X

«

\

4

Biblioteka Politechniki Krakowskie,

/XX

.

'

'

:

'sö'U'K. 5 5 i Io

Leitfaden des

Maschinenbaues

für

Vorträge sowie pmr Selbststudium für angehende Techniker, Maschinenzeichner, Construeteure und technische Gearntr industrieller Ctadtissements.

Von

Josef pechan,

Ritter des Franz Josef-Ordens,

Maschinen Ingenieur, Professor für Maschinenbau, Maschinenzeichnen und mechanische Technologie und Fachvorstand der mechaniich-technischen Abtheilung der k. k. Staatsgewerbeschule in Reichenberg, s. Z. Chef-Ingenieur der Ottakringer Eisengießerei und Maschinenfabrik in Wien und der internationalen elektrischen Ausstellung in Wien 1883, rc. rc.

Gvste A b t lj t i 1 u n fl :

Maschinen zur Ortsveränderung, pressen und Äcrumnlatoren.

Dritte verbesserte und vermehrte Auflage.

Mit 122 in den Text gedruckten Holzschnitten und 33 lithographierten Tafeln.

3j öffentlichen Arbeiten

I i otV\®

Reichcnberg.

Verlag von I. Fritsche.

1892.

Alle Rechte vorbehalten.

II5 H 3 6

5JM

Vorwort m ersten Änstage.

^weck dieses „Leitfadens" ist es, gedrängt und in möglichst kurzer Fassung alles das zusammenzustellen und zu erläutern, dessen Kenntnis und handliche Zusammenstellung für ausübende technische Beamte industrieller Etablissements, Maschinenzeichner und Constrnctenre nothwendig erscheint, um sie bei ihren Arbeiten im Dienste der Praxis zu leiten, insoweit es die hier abgehandelten, in der gewerblichen und Fabriks-Industrie angewendeten Maschinen des sogenannten allgemeinen Maschinenbaues betrifft; vor Allem aber bezweckte der Verfasser hiermit, seinen Schülern für den Unterricht im Maschinenbau undMaschinen-Constructionszeichnen ein geeignetes Lehrbuch zu bieten.

Es war sonach bei der Ausarbeitung dieses „Leitfadens", welchem der Verfasser in seinem Unterrichte folgte und diesem angemessen zusammenstellte, zweierlei im Auge zu behalten, erstens die Kenntnis und das Verständnis der behandelten Maschinen zu schaffen und den Leitfaden für die Handhabung derselben zu bieten, und zweitens den Leitfaden zu bieten für die constructive Darstellung von Maschinen und deren einzelne Theile, sowohl behufs Herstellung von rotierten Arbeitszeichnungen, beziehungsweise Detailzeichnunge» in Naturgröße, für die Ausführung der Maschinen, als auch behufs Anfertigung zusammengestellter Zeichnungen, sogenannter „Zusammenstellungen" in kleinem Maßstabe für die Zwecke der Montierung und der Offertstellung auf neu zu erbauende Maschinen.

Es erscheinen deshalb sowohl rotierte Detailzeichnungen, als auch nur in den Hauptmaßen rotierte Zusammenstellungen und endlich gar nicht rotierte Ansichtsfiguren tut „Leitfaden".

Bei der Schraffierung der Querschnitte ist darauf Rücksicht genommen, dass solche auch im Vortragsunterrichte an der Tafel und bei freien Skizzen und Aufnahnien ebenfalls auszuführen ist. Es wurde deshalb die einfachste Schraffiernngsart, dünne, ziemlich weit abstehende Linien für das am häufigsten vorkommende Material, d. i. Gusseisen, gewählt; für Schmiedeisen etwas näher gerückte dünne Linien; für das seltener vorkommende Metall, d. i. Rothguss, abwechselnd voll und gestrichelt gezogene dünne Linien; endlich für das am seltensten vorkommende Material, d. i. Stahl, abwechselnd dünne und dicke Linien.

Gleichartige Maschinen sind stets gruppenweise zilsammengefasst so behandelt, dass zuerst der Zweck und die Arten einer Gruppe erläutert, sodann die Haupt theile jeder einzelnen Maschine festgestellt und bereit Dimensionen bestimmt werden und endlich die Herstellung besprochen wird. Letztere kommt jedoch nur insoweit in Betracht, als es jeweilig, mit Rücksicht auf die vorausgesetzte Kenntnis der Maschinenelemente und ihrer Herstellung, unbedingt erforderlich erscheint. Diese aber ist durch das ausgezeichnete Werk „Die Maschinenfabrieation" von H. v. Reiche, sowie durch das wohl schon zum Gemeingut der Construeteure gewordene Handbuch „Der Construeteur" von F. Reuleaux in weitgehendem Maße geboten.

Detaileonstruetionen von Maschinenbestandtheilen sind wegen ihres Zusammenhanges mit der Maschine, je nach Erfordernis wohl überall dort, aber auch nur dort aufgenommen, wie dies der Zweck dieses „Leitfadens" bedingt.

Die theoretische Aufstellung und Ableitung von Formeln ist Gegenstand der Mechanik und theoretischen Maschinenlehre. Der Maschinenbau dagegen hat die Aufgabe, theoretisch aufgestellte und empirische Formeln bei Lösung praktischer Fragen zur Anwendung zu bringen, um mit Hilfe derselben, unter stetiger Berücksichtigung vorliegender Erfahrungen, rationell zu dimensionieren und zu eonstruieren. Solche Formeln sind überall eingestellt, wo deren Anwendung angezeigt erschien; hinsichtlich ihrer Aufstellung und Ableitung aber ist nur dort etwas beigefügt, wo es das Verständnis des Gegenstandes unbedingt fordert. Längere Erläuterungen in letzterer Beziehung sind in besonderen Noten mit kleinerem Text gedruckt, um die Übersichtlichkeit nicht zu stören.

