirkung den ferneren selbstthätigen Kolbenlauf verhindert. Der Accumulator, welcher zur Hubvollendung in Thätigkeit tritt, wird durch Dampfpumpen gespeist. Der Plungerdurchmesser desselben beträgt P 9", der Hub 13' 6" engl.

Erscheint bereits der Gesammtentwurf der Anlage für Anderton als ausserordentlich günstig und ökonomisch in Bezug auf den Wasserverbrauch, wie hinsichtlich des Zeitaufwandes im Vergleich zu gewöhnlichen Schleusenanlagen für so beträchtliche Höhenunterschiede, so hat das ganze System inzwischen durch eine neuere Ausführung, die wir nachstehend erörtern, noch wesentliche Verbesserungen erfahren.

Hydraulisches Kanal-Hebewerk bei Fontinettes in der Nähe von St. Omer. ³)

Der Entwurf, Fig. 1 bis 5, Taf. 43, für das Kanal-Hebewerk, welches die französische Regierung bei Les Fontinettes in der Nähe von St. Omer an Stelle der bisher dort bestandenen Schleusenanlage ausführt, um einen Höhenunterschied des Canal de Neufossé von 13,13 m durch direkte senkrechte Hebung der Fahrzeuge zu überwinden, rührt von Clark und Stand-field und Edwin Clark» dem Erbauer der Anlage für Anderton, her.

Wie bei Anderton, so werden auch hier die beweglichen Schleusenkammern , zwei an der Zahl, welche abwechselnd auf- und niedersteigen, je durch einen einzigen Treibkolben von 2 m Durchmesser getragen. Es sprachen hierfür die zufriedenstellenden Erfahrungen, welche man mit demselben System zu Anderton gemacht hatte, während Unterstützungen durch mehrere Kolben, wie bereits früher erörtert, besondere Schwierigkeiten dadurch bereiten , dass die Verschiedenheit in den Reibungswiderständen der einzelnen Kolben auch die Geschwindigkeit derselben verschieden verzögert und demnach künstliche Sicherheitsvorrichtungen für eine gleichförmige Lasthebung erfordert.

Die Anordnung der Schleusenkammern auf ihren Treibkolben ist in Fig. i und 2, Taf. 43 skizzirt.

Ebenso wie bei Anderton erfolgt das Aufsteigen der unten stehenden Schleusenkammer durch ein Übergewicht der in der höchsten Stellung befindlichen, bei geöffnetem Durchflussventil des Rohres zwischen den beiden Treibcylindern. Der Gewichtsunterschied wird aber hier dadurch erzielt, dass nicht der unteren Kammer ein Theil ihrer normalen Füllung entzogen, sondern der Wasserstand der oberen Kammer durch einen Zufluss aus dem Oberkanal erhöht wird.

Wesentlich ist die Verbesserung, dass Clark bei Les Fontinettes die niedergehende Kammer nicht direkt in den unteren Wasserlauf ein-

tauchen lässt, sondern bei der vorhandenen trockenen Versenkung den Anschluss der untenstehenden Kammer, ebenso wie den der obenstehenden an die Kanalbetten in freier Luft bewirkt. ⁴) Die Fuge zwischen der beweglichen Schleusenkammer und dem festen Kanalkopf wird in einfachster Weise durch ein Gummirohr abgedichtet, welches durch Einpressung von Druckwasser fest gegen die Fugenwände angedrückt wird, bevor die

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Fig. 298.

Schleusenthore geöffnet werden.

Die Bildung und Befestigung dieses Rohres durch einen einfachen Kautschukstreifen, dessen übereinander gelegte Ränder zwischen Blechen eingeklemmt werden, veranschaulicht die Skizze Fig. zq8, in welcher die Ecken des Kammer- und Kanalabschlusses angedeutet sind.

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Durch die Anordnung⁻ der trockenen Versenkung wird der Vortheil erzielt, dass die treibende Wirkung des niedergehenden Kolbens nicht wie bei Anderton während des letzten Theiles des Kolbenweges durch den hydraulischen Auftrieb der Schleusenkammer vernichtet wird, und man erspart somit den sehr beträchtlichen Arbeitsaufwand, welcher sonst zur Überwindung dieses Auftriebes erforderlich ist.

Um die Veränderlichkeit des hydraulischen Auftriebes der Treibkolben selbst auszugleichen, durch welche sich der Druck des niedergehenden Kolbens stetig vermindert, während der Gegendruck des aufsteigenden Kolbens ebenso stetig zunimmt, ist das Grundprincip der ausbalancirten Differential-Accumulatoren von Clark und Standfield, das wir früher im Anschluss an die betreffende Patent-Specifikation vom 19. Juli 1873 No. 2498 erörtert haben, hier in folgender Weise zur Ausführung gebracht.

Die Schleusenkammern steten zwischen vier gemauerten Eckthürmen auf und nieder, welche die erforderliche Führung der Kammern zur Sicherung gegen die Einwirkungen des Winddrucks vermitteln. Zwei dieser Thürme dienen zur Aufnahme von Accumulatoren, Eig. 4, deren Anordnung und Benutzung weiter unten zu erörtern ist, in den beiden anderen Thürmen, Fig. 3, sind gusseiserne Cylinder Lx und L₂ aufgestellt. Diese Cylinder stehen durch Gelenkrohre M in direkter Verbindung mit den benachbarten Schleusenkammern Ax und A₂, derart, dass in Al und Lx einerseits, sowie in A₂ und L₂ andererseits, nach dem Gesetz der kom-municirenden Röhren stets gleiche Wasserhöhen vorhanden sind.

Bei den in der Skizze angedeuteten Stellungen hat sich demnach die Füllung des Cylinders Lx fast vollständig in die Schleusenkammer Ax entleert, während umgekehrt der Cylinder L₂ aus der Kammer A₂ bis zur Höhe des Oberwasserspiegels gefüllt ist.

Clark wählt nun für die Thurmcylinder genau denselben Querschnitt, wie für die Treibcylinder der .Schleusenkammern. Alsdann ist aber sofort ersichtlich, dass die Zunahme des Auftriebes, welche der Ax zugehörige Treibkolben während des Niedersinkens in die tiefste Stellung erleidet, in jedem Augenblick durch die allmähliche Entleerung des Aus-gleichungscylinders Lx in die Kammer Ax abbalancirt wird. Ebenso wird die Erhöhung des Gegendrucks, welche der zu A₂ gehörige Treibkolben während des Aufsteigens durch Abnahme seines Auftriebs bedingen würde, vollständig durch die gleichförmige Entlastung der Schleusenkammer A₂ ausgeglichen, indem ein der Auftriebverminderung genau entsprechendes Wasserquantum in den Cylinder L₂ überströmt.

Bei 2 m Treibkolbendurchmesser und 13,13 m Förderhöhe, beträgt die Druck Verminderung des Treibkolbens in der tiefsten Stellung 41,25 Tonnen, und dementsprechend muss die niedergehende Schleusenkammer im Laufe des ganzen Hubes 41,25 cbm Wasser aus dem Ausgleichungs-cylinder aufnehmen, die aufsteigende Kammer ebenso viel in ihren Kompensator überströmen lassen.

Die Schleusenkammern sind 45 m lang, 6 m breit und zur Aufnahme von Schiffen mit 1,8 m Tiefgang berechnet. Hierfür ist die normale Wassertiefe in den Kammern zu 2 m angenommen.

Bei den angegebenen Grundrissabmessungen der Schleusenkammer erhöht sich die Wassertiefe durch Aufnahme der Füllung aus dem Kom-pensatorcylinder im Laufe der Senkung um cv 152 mm.

Vor Beginn der ersten Auffahrt ist demnach die unten stehende Schleusenkammer so tief zu senken, dass sie aus dem Kanal in der Thalsohle eine Wasserfüllung von 2,152 m Tiefe aufnimmt, die sich dann während der Auffahrt durch allmähliches Abströmen in den Kompensator-cylinder vermindert.

Andererseits muss bei Beginn des Betriebes die oben stehende Schleusenkammer ein ausreichendes Übergewicht über die Normalbelastung erhalten, um die Reibungswiderstände der Kolben zu überwinden. Nach den Ergebnissen, welche in dieser Beziehung der Aufzug zu Anderton geliefert hat, ist für so grosse Kolbendurchmesser die Kolbenreibung bei den in Betracht kommenden Wasserpressungen nur etwa = V₄₀ der gesummten Förderlast. % Auf diese Resultate gestützt, sind die passiven Widerstände für die Anlage bei Les Fontinettes zu 20 Tonnen angenommen. Damit in der niedergehenden Kammer ein dem entsprechendes Übergewicht erzielt wird, muss der normale Wasserstand von 2 m Tiefe auf mindestens 2,74 m erhöht werden. Der grösseren Sicherheit wegen rechnen wir auf eine Kammerfüllung von 2,76 m Tiefe, die erreicht wird, indem man vor Beginn des Betriebes die obere Kammer so einstellt, dass ihr Boden 76 mm unter der Sohle des Oberkanals steht.