Die bei den Berechnungen und zur Dimensionierung benützten Formeln sind — den Erfahrungen des Verfassers entsprechend, welcher selbst acht Jahre in verantwortlicher Stellung in der Praxis des

Maschinenbaues thätig war, und seither als Professor des Maschinenbaues an der k. k. Staatsgewerbeschule in Reichenberg, mit der Praxis in innigem Contact geblieben — mit Rücksicht auf den Zusammenhang der Maschinenbestandtheile, möglichst specialisiert und so für die unmittelbare Anwendung vorbereitet. Die der Specialisierung zugrunde liegenden Voraussetzungen sind guten Ausführungen entsprechend, gleich den Formeln selbst beigefügt. Längere Entwickelungen, die sich hierbei ergeben, sind ebenfalls aus dem Text herausgehoben und in besonderen Roten mit kleinerem Drucke abgehandelt. Die Beanspruchungen des Constructions-materials S in Kilogramm auf einen Quadratmillimeter Querschnitt sind mehrfach den eigenen vielfachen Erfahrungen des Verfassers entnommen und zeigen einige Abweichungen von den bezüglichen Angaben in v. Reiches „Maschinenfabrication" und Reuleauxs „Constructeur". Übrigens liegt es selbstverständlich nicht in der Aufgabe dieses „Leitfadens" selbständig Neues zu bieten, sondern es genügt völlig, dass nur bewährte Constructiouen und Ausführungen der Praxis in das Bereich der Behandlung gezogen erscheinen.

In Fällen, wo der Bezug auf die maßgebende Autorität Erfordernis war, sind die Autoren zur Stelle benannt. Im allgemeinen sei jedoch hiermit auf den am Schluß beigefügten Literaturnachweis hingewiesen, welcher die vom Verfasser benützten Werke enthält und dem strebsamen Leser auch zu eingehenderem Studium dienlich sein dürfte.

In vielen Fällen hat sich der Verfasser an die Vorträge seines hochgeschätzten Lehrers, des Herrn Professors Hofrath R ud olf Grimus Ritter von Grimburg, gehalten, welche ihn auch in erster Linie bei seinen Ausführungen in der Praxis leiteten.

Die Figuren sind, wo es erforderlich schien, selbst mit den in den Formeln benützten Buchstaben cotiert.

Die Benennungen der einzelnen mit Buchstaben bezeichneten Theile sind den Figuren selbst beigesetzt, weil hierdurch Form und Benennung gleichzeitig und unmittelbar die Vorstellung fördern und überdies weitläufige Beschreibungen erspart werden.

Im Hinblick auf den hohen praktischen Wert der Kenntnis von gebräuchlichen Coustructionen und Constructiousdetails, welche durch die Zeichnung dargestellt, sich selbst zur Vorstellung bringen, und sohin mit ganz kurzen Erläuterungen verständlich werden, wurde denselben große Sorgfalt zugewendet, sowohl hinsichtlich ihrer, dem Zwecke dieses

„Leitfaden des Maschinenbaues" und dem heutigen hohen Stande des Maschinenbaues und der Maschinenverwendung entsprechenden Boll-ständigkeit in engem Rahmen und zweckmäßiger Auswahl, als auch hinsichtlich der erforderlichen Dimensionsbestinimung.

für die Abrundung ist aus Reuleauxs

Bei den ziffermäßigen Ausrechnungen der Zahnräderdimensionen ist durchwegs die mit Rücksicht auf die Ausführungen in der Praxis so sehr empfehlenswerte Festsetzung der Theilungen nach ganzen Stichzahlen (t: ji) durchgeführt, welche ganze Zahlen für die Durchmesser ergibt und für die Achsenentfernungen höchstens halbe Millimeter aufweist, die noch stets sicher am Maßstab abzustechen sind. Ferner sind die Schrauben nach Whitworths Scala und die Durchmesser der Wellen, Achsen und Bolzen auf Kalibermaße nach der vom österreichischen Ingenieur- und Architekten-Verein aufgestellten Scala abgerundet. Das Zeichen „Constructeur" entnommen. Die zahlreichen durchgerechneten Beispiele lassen leicht eben so viele ähnliche Aufgaben zur Lösung aufstellen und dürften deshalb auch anderwärts bei Benützung dieses „Leitfadens" als Lehrbuch für den Unterricht im Maschinenbau, sich als sehr zweckmäßig erweisen. Dieselben sind durchwegs praktischen Ausführungen entsprechend und die bezüglichen Figuren nach der Berechnung construiert.

Möchte es gelungen sein, mit diesem Leitfaden das Richtige zu treffen und dem thatsächlich vorhandenen Bedürfnisse eines solchen, beim Unterricht im Maschinenbau an technischen Lehranstalten und in der Maschinenbaupraxis, zu entsprechen und möchte er sohin freundliche Aufnahme und nachsichtige Beurtheilung finden.

Neichenberg, im Mai 1882.

Vorwort zur dritten Auflage.

Die rasche Verbreitung, welche die früheren Auflagen gefunden, lässt darauf schließen, dass sich der Verfasser keiner Täuschung hingab als er die Erwartung aussprach, dass mit diesem Leitfaden einem thatsächlich vorhandenen Bedürfnisse nicht nur in der Schule, sondern auch in der Praxis entsprochen wurde.

Bei Bearbeitung der dritten Auflage hat der Verfasser nur dort Änderungen vorgenommen, wo sich solche der Vollständigkeit wegen oder aufgrund neuerer Erfahrungen, als nothwendig erwiesen haben.

Für die abgekürzten Bezeichnungen der Flächen- und Volumen-Maße wurde wie in der zweiten Auflage die gegenwärtig auch schon in der Praxis gebräuchliche neuere Schreibweise angewendet, z. B. 1 mm2 — Quadratmillimeter statt 1 qmm-, 1 m³ = 1 Cubikmeter statt 1 kbm; 1 kgl mm² — 1 Kilgramm pro 1 Quadratmillimeter statt 1 kglqmm. Ebenso wurde die zutreffendere Ausdrucksweise und Bezeichnung 1 PS — 1 Pferdestärke statt der sonst noch gebräuchlichen, aus dem englischen herrührenden Bezeichnung 1 HP = 1 Pferdekraft überall angewendet.

Die Tafeln wurden sämmtlich nach den revidierten Originalen hergestellt und die Zahl derselben um 7 vermehrt. Dem Zwecke des Buches entsprechend wurde eine Anzahl Textfiguren durch constructive Darstellungen auf den Tafeln ersetzt, dagegen aber eine ebenso große Anzahl neu aufgenommen. Das Capitel „Pumpen" erfuhr eine Bereicherung durch Aufnahme der als Pumpen zur Wasserhebung, sowie als Speisepumpen bereits häufig angewendeten Worthiugton-Dampfpumpen und der Peniger Patent-Rotationspumpe.

Reichenberg, im Oktober 1891.

■

v;;

.

• "f

)

• i ‘?<

:

7 ' ‘

(>

;r

Einleitung

Vorbemerkung

Inhalt.

Seite

Erste Abtheilung.

Maschinen znr Ortsverändernng.

I. Dir Sperrwerke.

1.    Zweck und Arten der Sperrwerke

2.    Haupttheile der Sperrwerke . °

3.    Dimensionsbestimmung.....

Beispiele.........

4.    Herstellung der Sperrwerke . . .

10

19

22

II. Die Gremswerke.

1.    Zweck und Arten der Bremswerke

2.    Hanpttheile der Bremswerke. . .

3.    Dimensionsbestimmung.....

Beispiele.........

4.    Herstellung der Bremswerke. . .

24

26

27

33

36

III. Dir FLaschenzüge.

1.    Zweck und Arten der Flaschenzüge

2.    Haupttheile der Flaschenzüge. . .

3.    Dimensionsbestimmung.....

Beispiele.......- . .

4.    Herstellung der Flaschenzüge . . .

N 00 CQ ^ CO CO ^ iC o

IV. Die Winden.

1. Zweck und Arten der Winden.............

2- Haupttheile der Winden.........•.....

3. Dimensionsbestimmung................

Beispiele über die einfache Schraubenwinde......

Beispiele über die Schraubenwinde mit Kegelräderantrieb

55

61

75

78

Beispiele über die Schraubenwinde mit Schneckenantrieb

Beispiele über die Zahnstangenwinde.........

Beispiele über die Trommelwinden.........

4. Herstellung der Winden................

Seite

.    89

94

100

106

V. Die Krahne.

1.    Zweck und Arten der Krahne ....

2.    Haupttheile der Krahne.......

3.    Dimensionsbestimmung.......

Beispiele über das Krahnwindwerk Beispiele über das Krahngerüste. . Beispiele über das Krahnfnndament

4.    Herstellung der Krahne.......

111

111

129

130

144

152

155

Vf. Die Pumpen.

1.    Zweck und Arten der Pumpen.........

2.    Haupttheile der Pumpen und Wirkungsart derselben

3.    Dimensionsbestimnlung............

Beispiele über Kolbenpumpen........

Beispiele über Tampfpumpen........

Beispiele über Injectoren.........

Beispiele über Pulsometer.........

Beispiele über Centrifugalpumpen.......

Beispiele über Lnftpnmpen..........

4.    Herstellung der Pumpen.............

156

157

230

. 248

259

263

. 266

268

269

270

VIF. Die Pressen.

1.    Zweck und Arten der Pressen

2.    Haupttheile der Pressen. . .

3.    Dimensionsbestimmung . . .

Beispiele.......

4.    Herstellung der Pressen . . .

273

274

285

288

298

VIII. Die Jceumulatoren.

1. Zweck und Arten der Aecumulatoren 2 Haupttheile der Aecumulatoren. . .

3.    Dimensionsbestimmung......

4.    Herstellung der Acemnulatoren . . .

Literaturnachweis..........

300

300

302

303

Verzeichnis der Tabellen.

Tabelle der specifischen Gewichte............

Tabelle für Sperräder . ...............

Tabelle für schmiedeiserne Wellen............

Tabelle der Schrauben nach Whitworths Scala......

Tabelle des Wirkungsgrades für die gewöhnlichen Flaschenzüge

Tabelle für Hanfseile.................

Tabelle für Ketten..................

Tabelle für Flaschenzttge nach Westons Patent......

Tabelle des Wirkungsgrades der einfachen Schraubenwinde .

Tabelle des Wirkungsgrades der Zahnräder........

Tabelle des Wirkungsgrades der Vorgelegewelle......

Tabelle für gusseiserne Zahnräder...........

Tabelle des Wirkungsgrades der Windentrommel.....

Tabelle der Wechselräder zum Schraubenschneiden.....

Tabelle der 1-Profile.................

Tabelle der ^-Profile.................

Tabelle der I-Profile.................

Tabelle für die Profile der gleichschenkligen Winkel ....

Tabelle der /^-Profile . . *.............

Tabelle der Pumpen mit Riemenantrieb nach Fig. 58, Text.

Tabelle der Dampfpumpen nach Fig. 59, Text......

Tabelle der Dampfpumpen nach Fig. 63, Text......

Tabelle der Riemenscheiben und Riemen.........

Tabelle der Dampfpumpen nach Fig. 62 und 64, Text. . . Tabelle der Pulsometer................

Seite

14

18

20

45

46

47

50

77

81

81

84

95

107

148

144

145

170

171

179

242

256

'

,:r

;

r:

i

.

,

:

Einleitung.

Den Gegenstand dieses Leidfadens bilden diejenigen Maschinen, welche in den Rahmen des sogenannten allgemeinen Maschinenbaues fallen. Überdies ist die Construction der Werkzeugmaschinen insoweit behandelt, als dem Verfasser aufgrund seiner mehrjährigen Praxis im Werkzeugmaschinenbau die Zurechtlegung von Constructionsregeln gelungen ist und dem Erfordernis dieses Leitfadens entspricht. Gasmotoren und Heißluftmaschinen, welche dermalen noch wesentlich nur nach speciellen Erfahrungen dimensioniert werden und in speciellen patentierten Typen zur Ausführung gelangen, sowie die Wassermotoren mit hin- und hergehenden Kolben (Wasserdruckmaschinen) sind nur hinsichtlich ihres Zweckes, ihrer Arten, ihres Verwendungsgebietes und ihrer Haupttheile behandelt. Das Capitel „Anlage und Montierung der Transmission" behandelt die Transmission als ein besonderes Ganzes. Die Sperr- und Bremswerke, welche als besondere Constructionstheile bei den Aufzugmaschinen, Werkzeugmaschinen und Transmissionen vorkommen, sind zur Vermeidung von Wiederholungen besonders behandelt und vorausgestellt. Die hydraulischen Pressen und Accumulatoren, welche hinsichtlich ihrer Construction den Pumpen zunächst verwandt, und hinsichtlich ihrer Anwendung mit denselben verknüpft sind, sind an diese angeschlossen und der Vollständigkeit wegen auch die Spindelpressen oder Schraubenpressen in der ersten Abtheilung aufgenommen, welche sohin die Maschinen zurOrts-verändernng, Pressen und Accumulatoren behandelt. Die zweite Abtheilung behandelt die Motoren und die dritte Abtheilung die Werkzeugmaschinen und die Transmission.

Die hier eingehaltenen Maßbezeichnungen sind folgende:

1 Meter — lm; 1 Decimeter — 1 dm-, 1 Zentimeter = 1 cm-, 1 Millimeter — 1 mm-, 1 m = 10 dm — 100 cm = 1000 mm.

Pechau, Leitfaden des Maschinenbaues. I. 3. Aufl.