Unter diesen Verhältnissen beträgt die volle Hubhöhe, welche die Kolben durchlaufen müssen, um ihre Anfangsstellungen gegenseitig auszutauschen, für 13,13 m Höhenunterschied zw ischen dem Ober-und Unterwasserspiegel 13,13 + 0,152 — 0,076 = 13,89 m. Am Ende des Hubes steht dann die emporgehobene Kammer noch um 76 mm tiefer, als der Oberkanal, und da ihre ursprüngliche Zusatzfüllung von 152 mm Höhe in den Kompensatorcylinder abgeflossen ist, erfordert sie zunächst eine Ergänzungsfüllung von 76 mm Höhe aus dem Oberkanal, um das gehobene Schiff durchschleusen zu können. Damit wird aber auch gleichzeitig wieder das erforderliche Übergewicht für den Flubwechsel gewonnen. Der Boden der gesenkten Kammer steht am Ende des Hubes um 152 mm unter der Sohle des tieferen Kanals. Der hieraus entstehende Höhenunterschied zwischen Kammerfüllung und Wasserspiegel des Unterkanals wird durch die während der Senkung aus dem Kompensator erfolgte Zusatzfüllung ausgeglichen. Es verbleibt demnach als Überschuss in der Kammer noch das Wasserquantum, welches zur Einleitung der Bewegung aus dem Oberkanal aufgenommen war, und dieses geht beim Offnen der Schleusen naturgemäss als verbrauchte Kraft durch Abfluss in den Unterkanal verloren.

Der ganze Kraftwasserverbrauch beschränkt sich infolge der vollkommenen Abbalancirung des Hebewerks auf die Füllung der niedergehenden Kammer mit einer Wasserschicht von 76 mm Höhe, d. h. auf ungefähr 20,5 cbm, welche bei jeder Hebung dem Oberkanal entzogen w'erden, und hiermit wird die staunenswerthe Leistung erzielt, Schiffe von 38,5 m Länge, 5 m Breite und 1,8 m Tiefgang in 3 Minuten 13,13 m hoch zu heben, während gleichzeitig ein zweites Schiff von denselben Dimensionen thalwärts gefördert wird.

Erfolgt bei normalen Verhältnissen der ganze Betrieb einfach auf die vorbeschriebene Art, durch genaue Höheneinstellung der beweglichen Kammern und durch rechtzeitige Hubbegrenzung, nachdem der Betrieb eröffnet, so muss doch noch eine hydraulische Presse vorhanden sein, welche sowohl die erste Füllung der Treibcylinder und die Einstellung der Kammerkolben für die erforderlichen Höhen bewirkt, wie die Ergänzung der unvermeidlichen Wasserverluste vermittelt, welche während des Betriebes durch undichte Stopfbüchsen etc. eintreten.

Diese hydraulische Presse muss ferner als Reservemotor in Thätig-keit gesetzt werden, wenn der Maschinist die rechtzeitige Umsteuerung der Treibkolben verabsäumt und dadurch die Kammern ihre normalen Endstellungen überschreiten, von deren genauer Wahrung das oben geschilderte selbstthätige Arbeiten des ganzen Hebewerks abhängig ist. Schliesslich wird auch eine Veränderung der gegenseitigen Treibkolbenstellungen noth wendig, sobald der Wasserstand in den Kanälen wechselt.

Während in Anderton der Akkumulator, welcher als Ergänzungsmotor in Thätigkeit tritt, um bei der dortigen Anlage die Hebung während der letzten Hubstrecke zu vermitteln, durch besondere Dampfpumpen gespeist wird, ist auch in dieser Beziehung die neuere Anlage für Fon-tinettes bemerkenswerth vervollkommnet. Der Accumulator für Fontinettes ist von Clark als selbstthätig wirkende Wassersäulenmaschine konstruirt und wird hierfür das Kraftwasser direkt dem Oberkanal entnommen.

Zu dem Zweck ist folgende sinnreiche Anlage hergestellt.

Die Accumulatoren — für jeden der beiden Treibkolben des Flebe-werks ist ein besonderer vorhanden — sind in den Eckthürmen untergebracht, zwischen denen der Oberkanal ausmündet.

Die allgemeine Konstruktion derselben entspricht, wie Fig. 29g S. 636 erkennen lässt, der gewöhnlichen Art, aber die Gewichtstrommel T ist hier nicht mit festen Gewichtsstücken beschwert, sondern nimmt eine Wasserbelastung auf, die beim Hubwechsel durch Bodenventile V ablaufen kann. Ausserdem ist die Gewichtstrommel durch vier Gegengewichte abbalancirt.

Die Bodenventile öffnen sich selbstthätig, sobald der Accumulator-cylinder infolge einer grösseren Wasserentnahme für den Betrieb des Hebewerks vollständig entleert ist, und der Accumulatorplunger demgemäss mit der Belastungstrommel in die tiefste Stellung gelangt. Indem nun hierbei einerseits die Wasserbelastung aus der Trommel T abströmt, öffnet der Accumulator andererseits gleichzeitig durch Knaggenanstoss beim Eintritt in die tiefste Stellung das Absperrventil eines Rohres, welches den Cylinder C mit dem Oberkanal in direkte Verbindung setzt. Durch die Gegengewichte und die auf die Unterfläche des Plungers wirkende Druckwassersäule wird der Kolben mit dem entleerten Belastungskasten aufwärts getrieben, wobei das Druckwasser gleichzeitig die neue Füllung des Cylinders liefert. Die Rohrleitung zwischen dem Accumulator und dem Schleusenkammerhebewerk bleibt während der Steigperiode des ersteren durch ein gewöhnliches Druckventil abgesperrt.

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Sobald der Accumulator in die höchste Stellung gelangt, erfolgt durch Knaggenanstoss der Schluss des Ventils in der Füllleitung für seinen Cylinder, es öffnet sich dagegen in analoger Weise selbstthätig das Absperrventil eines zweiten Rohres, welches Wasser aus dem Oberkanal in die Belastungstrommel einströmen lässt, deren Bodenventile sich durch ihr Eigengewicht schliessen, wenn sich der Trommelboden von seinem Auflager in der tiefsten Stellung abhebt.

Das Füllventil für die Belastungstrommel wird durch den Hebel eines in der Trommel untergebrachten Schwimmers abgestellt, sobald die Füllung vollendet ist.

Durch diese Gesammtanordnung ist eine vollständig selbstthätig wirkende hydraulische Presse geschaffen, welche ohne jede direkte Überwachung stets rechtzeitig in Thätigkeit tritt, so dass also das Maschinenpersonal nur das Schleusenhebewerk zu beaufsichtigen hat. Die Aufgabe des Maschinisten beschränkt sich auf die Steuerung des Ventils in der Rohrverbindung zwischen den beiden Treibcylindern, und auf die Steuerung zweier Ventile in der Druckleitung der Accumulatoren, von denen nur das eine oder das andere zu öffnen ist, wenn es sich darum handelt, Wasser Verluste in den Treibcylindern zu ergänzen, oder bei Veränderung des Wasserspiegels in den Kanälen, und schliesslich bei verabsäumter rechtzeitiger Hemmung der Kammerkolben die erforderliche relative Stellung derselben zu erzielen.

Ausser dem Maschinisten ist für jede Schleusenkammer nur noch je ein Arbeiter erforderlich, um die Schleusenthore und Schützen zu schliessen und zu öffnen.

Über die hauptsächlichsten Konstruktionsabmessungen finden sich in den angegebenen Quellen ausser den bereits angeführten Daten noch folgende Angaben.

Die Hauptträger von 5,5 m Höhe in der Mitte und 3,5 m Höhe an den Enden, welche die Schleusenkammern auf jeder Seite der ganzen Länge nach unterstützen, ruhen in der Mitte durch 4 Querträger von 1,5 m Höhe auf der quadratischen Kapitälplatte des Treibkolbens, von 3,3 m Seitenlange.

Ausserdem sind drei Sekundär-Längsträger ange-ordnet, und schliesslich wird der Schleusenkammerboden in Abständen von 1,535 m durch Querträger abgesteift.

Der Abschluss der Schleusenkammern, wie der Kanalköpfe, erfolgt durch Klappthore, deren horizontale Drehachsen in der Sohle der Wasserbecken liegen, Fig. 300. In diesen Thoren sind ausserdem Drehklappen angebracht, Fig. 301, welche als Schützen zum Ausgleich der Niveaudifferenzen beim Durchschleusen der Schiffe dienen. Über die Dichtung der Fugen zwischen den beweglichen Kammern und den Kanalköpfen sind schon oben Angaben gemacht.

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das Eigengewicht der Treibkolben........

785 400 kg, 56 800 kg

Summa 842 200 kg.

Hieraus folgt bei 2 m Kolbendurchmesser eine Wasserpressung in den Treibcylindern

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= 26,8 kg pro qcm

P - 00 27 kg.