1 Kilometer — 1 km) 1 km = 1000 m.

1 Quadratmeter — Im²; 1 Quadratdecimeter — 1 dm--, 1 Quadratcentimeter — 1 cm²; 1 Quadratmillimeter — 1 mm²; 1 m² = 100 dm² = 10000 cm² = 1000000 mm².

1 Kubikmeter = 1 m³; 1 Cubikdecimeter — 1 <Zms; 1 Cubikcentimeter — 1 cm⁸; 1 Kubikmillimeter = 1 mm³; 1 m³ — 1000 cZm³.

1 Liter — 1 Z; 1Z = 1 cZm³; 1 Hektoliter — 1 AZ; 1 AZ — 100 Z.

1 Kilogramm — 1 kg; 1 Tonne — 1 t; 1 1 = 1000 kg;

1 Pferdestärke = 1 PS; 1 Meterkilogramm — 1 mk; 1 Kalorie = 1 C. 1 Kilogramm Druck oder Zug auf 1 Quadratcentimeter = 1 kgjcrrS;

1 Atmosphäre — 1 at; 1 at — 1 kg! cm'².

1 Kilogramm Druck oder Zug auf 1 Quadratmillimeter — 1 kg;mm²; 1 aZ — 0,01 kgjmm².

Bei der Dimensionsbestimmung hinsichtlich der Festigkeit sind die Dimensionen in Millimeter zu Grunde gelegt, nach welchen auch die Zeichnung rotiert wird. Es sind sonach die mit S bezeichneten Beanspruchungen des Materials in Kilogramm auf einen Quadratmillimeter in Rechnung gestellt.

Bei der Berechnung von Flächendrücken werden die Dimensionen entweder in Centimeter oder auch in Millimeter zu Grunde gelegt und die Drücke pro Flächeneinheit entweder in Kilogramm auf einen Quadratcentimeter, d. i. in Atmosphären oder auch in Kilogramm auf einen Ouadratmillimcter ausgedrückt.¹)

Bei der Berechnung von Flächen hinsichtlich der Arbeitsberechnung, z. B. der Hobelarbeit, Dreherarbeit 2c. behufs Accordierung der Arbeitslöhne wird am zweckmäßigsten der Grundpreis pro 1 dm2 festgestellt und werden sonach die Dimensionen in Decimeter ausgedrückt.

Bei der Gewichtsberechnung wird das Volumen am zweckmäßigsten in Cnbikdecimetern berechnet, weil das Gewicht von

1 dm³ in Kilogramm durch die Zahl des specifischen Gewichtes²) dargestellt ist, indem das Gewicht von 1 dm³ Wasser eben die Gewichtseinheit gleich 1 kg dargestellt.

1. Beispiel. Eine auf Zug beanspruchte Rundeisenstange von 25 mm Durchmesser hat 2500 kg Zug auszuhalten, wie groß ist die Beanspruchung des Materials pro 1 mm² des Querschnittes?

Für den Durchmesser d = 25 mm beträgt die Kreisfläche

~.d² = 490,87    491 mm⁸

und ergibt sich hiermit aus dem totalen Zug P — 2500 kg die Beanspruchung des Materials

.    „ P 2500

S~F~

2. Beispiel. Der Plungerkolben einer hydraulischen Presse hat 320 mm Durchmesser und der Wasserdruck im Presscylinder beträgr 250 at, wie groß ist der totale Wasserdruck auf den Presskolben?

Für den Durchmesser d = 32 cm beträgt die Kreisfläche

491

5,09    5,1 kgjmm².

F=^-.d² = 804,25 cm²

und weil der Wasserdruck p — 250 at — 250 kg\cm² beträgt, so ergibt sich der totale Wasserdruck auf den Presskolben

201062,5 kg ^ 201 t

Tabelle der specifischen Gewichte.

(Wasser bei 4° C. = 1.)

0,75.

Buchenholz, trocken...........

Eichenholz, „    ...........

Lärchenholz, „    ...........

Tannenholz, „    ...........

Holz mit Wasser angesaugt, bei Wasserrädern

Gusseisen...............

Schmiedeisen .............

Stahl................

Bronze, Rothguss, Metall........

Messingguss..............

Eisenblech............. .

Kupferblech..............

Blei, gegossen.............

Sandstein, Fundamentstein........

Ziegelmouerwerk, trocken........

Bei der Gewichtsberechnung wird mit Rücksicht auf die praktische Ausführung gewöhnlich eine Toleranz von 5% bedungen, d. h. ein .mit 100 kg berechnetes Stück darf im fertigen Zustande 95 bis 105 kg wiegen.

0,69.

0,52.

0,56.

1,00.

7,3.

7,7.

7,8.

8,8.

8,44.

7,76.

8,88.

11,4.

2,4.

1,50.

ober: für den Durchmesser d = 320 mm beträgt die Kreisfläche F=~.d² = 80425 mm²

und weil der Wasserdruck p = 250 at — 2,5 kg\mm³ 4 beträgt, so ergibt sich der totale Wasserdruck auf den Presskolben

P = F.p = 201062201 U

3. Beispiel. Für das Abdrehen einer Riemenscheibe von 500 mm Durchmesser und 100 mm Kranzbreite erhält der Dreher im Accord 12 Kreuzer pro 1 dm2 der abzudrehenden Fläche, wie hoch stellt sich der Accordpreis für die Riemenscheibe? Für den Durchmesser 2) = 5 dm beträgt der Kreisumfang U == n.D — 15,71 dm und bei der Breite B=1 dm die abzudrehende Fläche

F =U.B — 7i.D .B = 15,71 dm²

somit für den Einheitspreis p = 12 Kreuzer pro 1 dm⁵ der Accordpreis p=F.p = 15,71.12 = 188,52 Kreuzer ^ fl. 1,90.

Ist der Einheitspreis p = 20 Pfennige pro 1 dm², so ist der Accordpreis r = F.p = 15,71.20 = 314,2 Pfennige ^ M. 3,15.

4. Beispiel. Ein gusseisernersWürfel von 300 nrnr Seitenlänge im fertigen Zustande, soll auf allen sechs Flächen winkelrecht gehobelt werden; wie viel beträgt der Accordpreis, wenn der Hobler für 1 dm² gehobelter Fläche 6 Kreuzer erhält?