Für die Treibkolben ist mit Rücksicht auf den freien Hub von.................

i3d3 m

eine Führungslänge im Cylinderkopf von ferner für Spielraum bei nicht rechtzeitiger Kolbenhemmung 0,77 m und schliesslich für die Kapitälhöhe

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1,4 m

in Summa 17,8 m

angenommen. Die ganze Kolbenlänge wird einschliesslich des Kapitals und des Bodenstücks aus 7 einzelnen Theilen von 6 cm Wandstärke gebildet.

Für die zugehörigen Cylinder ist bei 2,025 m lichter Weite eine Wandstärke von 12 cm gewählt und sind dieselben aus je 8 Trommeln zusammengesetzt, die in gleicher Weise, wie die einzelnen Kolbentheile durch eingelegte Kupferringe gegen einander abgedichtet werden.

Die Abmessungen des Accumulators sind aus der Skizze Fig. 299 S. 636 ersichtlich. Der Plunger desselben hat 8 m Hub und 30 mm Wandstärke, der Accumulatorcylinder 35 mm starke Wandungen. Die volle Belastung des Accumulators sichert einen hydraulischen Druck von 30 kg pro qcm, so dass die Reibungswiderstände in der 5 cm weiten Druckrohrleitung nach den Treibcylindern genügend berücksichtigt sind, um die Hebung der Schleusenkammerkolben mit Sicherheit zu bewirken, welche, wie oben ermittelt, einen Druck von 27 kg pro qcm ausüben.

2. Dampf-Hebewerke.

Die Benutzung von Dampf-Treibkolben an Stelle von hydraulischen bietet, wie bereits früher in einleitenden Erörterungen hervorgehoben, den Vortheil, je nach Grösse der Last mit verschiedenen Cylinderfüllungen arbeiten zu können und die Expansion des Dampfes auszunutzen, um in einfachster Weise den Kraftverbrauch nach Massgabe der jedesmal zu leistenden Nutzarbeit einzurichten. Mit diesem Vortheil ist aber andererseits der Nachtheil verbunden, dass das elastische Dampfvolumen unter dem Treibkolben die Last nicht so sicher abstützt, wie eine unzusammen-drückbare Wassersäule, und dass entweder die Dampffüllung ergänzt werden muss, oder besondere Sperrvorrichtungen nothwendig werden, um die gehobene Last längere Zeit frei schwebend zu halten, da dieselbe sonst infolge der allmählichen Kondensation des Dampfes mit der Zeit selbstthätig zurücksinkt. Auch bedarf die Handhabung der Steuerung vorzüglich beim Lastsenken grösserer Aufmerksamkeit, da der Dampf die Ventilöffnungen mit sehr grosser Geschwindigkeit durchströmt.

Die leichte Kondensation des Dampfes gestattet ferner nicht so weit verzweigte Rohrleitungen, wie bei hydraulischen Anlagen und beschränkt die Anwendung des Treibkolbensystems auf vereinzelte Hebewerke. Unter solchen Verhältnissen wird die Ausführung von Maschinen mit Treibkolben, bei der Nothwendigkeit eines selbstständigen Dampferzeugers, falls nicht ein stationärer Kessel in unmittelbarer Nähe ausgenutzt werden kann, nur vortheilhaft, wenn ein hinreichend kontinuirlicher Betrieb gesichert erscheint. Je ununterbrochener aber der Betrieb, um so mehr wird die direkte Verwendung des Dampfes empfehlenswerth, da jede indirekte Ausnutzung entsprechende Kraftverluste bedingt.

Eine andere Grenze wird für die direkte Verwendung des Dampfdrucks zum Heben von Lasten durch die benutzbaren Dampfspannungen gezogen, da man in der Praxis selten mehr als io Atmosphären erzielt, während die hydraulischen Pressen mit wesentlich höherem Druck arbeiten.

Die ersten Hebewerke mit Dampftreibkolben scheinen in England in den fünfziger Jahren durch Morrison ausgeführt zu sein.⁵) Morrison verbindet in einfachster Weise den Treibkolben direkt mit dem Lastseil. Die mangelhafte Dichtung, welche das Drahtseil beim Eintritt in den Cylinder durch die Stopfbüchse findet, ist die Ursache, dass diese Einfachheit der Konstruktion unzweifelhaft mit sehr bedeutenden Dampfverlusten erkauft wird.

Fahrbarer Dampfkrahn von Chrétien.

Das System der Hebewerke mit Dampftreibkolben wurde auf dem Kontinent durch den auf der Pariser Weltausstellung im Jahre 1867 von Chrétien ausgestellten Krahn in weiteren Kreisen bekannt, für welchen die Armstrong’sche Rollenzugumsestzung benutzt ist.⁶)

Aus der Mitte des Wagengestells des fahrbaren Krahns, Fig. 302, S. 640, erhebt sich eine feste Krahnsäule, auf der das bewegliche Krahnober-gestell in üblicher Weise durch einen Spurzapfen und durch ein Rollenhalslager abgestützt ist. An die Krahnhaube sind unten die horizontalen Träger c für den Kessel d angeschlossen, welche ausserdem eine Plattform tragen, auf der der Krahnführer seinen Standort findet. Der Krahn-ausleger, von viereckigem Querschnitt, aus Winkeleisen und Blech hergestellt, stützt sich gegen den unteren Theil der Krahnhaube, während der Kopf desselben mit dem Dampfkessel durch Zugstangen verstrebt ist.

Der Dampftreibcylinder ist im Ausleger selbst untergebracht. Die Kolbenstange des Treibkolbens trägt an ihrem oberen Ende zwei lose Flaschenzugsrollen f, mit denen die festliegende g im oberen Theil des Auslegers korrespondirt. Die Lastkette ist mit dem einen Ende am Ausleger befestigt, geht von hier über die Flaschenzugsrollen und passirt schliesslich die Rolle im Auslegerkopf. Die Einschaltung des Flaschenzuges beschränkt den Kolbenhub auf ein Viertel der Lasthebung.

1872, S. 298.

Für die Kolbensteuerung ist folgende Anordnung getroffen.

Auf dem Rücken des Treibcylinders liegen zwei Schieber, deren oberer i die Dampfeinströmung regulirt, während der zweite Schieber k am unteren Ende den Austritt öffnet oder verschliesst. Beide Schieber sind durch eine feste Stangenverbindung vereinigt und werden gemeinsam durch den Handhebel h gesteuert. Vom unteren Cylinderraum läuft nach oben ein Kanal /, welcher unter dem Schieber i ausmündet. Der Dampf tritt direkt vom Kessel durch eine in der Skizze fortgelassene Rohrleitung in die Höhlung m des Cylinderkopfes und gelangt von hier, sobald der Schieber i nach oben vorgeschoben wird, durch die Schieberhöhlung und den Kanal n über den Kolben, diesen abwärts treibend. Bei dieser Stellung steht gleichzeitig der Schieber k so, dass der unter dem Kolben befindliche Dampf durch den Schlitz des ersteren ins Freie entweichen kann. Zieht man die Schieber etwas zurück, so wird die Ein-und Ausströmung des Dampfes abgesperrt, und die Last bleibt frei schwebend hängen.

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Fig. 302.

Um die Last zu senken, bringt man die Steuerung in die in der Skizze gezeichnete Lage, wobei durch die Höhlung des Schiebers i und den Cylinderkanal l dem über dem Kolben befindlichen Dampf das Entweichen in den unteren Cylinderraum gestattet wird, während der Dampfaustritt geschlossen bleibt. Durch diese Anordnung wird eine nachtheilige Abkühlung des Cylinders verhütet, oder wenigstens wesentlich beschränkt. Die Offnungsweite der Schieberkanäle beim Lastniedergang regulirt die Geschwindigkeit der Senkung. Sollte durch unvorsichtiges Umsteuern die Dampfüberströmung zu rasch erfolgen und die

Last nicht rechtzeitig zum Stillstand gelangen, so hat der Krahnführer Gegendampf zu geben.

Unter allen Umständen wird ein Überschreiten der normalen Kolbenendstellungen durch eine selbstthätige Umsteuerung für die Hubgrenzen verhütet. Gelangt der Kolben in seine tiefste Stellung, so stösst, wie in der Skizze angegeben, die obere Verstärkung der Kolbenstange gegen den Hebel o und zieht die Schieber in die Absperrposition, oder noch weiter in die gezeichnete Stellung, welche die Umkehr des Kolbens nach oben bedingt. Unterbricht der Maschinist die Lastsenkung nicht rechtzeitig genug, so wird das Anschleudern des Kolbens gegen den Cylinderdeckel dadurch verhindert, dass der Kolben durch Zusammenstossen mit der Stange p die Steuerung selbstthätig für die Ruhelage einstellt, oder den Schieber i so weit nach oben drängt, dass frischer Dampf über den Kolben gelangt und dessen weiteres Vordringen hindert.

Die Gesammtanordnung der Steuerung schliesst direkte Gefahren bei Unachtsamkeit des Krahnführers aus, aber dieselbe bedarf einer sehr sorgfältigen Handhabung, um regelrecht zu funktioniren und unnützes Hin- und Herstellen zu verhüten.

Die Drehbewegung des Krahns geschieht von Hand. Der Antrieb erfolgt hierfür durch das Kurbelrad q, welches durch konische Räder die Welle r in Rotation versetzt und das kleine Stirnrad s derselben auf dem fest an der Krahnsäule gelagerten Zahnkranz t zum Abwälzen bringt, wodurch das bewegliche Krahnobergestell um die Krahnsäule selbst im Kreise bewegt wird.

Gichtaufzug von P. L. Weimer in Lebanon, Pennsylvanien ⁷)

Das Dampf-Treibkolbensystem ist von Weimer benutzt, um ausserordentlich einfach konstruirte Gichtaufzüge herzustellen. Wie aus den Dispositionsskizzen der Anlage Fig. 303, S. 642 ersichtlich, wirkt der Treibkolben durch ein verzahntes Gestäng-e auf das Triebrad einer Seiltrommel, und ergiebt die Umsetzung zwischen den Radien, oder den Umfängen des Triebrades und der Trommel, das Verhältniss des erforderlichen Kolbenhubes zur vorgeschriebenen Förderhöhe, im vorliegenden Fall ungefähr 1:5.

Die Zahnstange ist aus einzelnen Zahnblöcken zusammengesetzt, die durch eine schmiedeeiserne Stange zusammengehalten werden und durch ihre Last ein ausreichendes Gegengewicht für die Förderschale bilden. Der Gichtthurm selbst ist bei nahezu quadratischem Querschnitt aus einzelnen gusseisernen Platten gebildet, welche durch Flanschenver-schraubung mit einander vereinigt sind. Die Flanschen der Stirnwand bilden gleichzeitig die Laufbahn für die Führungsrollen des Fahrstuhls.

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Dampfkrahn von Brown, Wilson & Co. in London.

Um die Ausbildung- der Hebewerke mit Dampftreibkolben hat sich vor allem die Londoner Firma Brown, Wilson & Co. verdient g-emacht. Diese Fabrik wurde 1865 aufg-efordert, sich an der Konkurrenz für die Ausrüstung- des neuen Hamburg--Altonaer Hafens mit Dampfkrahnen zu betheiligen.⁸)

Bei den bis dahin von Brown ausgeführten Krahnen bildete ähnlich wie bei der Chrétien’schen Konstruktion die Dampfsteuerung die einzige Regulirung für die Geschwindigkeit der Lasthebung und Senkung. Für die Hamburger Konkurrenz wurde die besondere Forderung gestellt, das System durch specielle Sicherheitsvorkehrungen dahin zu verbessern, dass auch bei fahrlässigem Handhaben der Dampfsteuerung die Lastgeschwindigkeit innerhalb bestimmter Grenzen bleibe, und ferner für die Lastsenkung eine zuverlässiger wirkende Bremsvorrichtung zu schaffen als die, welche durch die Dampfsteuerung allein geboten wird.

Diesen Forderungen genügten die Konstrukteure vollkommen durch Einschalten hydraulischer Sicherheitsapparate.

Die nachfolgende Beschreibung des verbesserten Brown’schen Dampfkrahns, welcher aus der Hamburger Konkurrenz hervorgegangen ist, wird zugleich die Grundform und die Vervollkommnung dieser Konstruktion darlegen, da die besonderen Sicherheitsapparate Zuthaten, nicht umgestaltende Abänderungen des ursprünglichen Systems sind.

Das Maschinengerüst des fahrbaren Brown’schen Krahns, Fig. i u. 2, Taf. 44 u. Fig. 9, Taf. 45, ist um die feste Stützsäule A drehbar. Der Vertikaldruck der mit dem ganzen beweglichen Krahngerüst, dem Maschinenwerk und dem Dampfkessel belasteten Plattform vertheilt sich auf den Spurzapfen im Kopf der Krahnsäule und auf die konischen Laufrollen BB und C. Der Dampfkessel ist in üblicherweise so aufgestellt, dass er als nutzbares Gegengewicht für den belasteten Ausleger wirkt. Bei unbelastetem Krahn ruht das Übergewicht des Dampfkessels auf den beiden Rollen B B, bei belastetem Krahn nimmt dagegen die vordere Laufrolle den Schub des Auslegerfusses auf.

Für die Lasthebung sind zwei Dampf-Treibcylinder EE angeordnet. Dieselben stehen vertikal nebeneinander auf der drehbaren Plattform. Die Kolbenstangen der zugehörigen Treibkolben endigen in einem gemeinsamen Querhaupt.

Dieses Querhaupt bildet gleichzeitig die lose Flasche für einen sechsrolligen Hubmultiplikator, dessen feste Rollen unten zwischen den Treibcylindern liegen. Die Lastkette läuft, nachdem sie alle Rollen des Flaschenzuges passirt hat, schliesslich von der letzten festen Rolle unten auf dem Rücken des Auslegers nach der Kopfrolle desselben. Um für Lasthebungen aus verschiedenen Niveauhöhen die Treibkolben stets aus der tiefsten Stellung wirken zu lassen und die Bildung schädlicher Dampfräume in den Cylindern zu beseitigen, kann das an der Plattform befestigte Ende der Lastkette abgehakt und neu angeschlossen werden, nachdem der Lasthaken in die geforderte Anfangslage aufgeholt oder niedergesenkt ist.

Die Steuerung der Treibkolben erfolgt durch die Handhebel F und H, Fig. i, Taf. 44.

Durch Lüften des Handhebels F gelangt der Kesseldampf aus dem Ventilgehäuse K in die Dampfkanäle G G und strömt auf diesem Wege gleichzeitig in beide Treibcylinder ein. Sobald der Krahnführer den Hebel sich selbst überlässt, sinkt derselbe durch seine Gewichtsbelastung nach unten und der Abschluss des Zuflussventils unterbricht auch die Lasthebung. Um die Last zu senken , ist durch Lüften des Hebels H das Ausströmungsventil zu öffnen, damit der Dampf aus den Treibcylindern in den Vorwärmer I entweichen kann. Auch dieses Ventil wird durch die Gewichtsbelastung seines Hebels selbstthätig geschlossen, wenn der Maschinist den Hebel loslässt.

Die hydraulischen Sicherheitsvorkehrungen, welche mit den Treibkolben Zusammenwirken und die Umsteuerung zur unmittelbaren Geltung bringen, werden weiter unten besprochen, um zunächst im Zusammenhänge die übrige Maschinenanordnung darzustellen und so ein abgeschlossenes Bild der ursprünglichen Konstruktion zu geben.

Für die Krahndrehung ist ein besonderer Dampfcylinder L vorhanden, der infolge der Raumbeschränkung ebenfalls eine vertikale Aufstellung erhalten hat. Die Dampfvertheilung in diesem Cylinder wird durch den Hebel M vermittelt, welcher auf einen gewöhnlichen Muschelschieber einwirkt und durch diesen den Kesseldampf entweder über oder unter den Kolben leitet. Der Dampfkolben für das Drehwerk ist mit zwei Kolbenstangen ausgerüstet, an deren Traverse N ausserhalb des Cylinders die Zugketten für die Krahnschwenkung befestigt sind. Das eine Kettentrum läuft von der Traverse direkt abwärts über die Leitrolle O, von hier aus den cylindrischen Sockel der festen Krahnsäule umschlingend und an diesem befestigt. Das zweite Kettentrum wird zunächst von der Traverse nach oben über eine zwischen die beiden Kolbenstangen hineinragende Leitrolle P geführt und erst alsdann abwärts über die Rolle Q zum Sockel der Krahnsäule geleitet, um welchen es in umgekehrter Richtung wie die erste Kette gewickelt ist.

Aus der Gesammtanordnung ist nunmehr ersichtlich, dass, je nachdem man den Kolben auf- oder abwärts treibt, das eine oder das andere Kettentrum gespannt wird und die Krahnplattform im Kreise schwenkt, während das schlaffe Kettentrum sich hierbei um den Krahnsockel aufwickelt, um bei der entgegengesetzten Krahnschwenkung in Thätigkeit zu treten. Rechtzeitiger Dampfabschluss — im Nothfall Gegendampf — bringt die Krahndrehung zum Stillstand.

Für das Umsteuern der Krahnschwenkung hat sich die einfache Handsteuerung des Dampfschiebers als vollkommen ausreichend sicher erwiesen. Die Widerstände der Krahndrehung sind bei leerem und bei belastetem Krahn nicht sehr wesentlich verschieden, und daher erfordert der Treibcylinder für diese Bewegung nahezu immer gleiche Füllungen, während die der Lastcylinder bei verschiedenen Nutzlasten sehr stark wechseln, um so mehr, als infolge der Einschaltung des Hubmultiplikators der Kolbendruck, abgesehen von den Effekt Verlusten, jedesmal der sechsfachen Nutzlast entsprechen muss.