Für die Seitenlänge a = 3 dm beträgt die Oberfläche eines Würfels F = 6.a* = 54 dm⁴ und für den Grundpreis p — 6 Kreuzer pro 1 dm² der Accordpreis

p = F.p = 54.6 = 324 kr. ^ fl. 3,25.

Ist der Einheitspreis p = 10 Pfennige pro 1 dm², so ist der Accordpreis p=F.p = b±.10 = 540 Pf. = M. 5,40.

Erste Abtheilung.

Maschinen zur Ortsveränderuug.

*

:    :    '    ' : ° iLiKM'nS⁵:

'

Vorbemerkung.

Maschinen zur Ortsveränderung sind solche Maschinen, welche dazu dienen, feste Körper oder Flüssigkeiten zu heben, nöthigenfalls auch seitlich oder überhaupt weiter zu bewegen. Es gehören sonach hierher die sogenannten Aufzugsmaschinen, d. i. Maschinen zum Heben von Lasten, und die Pumpen, d. i. Maschinen zum Heben oder Fortschaffen von Flüssigkeiten, insbesondere zum Heben und Fortschaffen des Wassers.

Die Pressen dienen zumeist außer zur Ortsveränderung auch zur Formveränderung eines Gegenstandes und die Accumulatoren schließen sich naturgemäß an die hydraulischen Pressen an, indem sie das Druckwasser aufspeichern. Die Sperr- und Bremswerke sind allgemeine Mechanismen verschiedener Arten von Maschinen und Transmissionstheile.

I. Die Sperrwerke.

1. Zweck und Arten der Sperrwerke. Die Sperrwerke dienen, insoweit sie hier in Betracht kommen, zur Verhinderung einer relativen Bewegung, beziehungsweise zur gegenseitigen Feststellung einer Anzahl von Maschinenbestandtheilen, nach einer Richtung hin, während zugleich die Bewegung nach Der entgegengesetzten Richtung ungehindert stattfinden kann. Sie finden Anwendung bei Winden und Krahnen und bewirken daselbst die absolute Feststellung des Räderwerkes nach einer Richtung derart, dass bei eingerücktem Sperrwerk die gehobene Last schwebend erhalten wird. Ferner kommen dieselben bei bestimmten Arten der Kupplungen an Transmissionen vor, insbesondere bei den sogenannten Motoren- oder Kraftmaschinenkupplungen, welche die Bewegung des einen Motors auf die Transmissionswelle übertragen, gleichzeitig aber das Vorlaufen der Transmissionswelle unter der Einwirkung des andern, auf dieselbe treibenden Motors, gestatten sollen. Eine solche Kupplung

erhält insbesondere das Wasserrad, wenn dieses mit einer Dampfmaschine zusammenarbeitet, und insbesondere die Dampfmaschine, wenn diese mit einer Turbine zusammenarbeitet. Am zweckmäßigsten möchte es wohl erscheinen, jeden der zusammenarbeitenden Motoren mit einer solchen Kupp lung zu versehen, indes erhält letztere für die Übertragung großer Kräfte bei mäßiger Umdrehungszahl so große Dimensionen, dass oft jeder der zusammenarbeitenden Motoren mit der gemeinsamen Haupttransmissionswelle durch eine gewöhnliche Kupplung fest oder ausrückbar verbunden wird. Die Sperrwerke finden endlich Anwendung bei den Schaltmechanismen der Werkzeugmaschinen zur Bearbeitung des Holzes und der Metalle, sowie bei Hilfsmaschinen der Textilindustrie und erhalten dort, den jeweiligen Anforderungen entsprechende Anordnungen.

Die in Fig. 1 bis 10, Taf. I, und 1 bis 6, Taf. II, gezeichneten Sperrwerke kommen namentlich bei Winden und Krahnen vor; in den Fig. 7 bis 17, Taf. II, sind Schaltmechanismen der Werkzeugmaschinen zur Metallbearbeitung dargestellt, der Sperrkegeldrehbolzen ist hierbei an einem Hebel (Steuerhebel, Schalthebel) angebracht, welcher in oscillierende Bewegung versetzt wird.

Soll eine Schaltung von weniger als einen Zahn hervorgebracht werden, so werden mehrere Sperrkegel von verschiedener Länge auf demselben Bolzen nebeneinander angebracht. Es erfolgt dann bei zwei Sperrkegeln mit der Längendifferenz gleich der halben Zahntheilung ein halber Zahn Schaltung, bei drei Sperrkegeln mit der Längendifferenz gleich ein Drittel Zahntheilung, ein Drittel Zahn Schaltung u. s. f. Die Breite des Sperrades ist dann gleich der Summe der Breiten aller Sperrkegel.

Die Fig. 1 und 2, Taf. III, zeigen die Uhlhorn'sche Motorenkupplung und die Fig. 3 bis 5, Taf. III, die Pouyer'sche Motorenkupplung. In Fig. 11 bis 15, Taf. V, ist der für solche Motorenkupplungen erforderliche Lagerstuhl sammt Fundament, und zwar für eine Pouyer'sche Motorenkupplung für 80 mm Wellendurchmesser gezeichnet. Die hierbei angewendeten Gegenplatten der Fundamentschrauben können auch, mit einer entsprechenden Höhlung darunter, gleich in das Fundament vollständig eingemauert werden, weil die Ankerköpfe der Fundamentschrauben von oben durch die Gegenplatten (Fig. 13 und 14, Taf. V) hindurchgeschoben werden. In jedem Falle ist die Ausmauerung des Fundamentes am sichersten mit Hilfe von Chablouen, welche aus Latten zusammen genagelt werden. Die Fig. 6 bis 8, Taf. III, 8 und 9, Taf. VII, endlich zeigen eigenartige Sperrwerke der Schaltmechanismeu von Gattersägen. Die nicht rotierten Theile dieser Figuren sind genau im Maßstab gezeichnet, so dass daraus die Verhältnisse direct entnommen werden können.

2. Haupttheile der Sperrwerke. Die Haupttheile eines Sperrwerkes oder einer Sperrvorrichtung bilden die in Fig. 1 und 2, Taf. I, gezeichneten Theile, nämlich das Sperrad und der Sperrkegel oder die Klinke, mit dem zugehörigen Drehzapfen an dem anschließenden Stänoertheil. Das Sperrad ist am Umfange gezahnt, wie auf Taf. I, oder genuthet, wie in Fig. 6 bis 8, Taf. III, oder endlich am Kranze außen und innen flach abgedreht, wie in Fig. 8 und 9, Taf. VII.

Am Häufigsten kommt das Sperrad mit äußerer Verzahnung vor. (Fig. 1 bis 4, Taf. I.)