Die Fortbewegung des Krahns auf der Schienenbahn bewirken Brown & Wilson in origineller Weise, indem sie die Lastkette mit dem Haken an einem vorliegenden festen Punkt, einem Pfahl oder dergleichen befestigen und durch die Wirkung der Treibkolben, welche die Kette anholen, den Krahn an seiner eigenen Lastkette fortziehen.

Auf diese Weise kann der Krahn auf Entfernungen bis 11 m leicht durch einen einzigen Treibkolbenhub fortbewegt werden, und wenn noth-wendig, lässt sich selbstverständlich das Verfahren mehrfach wiederholen. Kleinere Verschiebungen des Krahn Wagens werden durch die Vorgelegewelle R mittelst Handknarre ausgeführt. Wie Fig. 9, Taf. 45 zeigt, stehen die Triebräder dieses Vorgeleges in direktem Eingriff mit korre-spondirenden Zahnrädern der vorderen Laufradachse.

Infolge besonderer Bedingungen ist der Ausleger so konstruirt, dass-die Ausladung desselben von 7 Metern auf 9 Meter vergrössert werden kann. Zu dem Zweck ist der Auslegerkopf S, Fig. 1, Taf. 44, zwischen den Doppel-T-Schienen, welche die Auslegerstreben bilden, verschiebbar. Das Herausschieben des Auslegerkopfes wird durch eine Zugkette bewirkt, für welche eine kleine Winde T mit Schnecke und Schneckenrad auf dem Rücken des Auslegerfusses angebracht ist. Die Veränderung der Auslegerlänge geschieht selbstverständlich im unbelasteten Zustande. Um diese Zugkette nicht durch die Belastung des Auslegers zu beanspruchen, wird der Kopf in seiner jedesmaligen Position durch Durchsteckbolzen U abgestützt.

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Mit der Verlängerung der Streben muss gleichzeitig die Zugstangenverbindung zwischen dem Auslegerkopf und dem Krahngerüst verändert werden. Hierfür ist an die Zugstangen eine Kettenverbindung angeschlossen, welche durch das Windenwerk V im Kopf des Krahn-gerüstes verkürzt oder verlängert werden kann.

Auch das Triebwerk dieser Winde besteht aus Schnecke und Schneckenrad , damit bei möglichst einfacher Anordnung für jede Lage die erforderliche Selbsthemmung gesichert ist.

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Um die für die Präcision der Umsteuerung und die Sicherheit der Lastsenkung gestellten Bedingungen zu erfüllen, ist zwischen den Dampf-treibcylindern EE ein hydraulischer Cylinder W aufgestellt, dessen Kolben genau dieselbe Bewegung wie die Dampftreibkolben ausführt, indem die zugehörige Kolbenstange fest mit dem Querhaupt der Dampf-Treibkolbenstangen verbunden ist. Durch diese Kuppelung wirkt jede Hemmung, welche der hydraulische Kolben in seiner Bewegung erleidet, unmittelbar auf die Geschwindigkeit der Last beim Heben sowohl wie beim Senken ein.

4-

Der hydraulische Cylinder bleibt stets mit Wasser gefüllt. Das Wasser, welches der aufsteigende Kolben verdränget, er giesst sich durch das Rohr a in das Reservoir à, und der Raum unterhalb des Kolbens füllt sich wieder durch das Rohr c aus diesem Reservoir. Die Einschaltung des Sammelbehälters in die Rohrleitung ist noth wendig, um etwaige Wasserverluste jederzeit sofort zu ersetzen, sodann weil der hydraulische Kolben, infolge der Verengung des oberen Cylinderraums durch die Kolbenstange, in den unteren Cylinderraum mehr Wasser einsaugt als aus dem oberen verdrängt wird.

Die Geschwindigkeit des hydraulischen Kolbens wird durch Ventile regulirt, welche den Wasserabfluss aus dem hydraulischen Cylinder nach Bedürfniss verzögern und theils von Hand verstellbar, theils selbstthätig wirkend, gefahrdrohende Geschwindigkeitsüberschreitungen verhindern.

Das selbstthätig wirkende Ventil, welches als Geschwindigkeitsbremse dient und vor allem Kolbenschleuderungen verhüten soll, wenn bei vollem Dampfdruck plötzlich ein Kettenbruch eintritt, ist in dem Reservoir b untergebracht.

Das Rohr a, durch welches das aus dem hydraulischen Cylinder durch den aufsteigenden Kolben verdrängte Wasser in das Rücklaufreservoir gelangt, mündet, wie aus Fig. 304, S. 645 ersichtlich, über dem Bodenabschluss durch seitliche Schlitzöffnungen in das Blechgefäss Im unteren Rohrstück sitzt ein ringkolbenförmiges Ventil, das

aus.

unter normalen Verhältnissen durch eine Spiralfeder so weit nach oben gedrängt wird, dass die Durchflussöffnungen vollständig frei bleiben. Überschreitet die Rückflussgeschwindigkeit des Wassers infolge zu rascher Treibkolbenbewegung eine bestimmte Grenze, so wird der Federdruck überwunden und das Ventil mit nach unten gerisssen. Die hierdurch bewirkte Verengung der Durchflussöffnungen veranlasst sofort eine ausreichende Verzögerung der Treibkolbengeschwindigkeit. Das Ventil muss im übrigen so angeordnet sein, dass der Durchfluss nie ganz vollständig abgesperrt werden kann, da sonst unter Umständen starke Geschwindigkeitssteigerungen durch einen plötzlichen Stoss vernichtet werden würden.

Im vorliegenden Fall ist der Hub des Ventils durch die Schraube f justirbar, durch welche die beiden gusseisernen Hülsenwiderlager der Spiralfeder näher oder weiter gestellt werden können. Die Spiralfeder selbst ist so stark gewählt, dass die Ventilbremse in Thätigkeit tritt, sobald die Treibkolben mit mehr als 1,85 m Geschwindigkeit aufsteigen.⁹)

Die ganze Vorrichtung hat sich nach den oben citirten Angaben von Dal mann als so sicher wirkend erwiesen, dass die Kette während der Lasthebung gekappt werden konnte, ohne durch die plötzliche Entfernung der Last eine gefahrdrohende Treibkolbenbeschleunigung zu verursachen. Zu beachten bleibt ferner, dass bei dauerndem Betrieb die Wirkung des einmal erprobten Sicherheitsventils in sich nur durch Erschlaffen oder Bruch der Spiralfeder Änderungen erleiden kann, dass aber in solchen Fällen nur eine zu frühzeitige Hemmung, d. h. wohl eine Betriebsstörung, jedoch kein Unfall zu befürchten ist.

Genau dieselbe Anordnung könnte benutzt werden, und ist bei einigen neueren Konstruktionen auch angewendet worden, um die Geschwindigkeit des Lastniederganges nie gewisse Grenzen übersteigen zu lassen. Es bedarf zu diesem Zweck nur der Einschaltung eines zweiten gleichartigen Ventils in die Rohrleitung c, durch welche das Wasser beim Lastsenken aus dem hydraulischen Cylinder in das Rücklaufreservoir gelangt.

Steigt der hydraulische Kolben mit den Treibkolben, so öffnet sich das Bremsventil selbstthätig, ohne dass die Spindel gedreht zu werden braucht, da sich der Kegel frei auf dem Vierkant derselben in die Höhe schieben kann , sobald durch die saugende Wirkung des aufsteigenden Kolbens unter dem Ventil ein Überdruck entsteht. Die Lasthebung vollzieht sich daher jederzeit ungehindert. Sobald die Kolben zum Stillstand gelangen, fällt das Bremsventil durch sein eigenes Gewicht selbstthätig zurück und sperrt also den Rückgang der Kolben, so dass die emporgezogene Last frei schwebend hängen bleibt, mag inzwischen der Dampf in den Treibcylindern sich kondensiren oder sogar in den Vorwärmer entweichen.

' Mit allen diesen Verbesserungen erscheint die Brown-Wilson’sche Maschine als sehr brauchbar und hat auch in der Praxis genügende Anerkennung gefunden. Auf den Quais des Hamburger Hafens sind zur Zeit allein vierzig Krahne dieses Systems in Thätigkeit.