Das Sperrad ist auf der zugehörigen Welle aufgekeilt, der Sperrkegel aber ist auf dem zugehörigen Zapfen lose drehbar und nur gegen seitliche Verschiebung durch Bunde, Bundringe oder Scheiben mit Steck-stisten, oder endlich Scheiben und Muttern gesichert.

Je nach seiner Lage fällt der Sperrkegel durch sein Eigengewicht von Lücke zu Lücke, wie in Fig. 1 bis 4, Taf. I, oder es ist ein Gegengewicht damit in Verbindung, wie in Fig. 7, Taf. I. Bei den Schalt-mechanismen der Werkzeugmaschinen, sowie bei den Ratschen für Handvorschub (Fig. 11, 12, Taf. II) kommen zum Eindrücken des Sperrkegels gewöhnlich Spiralfedern zur Anwendung, wie in den Fig. 7 bis 17, Taf. II. Bei der Uhlhorn'schen Kupplung (Fig. 1, 2, Taf. III) wird jeweilig einer der beiden eigenthümlich geformten Sperrkegel durch eine flache Feder in eine der in ungerader Anzahl (gewöhnlich 3) vorhandenen Zahnlücken des Sperrades eingelegt. Bei zurückbleibendem Sperrade wird die Feder weggedrückt, indem der Sperrkegel darunter durchgleitet. Bei der Pouher'schen Kupplung (Fig. 3 bis 5, Taf. III) endlich werden die Sperrkegel durch Frictionsringe mit Schlitzhebeln bewegt, in deren Schlitze die Stirnzapfen kleiner Kurbeln eingreifen, die mit den Sperrkegeln auf gemeinschaftlichem Bolzen befestigt sind. Bei den Schaltmechanismen der Gattersägen (Fig. 6 bis 8, Taf. III, 8 und 9, Taf. VII) klemmen sich die Sperrbacken durch ihr eigenes Gewicht.

In Fig. 7 bis 9, Taf. VIII, ist ein Sperrwerk mit Lamellenbremse gezeichnet, welches bei Windwerken angewendet wird. Das Windengelriebe z₁ mit der angegossenen Randscheibe a ist auf die Nabenhülse der Gegenscheibe d mit flachem Gewinde aufgeschraubt und zwischen beide sind die mit cylindrischer Höhlung versehenen Sperradlamellen (Blechscheiben) 6 und die in die Einschnitte e eingreifenden Frictionslamellen c vorhanden. Die Nabenhülse der Gegenscheibe d ist auf der Windwerkswelle w aufgekeilt. Vermöge der Richtung des Gewindes werden die Sperradlamellen zwischen den Randscheiben durch die am Windwerk freischwebende Last zusammengepresst und der eingreifende Sperrkegel / verhindert somit das Niedergehen der Last. Durch Zurückdrehen der Windwerkswelle w werden die Randscheiben auseinander gerückt, die Sperradlamellen lassen das Getriebe mit gewünschter Geschwindigkeit dem Niedersinken der Last nachgehen. Um aber auch den leeren Lasthaken niederlassen zu können, ist der Zahn h des Getriebes z₁ verlängert und in der Nabenhülse von d ein Stift g angebracht, welcher sich gegen den Zahn h anlegt.

Bei den Windwerken ist der Sperrkegeldrehbolzen in den Ständern oder Windenschilden befestigt und stillstehend; bei den Motorenknpplnngen ist derselbe an der Kupplungsscheibe und bei den Schaltmechanismen endlich am Schalthebel oder Steuerhebel angebracht, sohin gezwungen, die Bewegungen dieses Maschinenbestandtheiles mitzumachen.

3. Dimensionsbestimnlimg. Im Folgenden ist die für die construc-tive Darstellung erforderliche Dimensionsbestimmung für die Sperrwerke mit außen verzahntem Sperrad durchgeführt. Die übrigen Sperrwerke, bei welchen die beanspruchenden Kräfte meist nicht genau bestimmbar, werden nach jeweilig vorliegenden besonderen Erfahrungen dimensioniert.

Bezeichnet man unter Berücksichtigung der Cotierung in Fig. 1 und 2, Taf. I, mit z die Zähnezahl des Sperrades,

R den äußeren Halbmesser oder Radius des Sperrades in Millimeter, t die Theilung des Sperrades im Bogenmaße am äußeren Radumfange gemessen, in Millimeter.

je = 8,1416 (-^) die Stichzahl,

3,142 die Ludolf'sche Zahl,

2 die Zahnlänge in Millimeter, b die Zahnbreite in Millimeter, h die Höhe des Zahnfußes in Millimeter,

S die Beanspruchung des Zahnfußes in der stärkst gespannten Faser in Kilogramm auf einen Ouadratmillimeter Querschnitt.

W das Trägheitsmoment des Zahnfußquerschuittes, e die Entfernung der stärkst gespannten von der neutralen Faser,

— y den Querschnittsmodul des Zahnfußquerschnittes,

Z=- —

a den Winkel, welchen die Normale zur Stützlinie mit der Richtungslinie der Zahnflanke einschließt,

eine gewählte Verhältniszahl,

ß den Winkel, welchen die Richtungslinie der Zahnflanke mit dem nach dem Angriffspunkt des Sperrkegels am äußeren Radumfange gezogenen Radius des Sperrades einschließt, cp — 0,2 den Reibungscoefficient zwischen dem Sperrkegel und dem Sperrad, tgft tga

r den Halbmesser des von der Richtungslinie der Zahnflanke berührten mit deni Sperrad concentrischen Hilfskreises, s die Länge der mit r zusammenfallenden, zwischen den Schenkeln des Winkels a eingeschlossenen Geraden,

L die Länge der Stützlinie,

P die an der Zahnspitze angreifende, in die Richtung der Stützlinie fallende Kraft in Kilogramm, entsprechend der Voraussetzung, dass der Sperrkegel nur an der Zahnspitze angreift, so erhält man folgende Gleichungen:

... (1*)

P.X = sbh

(2

r= R.

K. tg a

V 1 + (K tg a)*

(3⁶)

*) Der Zahn ist auf Biegung beansprucht. Die Beanspruchung auf Abscherung durch die Kraft P, welche eintritt, wenn der Sperrkegel nur am Grunde der Zahnlücke angreift, ergibt unter Voraussetzung der Beanspruchung mit S Jcg/mm² des abzuscherenden Querschnittes

P =p S.b.l}.