Nach Dalmann ergab sich bei konkurrirenden Versuchen, welche mit dem Brown’schen und einem anderen, für gleiche Zwecke, aber mit Räderwerk konstruirten Krahn von Appleby Brothers angestellt wurden, dass der Brown’sche Krahn pro 100 Ctr. gehobener Nutzlast 23,5 Pf. an Kohlen verbrauchte, der Appleby’sche dagegen für 28 Pf. Wesentlich ist ferner der Vortheil, dass für die Bedienung der Brownschen Maschinen ein einziger Arbeiter genügt, während die Appleby’schen Krahne zwei Leute beanspruchen, und dass schliesslich das Treibkolbensystem, bei einfachster Regulirbarkeit des Dampfverbrauchs im Ver-hältniss zur jedesmaligen Nutzlast, schwere Lasten mit derselben Geschwindigkeit zu heben gestattet, wie leichte. Krahne mit Räderwerk arbeiten dagegen bei Maximalbelastung langsamer, als beim Aufwinden kleinerer Lasten. Selbstverständlich erfordert das schnelle Heben der

Brown’schen Krahne für schwere Lasten auch gesteigerte Cylinder-füllungen.

Im vorliegenden Fall ist für die Lastsenkung lediglich eine von Hand zu regulirende hydraulische Bremse eingeschaltet, die auch sonst wohl nicht zu entbehren sein dürfte, um die Senkgeschwindigkeit ganz beliebig beschränken zu können. Die hydraulische Handbremse, deren Gehäuse in der Fig. i, Taf. 44, mit d bezeichnet ist, besteht aus einem einfachen Kegelventil. Fig. 305 giebt eine Skizze der speciellen Anordnung desselben. Die Spindel greift mit einem Vierkant in den Kopf des Ventilkegels und zwingt hierdurch bei eigener Drehung den Kegel derselben zu folgen. Durch zwei seitliche Lappen gleitet das Ventil auf den schiefen Ansatzflächen k des Sitzes in die Höhe.

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Fig. 305.

Die in Hamburg aufgestellten Krahne sind meist für 32 Ctr. Maximallast bestimmt, können aber auch selbst noch zum Heben von 40 Ctr. benutzt werden, wenn man den Dampfdruck von 6 auf 8 Atm. steigert. Die Dampfcylinder haben 406 mm, der Wassercylinder 187 mm Bohrung.

Der Kolbenhub beträgt 1,830 m und gestattet infolge der sechsfachen Übersetzung Lasthebungen bis über 10 m.

Die Krahnsäule ist aus Bessemer Stahl, unten 190 mm, oben 127 mm

stark.

Die Mannheimer Maschinenfabrik von Elsässer, jetzt Mohr & Federhaff, hat für Deutschland das Brown’sche Patent erworben und baut diese Dampfkrahne fast ganz nach den englischen Originalen.¹⁰) Zu erwähnen ist, dass Elsässer bei Krahnen , die einen bequemen Fährbetrieb für grössere Entfernungen bieten sollen, den Antrieb der Laufradachse von der Kurbelwelle der Kesselspeisepumpe aus durch Stirnräderübersetzung vermittelt.

Es liegt auf der Hand, dass sich die Brown’sche Konstruktion auch ohne weiteres für Aufzüge verwenden lässt. Ein Gichtaufzug nach diesem System ist unter anderem von Guyenet 1876 für die Eisenwerke in Port-Brillet ausgeführt.¹¹)

¹

Foersters Allgemeine Bauzeitung 1868/69, S. 280.

²

Colyer, Hydraulic, Steam, and Hand Power Lifting and Pressing Machinery S. 27.

³

Colyer, Hydraulic Lifting and Pressing Machinery, und Hensch, Anlagen zur senkrechten Schiffshebung in Frankreich, Centralblatt der Bauverwaltung 1882, S. 395, ferner H. Schemfil. Die neuesten Kanal- und Hafen-Werkzeuge in Frankreich und England, S. 15, Taf. 3, und schliesslich Rapport de Mr. Bertin.

⁴

Das Eintauchen der Schleusenkammern in das Flussbett war in der Voraussicht angeordnet, dass im Fall einer vollständigen Zerstörung des Hebewerks der Sturz ins Wasser eine Zertrümmerung der Kammern verhüten würde. Versuche, welche mit Rücksicht hierauf in Marseille vorgenommen sind, haben gezeigt, dass sich diese Hoffnung im Falle eines Unglücks nicht verwirklichen würde. Prismatische Körper aus Eisenblech erleiden bei einem Fall aus 10 m Höhe bedeutende Formänderungen durch Aufschlagen auf eine freie Wasseroberfläche.

⁵

Practical Mechanic’s Journal, Mai 1859, Band IV 2. Serie. S. 29 u. 62.

⁶

Practical Mechanic’s Journal 1867, S. 177 und Bulletin de la société d’encouragement

⁷

A. Riedler, Personen- und Lastenaufzüge, S. 50, Bl. 7.

⁸

Zeitschrift für Bauwesen 1868, S. 530. J. Dalmann, der Hafen von Hamburg-Altona, und Organ für Eisenbahnwesen 1868, S. 26.

⁹

Siehe auch die Wasserbremse für Dampfaufzüge von Mayhew und Ritter, D. R. P. No. 8335, und Neuerungen an Dampfkrahnen von Weidtmann D. R. P. No. 12762.

¹⁰

Zeitschrift des Vereins deutscher Ingenieure 1872, S. 749. Elsässer, Ueber Dampfkrahne und deren Verwendung.

¹¹

Armengaud, Publication industrielle 1878, S. 487, Taf, 36,

3. Pneumatische Hebewerke.

Pneumatische Treibkolben lassen sich sowohl durch Luftkompression, wie durch Luftverdünnung in Bewegung setzen. Gleichgültig, welches von beiden Verfahren benutzt wird, oder ob man beide vereinigt, so bedarf es in jedem Fall der Aufstellung eines besonderen Motors, der zunächst eine Luftpumpe in Thätigkeit setzt. Auf dieser Grundlage ist ein direkter Vergleich mit den hydraulischen Hebemaschinen möglich.

Dem hydraulischen System gegenüber besitzt das pneumatische den aus der Expansions-Eigenschaft der Luft folgenden Vorzug, dass die . einfache Steuerung für die Treibkolbenbewegung genügt, um den Kraftverbrauch je nach Grösse der Last zu regeln und ferner die Bewegungen sowohl stossfrei einzuleiten, wie zu unterbrechen. Aus der Elasticität der Luft ergiebt sich aber andererseits der Nachtheil, dass die Bewegungen nicht mit so unbedingter Zuverlässigkeit eintreten und aufhören, wie bei hydraulischen Maschinen. Diese Übelstände würden sich durch Einschalten hydraulischer Bremswerke genau in derselben Weise beseitigen lassen, wie dies durch Brown bei den Hebewerken mit Dampftreibkolben durchgeführt ist, worüber der letzte Abschnitt ausführliche Auskunft giebt. Bei der beschränkten Anwendung, welche das pneumatische System bisher gefunden hat, begnügt man sich in der Praxis mit der durch die Luftsteuerung selbst erreichbaren Präcision.

Wichtig erscheint der Umstand, dass die Volumenveränderung der Luft, bis dieselbe auf die erforderliche Pressung komprimirt ist, und ebenso Luftverdünnungen motorische Arbeit konsumiren, welche nicht direkt nutzbar gemacht werden kann, da am Ende des Kolbenhubes jedesmal die Spannung im Innern des Cylinders durch die Umsteuerung wieder ausgeglichen werden muss. Der hieraus entspringende Arbeitsverlust ist um so grösser, je stärker die Kompression, oder die Luftverdünnung, und es folgt schon aus diesem Grunde die Noth Wendigkeit, das pneumatische System nur mit geringen Luftspannungen zur Ausführung zu bringen.

Die hier erörterten Arbeitsverluste treten bei hydraulischen Hebewerken nicht auf, da ja dem Wasser die Eigenschaft der Expansion und der Kompression ganz fehlt. Die Anwendung starker Luftpressungen verbietet sich ferner durch die Schwierigkeit, die Luftleitungen in solchen Fällen dicht zu halten.

kg pro qcm. Es ist ferner zu berücksichtigen, dass die

Infolge dessen wendet man in der Praxis nicht mehr als 2 Atm. Überdruck an und arbeitet in den meisten Fällen mit Spannungen von 0,15 bis

Schwierigkeit, die Rohrleitungen dicht zu halten, mit der Länge derselben sowie mit der Zahl der Abzweigungen und Verbindungsstellen wächst, und die damit verbundenen Übelstände wirken um so störender, als sowohl das Auffinden der schadhaften Stellen, wie ihre Ausbesserung sehr mühsam ist.

Das pneumatische System eignet sich deshalb nicht für Gesammt-anlagen mit zerstreut liegenden Hebewerken.

Mit Vortheil wird dagegen das System für direkt wirkende Aufzüge angewendet, und speciell für Gichtaufzüge hat sich dasselbe in der Praxis gut bewährt.

Wir sahen früher, wie das Eigengewicht des Wassers bei vertikaler Aufstellung der Treibcylinder die Ausnutzung der verfügbaren Druckwassersäule bedeutend abschwächt, um so stärker, je mehr die Treibcylinderhöhen sich der Höhe der Druckwassersäule nähern. Der Kraftverlust, welcher in ähnlichen Fällen bei pneumatischen Hebewerken aus dem Eigengewicht der Luftsäule hervorgeht, ist verschwindend.