Es liegt sohin, mit Rücksicht auf die im Folgenden eingehaltenen Verhältnisse, die Gefahr des Abscherens nicht vor, wenn der Gl. (1 genügt ist.

r — R sin ß

tsß

sin ß —

$==T'r..........

(4*)

zu deren Specialisierung man nehmen kann:

2 = 11 bis 25 X •■= 0,25 t bis 0,5 t b — 0,5 t bis t h = 0,7 t

S ^ 1 bis 3 kg/mm² für Windwerksräder von Gusseisen ersteres für kleinere, letzteres für größere Theilungen und beziehungsweise größere oder kleinere Winkelgeschwindigkeit der eventuellen Bewegung des Sperrades gegen den Sperrkegel.

S — 0,25 bis 0,75 kg/mm² für Kupplungsräder von Gusseisen, tg « = 1,2 <p bis 2 <p**)

und mithin

tg/?

die Gleichung

r — B. —r -

V 1 + tg² ß

Hieraus ergibt sich endlich durch Einführung des Wertes

igß= KAgct

und hieraus

K tg a

Vl + (Ktgccf

*) Aus Fig. 1, Taf. I, ergibt sich ferner

EO — EB.ig ß EF = EBAg ci

E 0 tg ß ,,

~EF    tfsü    X

und weil

E0 = r; EF — s -=zK

woraus endlich folgt

S=K'r

**) Damit der Sperrkegel beim Einklinken nicht an der Zahnspitze hängen bleibt, muss die zur Anlage kommende Zahnflanke des Sperrades eine bestimmte Neigung gegen die Stützlinie des Sperrkegels aufweisen, derart, dass der Winkel « größer ausfällt als der dem Reibungscoeffieienten <jp entsprechende Reibungswinkel. Da nun <p die trigonometrische Tangente des Reibnngswinkels vorstellt, so ist dieser Bedingung genügt, wenn

tga> <s

genommen wird.

P = 0,8 bis 1.*)

Setzt man als Mittelwerte in die Gl. (1 X = 0,35 t; b = 0,8 t; h = 0,7 t . so erhält man durch Entwicklung

P= 0,187. S.P.........

(5

und hieraus

(6

t² = 5,36. V

(7

und endlich

n

Die Gl. (6 dient dazu, für bestimmte Werte von t die zugehörigen Werte von P zu berechnen, um eine Tabelle hiefür anzulegen.

Die Gl. (8 gibt direct die Größe der Theilung für einen beliebigen Wert von P und dientJ daher zur Dimensionsbestimmung, sobald P bekannt ist.

t = 2,31

(8

In den meisten Fällen ist nun zunächst das Torsionsmoment (PP) der Sperradwelle bekannt und man muss P annehmen, wenn man P kennen will.

Es erscheint jedoch zweckmäßiger z zu wählen und darnach t und P zu bestimmen. Man erhält hiefür unter den Voraussetzungen der Gl. (6 bis (8

t = 8/28.

mm

(9**)

*) Die Stützlinie AB (Fig. 1, Taf. I) kann entweder den Umfangkreis des Sperrades schneiden, oder denselben tangieren. Im ersten Falle wird a>/9 und somit K<^1, im zweiten Falle wird a — ß und K= 1. Der erste Fall gibt weniger unterschnittene Zähne als der zweite.

**) Aus Gl. (2 folgt

2 7t R

erhält man

Verbindet man diese Gl. mit jener (7 durch beiderseitige Multiplication, so

1 P 2 tzR 27t 1 PR ¹ ~ 0,187 ' S " z ~ 0,187 ' S ' z

und hieraus

_\7 -2* \³/i \³/pr_ ⁻ Vw'Vs-yi

w-ViV?

Den nach Gl. (8 oder (9 erhaltenen Wert kann man im allgemeinen nach einer beliebigen Scala abrunden. Zweckmäßig ist es, denselben nach ganzen Stichzahlen abzurunden, wonach man stets eine ganze Zahl für den Theilkreisdurchmesser erhält und kann man sich hierzu folgender Tabelle bedienen.

Tabelle für Sperräder.

; S ■=' 1 kgl mm².

2,31 \P= 3,23 V*/^

(?)

(?) (?)

(?)

CO QO <1 05 öl ft*. 03 tö

O rH

7,4

12

25,0

59,0

115,3

199.2

317.3

472.4 673,7 922,6

1240,0

14

16

18

20

22

24

26

28

30

1584

2538

3779

5390

7380

9920

12670

16240

20300

24900

- (io

Die Gl. (3 und (4 ergeben specialisiert und nach oben abgerundet für tg a — 0,3 und K — 0,8 (die Stützlinie schneidet den Sperradkreis, wie in Fig. 1, Taf. I, gezeichnet) r = 0,25 R 1 s = 1,25 r /

(ii

für tga = 0,3 und K= 1 (die Stützlinie tangiert den Sperradkreis, wie in Fig. 4, Taf. I, gezeichnet) r = 0,3 R\ s = r

Durch Umkehrung ergibt sich hieraus noch die folgende, zur Anlegung einer Tabelle dienliche Gl.:

™ = O^.SU³ = 0,0298. SU³; für die tabellarische Ausrechnung hat man auch

(?)

Die Länge des Sperrkegels variiert innerhalb weiter Grenzen und

findet man

L — 0,5R bis ZR.

Bei Windwerken liegt die Aufgabe gewöhnlich so, dass man mit der Achse des Sperrkegeldrehbolzens an einen bestimmten Platz treffen soll. Will man in solchem Falle die Zahnflanken nach Gl. (10 ausführen, so wählt man sich zunächst B beliebig, und konstruiert dortselbst mit r und s die Winkel a und ß und erhält hiermit die entsprechende Richtung der Stützlinie, wie in Fig. 3, Taf. I, durchgeführt. Hierauf schneidet man die Stützlinie durch einen ans 0 beschriebenen, durch den vorgeschriebenen Sperrkegeldrehpunkt A₁ gehenden Kreis und erhält hiermit die Länge des Sperrkegels und hat nun B nach Blf mit A nach At zu drehen, wie durch den Pfeil angedeutet, um in A{ B₁ die richtige Lage der Stützlinie zu erhalten. Dieselbe Construction ist in beiden Fällen durchzuführen, wenn bei bestimmter Länge des Sperrkegels der Drehpunkt desselben in eine bestimmte Gerade fallen soll. Der Drehungs-kreis wird dann, nachdem die Länge des Sperrkegels BA aufgetragen ist, durch A gezogen und ergibt im Schnittpunkt mit der vorgezeichneten Geraden die Lage des gesuchten Drehpunktes At. In Fig. 4, Taf. I, ist die letztere Aufgabe unter Voraussetzung der Gl. (11 gelöst. Es lässt sich übrigens int letzteren Falle mit Hilfe des an beliebiger Stelle zu zeichnenden Dreieckes OAB (Fig. 5, Taf. I) direct die Entfernung a des Sperrkegeldrehbolzens vom Radmittelpunkt bestimme», sobald L gegeben ist und umgekehrt.