Dass die pneumatischen Aufzüge, abgesehen von ihrer allgemeineren Brauchbarkeit, besonders für Hochofenanlagen ausgeführt sind, findet seine Erklärung durch die hier vorhandenen Gebläsemaschinen. In vielen P'ällen entnimmt man die Luft zum Betrieb der Aufzüge direkt den Windkesseln, welche die Gebläse speisen. Die Windpressungen schwanken bei Koakshochöfen zwischen 0,25 bis 0,5 Atmosphären Überdruck, bei An-thracithochöfen zwischen 0,3 bis 0,9 Atmosphären.

In neuerer Zeit empfiehlt man die gesonderte Aufstellung von Dampfluftpumpen für den Betrieb der Gichtaufzüge, um etwaige Störungen im Hochofenbetrieb zu vermeiden.

Die ersten pneumatischen Aufzüge scheinen in den vierziger Jahren entworfen zu sein.¹) Bei den älteren Anordnungen ist die Last direkt auf den Treibkolben gesetzt, und dieser besteht aus einem in Vertikalführungen frei beweglichen Rohr, das oben verschlossen, unten in einen Brunnen eintaucht und aus dem Wasser aufsteigt oder niedersinkt, je nachdem man komprimirte Luft in die Kolbenglocke eintreten oder aus derselben wieder entweichen lässt. Das System leidet an dem Ubelstand, dass die Anlage die kostspielige Abteufung tiefer und weiter Brunnen fordert.

Pneumatischer Gichtaufzug für die Ayresome Ironworks in Middlesborough

von Gjers.

Für die neueren pneumatischen Gichtaufzüge wendet man Cylinder mit dicht schliessenden Kolben an und überträgt die Kolbenbewegung durch Drahtseile auf die Förderschale. Der pneumatische Cylinder bildet gleichzeitig das Gichtthurmgerüst. Eine derartige Anordnung, von Gjers für die Ayresome Ironworks in Middlesborough ausgeführt, ist in Fig. 306 S. 651 skizzirt.²)

in der Skizze in der tiefsten

Die qmidratische Förderschale c Stellung auf dem Holzgebälk des Fundaments aufruhend gezeichnet — umschliesst den Treibcylinder ringförmig und wird an hölzernen Leitbäumen, welche am Säulenschaft befestigt sind, vertikal geführt.

Der vertikale Treibcylinder steht auf einer stark untermauerten Grundplatte und ist aus einzelnen Rohrstücken zusammengesetzt, die durch Flanschenverschraub ung mit einander verbunden, sorgfältig gedichtet sind und mit sauber abgedrehten Vorsprüngen genau centrisch in einander greifen.

Die auf- und absteigende Bewegung erhält die Förderschale durch den Treibkolben b, welcher in dem Cylinder a unter dem Einfluss der Luftkompression aufwärts, und unter der Einwirkung der Luftverdünnung abwärts getrieben wird. Luftkompression und Evakuation werden durch eine besondere Dampf-Luftpumpe, eine Zwillingsmaschine mit 460 mm Kolbendurchmesser und 760 mm Flub bewirkt, deren Druck- und Saugeraum abwechselnd mit dem Treibcylinder durch eine Schiebersteuerung in Verbindung gesetzt wird. Der betreffende Rohranschluss f mündet im tiefsten Punkt des Treibcylinders.

Die Förderschale ist mit dem Treibkolben durch vier Drahtseile ver

bunden, welche, von den Eckpunkten ausgehend, über vier Leitrollen dd, deren Ebenen die Förderschale: diagonal schneiden, geführt sind, und über die Rollen in dem oben offenen Cylinder bis zum Kolben reichen.

Die Leitrollen sind auf einem gusseisernen Gerüst gelagert, das mit dem Kopf der Gichtthurmsäule verschraubt gleichzeitig die Bühne ee trägt, an welche sich die Gichtbrücke anschliesst.

Der Treibkolben b ist so schwer ausgeführt, dass durch ihn das Eigengewicht der leeren Förderschale und der leeren Fördergefässe aus-balancirt wird. Diese todten Lasten betragen im vorliegenden Fall ungefähr ioCtr., die Nutzlast wiegt im Durchschnitt 40 Ctr. Da nun der niedergehende Kolben nur die reine Nutzlast zu überwinden hat, so ergiebt sich, abgesehen von den Reibungs- und Seilwiderständen, bei 91 cm Kolbendurchmesser das erforderliche Vakuum unterhalb des Kolbens gleich 0,3 kg pro qcm.

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Um die Förderschale mit den entleerten Fördergefässen zu senken, muss der Kolben b in die Höhe gepresst werden. Hierzu genügt eine Luftpressung von 0,15 kg pro qcm.

Der hierdurch

Diese Zahlenwerthe zeigen, mit wie geringem Luftdruck der Aufzug arbeitet, und dass die Kompressionsund Evakuationsverluste nach Möglichkeit beschränkt sind, andererseits bedingte grosse Treibkolbendurchmesser erhöht zwar an sich die Kosten der Ausführung, aber diese Unkosten werden wieder dadurch aufgewogen, dass der kräftige Treibcylinder ein besonderes Gichtthurmgerüst entbehrlich macht.

Bei den Förderhöhen der Gichtaufzüge, welche zwischen 20 und 30 m p schwanken, würde ein hydraulischer Aufzug oder ein Dampfaufzug mit Rollenzugumsetzung erheblich grössere Effektverluste verursachen, als das vorliegende pneumatische System, und der sanfte Gang des Triebwerks gewährt

Fig. 306.

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weitere Vortheile für die Haltbarkeit der Förderseile.

Pneumatischer Aufzug von Taws & Hartmann in Philadelphia.

Auf Taf. 46 ist in den Fig. 1 bis 4 ein amerikanischer pneumatischer Gichtaufzug von Taws und Hartmann dargestellt, der in der Hauptdisposition eine ziemliche Übereinstimmung mit dem vorstehend besprochenen von Gjers zeigt.³) Auch hier bildet der Treibcylinder von 812 mm lichter Weite gleichzeitig das Gichtthurmgerüst.

Statt unterhalb des Kolbens abwechselnd die Luft zusammenzupressen und zu verdünnen, um den Treibkolben in Thätigkeit zu setzen, wird hier nur komprimirte Luft verwendet, die dementsprechend oberhalb oder unterhalb des Kolbens in den Treibcylinder eingeführt wird, je nachdem der Kolben bei jedem Hubwechsel nach oben oder nach unten zu treiben ist. Hiermit ist der Nachtheil verbunden, dass die Förderseile im Cylinderdeckel durch Stopfbüchsen abgedichtet werden müssen, wobei ein vollkommener Abschluss infolge der ungleichförmigen Oberfläche der Drahtseile nicht zu erzielen sein dürfte.

Die Windleitung mündet einerseits dicht über dem Boden des Cylinders, andererseits im Cylinderdeckel. In das vertikale Verbindungsrohr zwischen den Einmündungsstutzen, sind oben und unten Dreiwegehähne eingeschaltet, durch die sich die Steuerung sowohl vom Gichtboden aus, wie von der Fördersohle handhaben lässt.

Die Förderschale umschliesst wie beim Gjer’schen Aufzug den Treibcylinder und besteht aus zwei unter einander fest verbundenen und verstrebten Bühnen, die je einen Erz- oder Kohlenwagen aufnehmen können. Die Schale wird auf beiden Seiten durch vier Rollen mit keilförmigen Umfangsnuthen geführt, deren zugehörige Leitschienen direkt als vertikale Rippen an die Treibcylinder angegossen sind. Ausserdem ist auf jeder Seite eine Zahnleiste vorhanden , in die bei etwaigem Seilbruch Sperrklinken eingreifen, um das Niederstürzen der Förderschale zu verhindern.

Als ein Vorzug der Taws’sehen Konstruktion im Vergleich zur Gjer’schen, dürfte die Beschränkung auf zwei Förderseile und Seilrollen und die besondere Aufhängung der Förderschale anzuführen sein.

Die Seilrollen sind auf dem Kopf des Gichtthurms, wie aus dem Grundriss ersichtlich, schräg neben einander gelagert, so dass die Förderseile einerseits den Treibkolben in zwei diametral gegenüber und gleich weit vom Mittelpunkt liegenden Punkten fassen, andererseits die Befestigungspunkte der ausserhalb des Treibcylinders zur Förderschale laufenden Seilstrecken genau in der vertikalen Mittelebene der Förderschale liegen.

Um ungleichmässige Seildehnungen unschädlich zu machen, sind die Seilbefestigungen durch Schrauben Verstellung justirbar, ausserdem erfolgt aber bei nachträglichen kleineren Dehnungen jederzeit ein selbst-thätiger Ausgleich dadurch, dass die Seile nicht direkt an der Förderschale befestigt sind, sondern an einem ringförmigen Bügel B angreifen, in welchen der Förderkorb durch zwei diametral gegenüberliegende Zapfen Z eingehängt ist.

Die Angriffspunkte der Seile liegen in den Endpunkten eines Durchmessers, welcher die Zapfenachsen senkrecht schneidet. Infolge dieser Anordnung stellt sich bei einer Veränderung der Seillängen nur der Bügel B schief, ohne dass hierdurch die Achsenlage der Aufhängungszapfen geändert wird.

Der Kolben ist hohl und wird durch zwei gusseiserne Federringe, von denen der obere mit Spannregulirung versehen ist, im Cylinder abgedichtet. Die Kolbenhöhlung dient zur Aufnahme von Bleibelastungen, durch welche das Eigengewicht der Förderschale sowie die Hälfte der Seilgewichte und der Nutzlast abbalancirt werden, so dass zum Heben der belasteten Förderschale und zum Senken der leeren ein gleich grosser motorischer Druck erforderlich ist.

Die Betriebsresultate dieser Aufzüge werden sehr gerühmt.

Verschwindet der Übelstand des für pneumatische Maschinen erforderlichen grossen Treibkolbendurchmessers bei Gichtaufzügen dadurch, dass der Treibcylinder gleichzeitig das sonst aufzustellende Gichtthurmgerüst ersetzt, so bieten sich ähnliche Vortheile bei pneumatischen Hebewerken für andere Zwecke nicht, und bei Krahnanlagen dürfte dieses System weder mit den hydraulischen, noch mit den Dampfkrahnen erfolgreich konkurriren können. Entwürfe für derartige Anlagen haben in der Praxis keinen Anklang gefunden.

Schliesslich ist zu erwähnen, dass von einzelnen Konstrukteuren auch der Gedanke verfolgt ist, das pneumatische und hydraulische System zu vereinigen. Zum Studium dieser Frage ist ein Krahnprojekt von Hoppe in Berlin für die bereits mehrfach erwähnte Konkurrenz bei der Ausrüstung des Hamburg-Altonaer Hafens mit Hebewerken, von besonderem Interesse, welches in der umfassenden Abhandlung von Dal mann über jene Hafenanlage in der Zeitschrift für Bauwesen 1868, S. 749, eingehend mitgetheilt ist. Von der Ausführung dieses in allen Einzelheiten sorgfältig durchdachten Entwurfs ist Abstand genommen, weil auch dem Doppelsystem die Nachtheile des einfachen pneumatischen anhaften und im übrigen die Vortheile desselben nicht die sonstigen Vorzüge der hydraulischen Krahne und speciell der Brown’schen Dampfkrahne mit hydraulischen Bremsen übertreffen.

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Kohlfürst, L., Die elektrischen Wasserstandsanzeiger. Für Wasserbau- u. Maschinen-Techniker, Wasserleitungs-Ingenieure, Fabrik-Direktoren, Industrielle u. s. w. Mit 54 in den Text gedruckten Holzschnitten. Preis M. 2,—

lehfeldt, Dr. Paul, Die Holzbaukunst. Vorträge an der Berliner Bauakademie gehalten. Mit 9G Abbildungen in Holzschnitt. Preis M. 5,—, elegant gebunden M. 6,20.

Maxwell, J. C., Lehrbuch der Electricität und des Magnetismus. Autorisirte deutsche Uebersetzung von Dr. B. W einstein. Zwei Bände. Mit zahlreichen Holzschnitten und 21 Tafeln. Preis M. 26,—

Mittheilungen &ns den Königlichen technischen Versuchsanstalten zu Berlin. Rédacteur: Geheimer Bergrath Dr. H. Wedding. Jährlich 4—8 Hefte. Preis pro Jahr M. 10, —

Ritter, Willi., Die Statik der Tunnelgewölbe. Mit 17 in den Text gedruckten Holzschnitten und 2 lithogr. Tafeln. Preis M. 3,—

Sarrazin, O. und 11. Oberbeek, Taschenbuch zum Abstecken von Kreisbögen mit und ohne Uebergangskurven für Eisenbahnen u. Strassen. Zweite Aull. Preis geh. M. 3,—

Scharnweber, L., Die elektrische Haustelegraphie. Handbuch für Techniker, Mechaniker und Bauschlosser. Mit 97 in den Text gedruckten Holzschnitten. Preis M. 3,60.

Serio. Dr. Albert, Oberberghauptmann. Leitfaden zur Berghaukunde. Dritte verbesserte Auflage. Mit 640 Holzschnitten und 23 lithogr. Tafeln. 2 Bände. Preis M. 30,—

Siemens, Werner, Gesammelte Abhandlungen und Vorträge. Mit in den Text gedruckten Holzschnitten, 6 Tafeln u. dem Portrait des Verfassers in Stahlstich. Preis Mk. 14,—

—    Sir William, Einige wissenschaftlich-technische Fragen der Gegenwart. Mit 4

lithogr. Tafeln. Preis M. 3,—

—    — Dasselbe. Zweite Folge. Mit 1 Holzschnitt. Preis M. 2,40.

—    — Die Eisen- und Stahlindustrie in England. — Der Bathometer. Vorträge. Mit

2,80.

Abbildungen in Holzschnitt. Preis M.

—    — Ueber Brennstoff. — Ueber Gewinnung von Eisen und Stahl. Vorträge. Mit

Abbildungen in Holzschnitt. Preis M. 2,80.

Stegmann, H., Gasfeuei'ung und Gasöfen. Eine Darstellung ihres Wesens und ihrer Beziehung zu den pyrotechnischen Processen der Thonwaaren-Industrie, der Kalk-und Glasfabrikation, sowie verwandter Industrien. Studien und Erfahrungen. Mit 92 Holzschnitten. Preis M. 8,—

Susemihl, A. J., Gleisberechnungen mit Tabellen und aus der Praxis entnommenen zahlreichen Beispielen. Mit 57 Figuren auf 5 lithogr. Tafeln. Preis M. 3,—

Wochenblatt für Architekten und Ingenieure. Unter Mitwirkung von Mitgliedern des Architekten - Vereins in Berlin herausgegeben von Friedrich Scheck. Wöchentlich 2 Nummern. Preis M. 3,— pro Quartal.

Wochenschrift und\ Zeitschrift des Vereins Deutscher Ingenieure. Redigirt von Th. Peters. Jährlich 52 Nummern u. 12 Hefte. Preis der Wochen- oder Zeitschrift apart M. 15.— Beide Zeitschriften zusammen bezogen kosten M. 25,— jährlich.

Zeitschrift, Elektrotechnische. Herausgegeben vom Elektrotechnischen Verein. Redigirt von Dr. E. Zetzsche und Dr. A. Slaby. Jährlich 12 Hefte. Preis finden Jahrgang M. 20,—

—    für Instrumentenkunde. Organ für Mittheilungen aus dem gesummten Gebiete der wissenschaftlichen Technik. Redigirt von Dr. A. Leman und Dr. A. Westphal. Jährlich 12 Hefte. Preis für den Jahrgang M. 18,—

Zetzsche, Prof. Dr. K. Ed., Kurzer Abriss der Geschichte der elektrischen Telegraphie. Mit 51 in den Text gedruckten Holzschnitten. Preis M. 3.—

—    Die Entwickelung der automatischen Telegraphie. Mit 41 in den Text gedruckten Holzschnitten. Preis M. 1,60.

—    Handbuch der elektrischen Telegraphie. Erster Band: Geschichte der elektrischen Telegraphie. Bearbeitet von Dr. K. E. Zetzsche. Mit 335 in den Text gedruckten Holzschnitten. Preis M. 18.—

Dasselbe. Zweiter Band: Die Lehre von der Elektricität und dem Magnetismus mit besonderer Berücksichtigung ihrer Beziehungen zur Telegraphie. Bearbeitet von Dr. O. Frölich. Mit 267 in den Text gedruckten Holzschnitten und einer Tafel in Lichtdruck. Preis M. 14,—

Dasselbe. Dritter Band: Die elektrische Telegraphie im engeren Sinne. I. Abtheilung: Der Bau der Telegraphenlinien. Bearbeitet von O. Henneberg. Preis M. 7,80. II. Abtheilung: Die elektrischen Messungen hei dem Bau und dem Betriebe der Telegraphenlinien. Bearbeitet von Dr. O. Frölich. (In Vorbereitung.) — Dasselbe. Vierter Band: Die elektrischen Telegraphen für besondere Zwecke. I. Bearbeitet von L. Kohlfürst und Prof. E. Zetzsche. Mit 668 in den Text gedruckten Holzschnitten und 10 statistischen Tabellen. Preis M. 25,—

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¹

Hülsse’s Mascliinen-Encyldopädie.

²

Engineering, Mai 1872, S. 343, und hieraus Riihlmann, Allgemeine Maschinenlehre, Band IV S. 374.

³

A. Riedler, Aufzüge und Fördermaschinen, S. 51, Taf. 8.