Bezeichnet man ferner, unter Berücksichtigung der Cotierung in Fig. 2, Taf. I, mit

d den Durchmesser des Sperrkegeldrehzapfens in Millimeter, l die Länge desselben in Millimeter,

S die Beanspruchung desselben in der stärkst gespannten Faser in Kilogramm auf einen Quadratmillimeter Querschnitt, d‘ den Durchmesser der Sperradwelle in Millimeter,

S' die Beanspruchung derselben durch Torsion in der stärkst gespannten Faser in Kilogramm auf einen Quadratmillimeter Querschnitt, unter Rücksichtnahme auf die nicht weiter in Rechnung gezogene

Biegung,

(12

.P.l

so erhält man nach den bekannten Regeln der Festigkeitslehre die Gleichungen ' ³'~W

jt. s

zu deren Specialisierung man nehmen kann l = b,

S = 6 bis 7,5 kg;mm- für Schmiedeisen,

aS" — 2 bis 4 kglmm² für schmiedeiserne Wellen der Winden und Krahne, ersteres für dünnere, letzteres für dickere,

S" = 1 bis 2 kglmm² für schmiedeiserne Transmissionswellen.*)

(14

Für S — 7,5 kgjmm² ergibt sich nach Ausrechnung der Konstanten nach Gl. (12 der Durchmesser des schmiedeisernen Sperrkegeldrehzapfens d = 0,879 VP l

und für S‘ = 2 kg/mm² ans Gl. (13 der Durchmesser der schmiedeisernen Welle

(15**)

d‘ = 1,366 VAP . R

*) Hier gilt der kleinere Wert für dünnere Transmissionswellen und solche, welche durch größere Entfernung der Lagerung eine größere Beanspruchung auf Biegung erfahren, weil die rechnungsmäßige Verfolgung der letzteren im allgemeinen zu umständlich ist, obwohl in speciellen Fällen die graphische Berechnung auf Torsion und Biegung der Vorstellung sehr förderlich ist. Hierbei kann bis S = 6 kglmm² für das ideelle Biegungsmoment zugelassen werden.

Man kann jedoch auch der Beanspruchung auf Biegung dadurch Rechnung tragen, dass man den nach Gl. (13, (15 oder (17 für S* = 2 kg/mm² berechneten oder dazugehörigen Tabelle entnommenen Durchmesser entsprechend größer annimmt, u. zw. um 20 mm stets bei besonders kräftig zu dimensionierenden ersten Wellen.

18 mm bei dünnen Transmissionswellen 15 mm bei gewöhnlichen Transmissionswellen von 40 „ 60 mm 10 mm „

5 mm „

bis 40 mm Durchmesser.

„ 60 „ 90 mm „ 90 „ 110 mm

Für lange Transmissionswellen aus Schmiedeisen erhält man unter Berücksichtigung der Verdrehung die Gl.

* hasi

d‘ =

v-

16

ji. S‘

.P R

(13

dl = 120

welche für — < 1 größere Werte ergibt als obige Gl. (17. Die Entfernung der

Wellenlagermittet nehme man normal bei gewöhnlichen Transmissio ns wellen bis 50 mm Durchmesser, 1,5 bis 2 m, von 50 bis 70 nrm Durchmesser gleich 2,25 bis 2,5 m und bei stärkeren gleich 2,5 bis 2,75 m und lege die Hauptantriebscheibe neben ein Lager oder zwischen zwei dicht angeschobene Lager. Größere Lagerentfernungen sollen nur in Ausnahmsfällen angewendet werden.

**) Will man statt dem dieser Gl. zugrunde liegenden Wert von S* — 2 kg/mm* einen größeren oder kleineren S" anwenden, so hat man den aus Gl. (15 berechneten

der abgerundet

Bei den Motorenkupplungen ist (PR) nicht direct gegeben, dafür aber ist die Anzahl der zu übertragenden Pferdestärken N und die minütliche Umdrehungszahl der Welle n bekannt und man erhält hieraus

PR = 716200.

(16*)

Substituiert man den Wert von (PR) aus Gl. (16 in (15, so erhält man zu directer Berechnung von d‘ aus (-^) wieder unter Voraussetzung von S¹ = 2 kgl mm²

(17

d‘ -    122

Die Durchmesser d und d‘ werden passend abzurunden sein und ist bei den Abrundungen im folgenden die Scala der vom österr. Ingenieur- und Architekten-Verein festgesetzten Kalibermaße zu Grunde gelegt, für welche die folgende Tabelle der Wellendurchmesser

Wert mit

zu multiplicieren, denn es ist sodann nach Gl. 13, wenn bet S“

entsprechende Wellendurchmesser mit d“ bezeichnet wird

d‘ = \s-™-.PR

y 71 S‘

d" =    — . PR

V 71S“

und man erhält durch Division dieser beiden Gl.

d" ff S‘

#~V 'S*

und somit

*) Es ist nämlich, da hier R in Millimetern erscheint, und 75 Meterkilogramm gleich einer Pferdestärke sind (75 mk — 1 PS):

(—)

\1Q00/

.n.P

60.75

und daraus folgt

P.R =

60.75 . 1000 N

2 7t

PR = 716200.—

nach Gl. (15 und (17 berechnet ist. Die Durchmesser über 100 sind nach Zehnern abgerundet.⁷)

mm

Tabelle für schmie-eiserne Wellen.

d⁴ = 1,366

^ PR = 122 j/^s' = 2 kg/mm2⁸)

d⁴

PR

dl

PR

6859

CD

CT.

8612

10603

12868

14112

16837

18322

25133

29094

35785

43429

49088

55217

65335

84823

IJIIüIüilüil

S23S83 83Sslg||§§

iiiiiSiiSSiiiSi

Der Sperrkegel ist entweder auf Druck beansprucht, wie in Fig. 1, Taf. I, oder auf Zug, wie in Fig. 8, Taf. I, und wird nach dem Gefühle gezeichnet.

Lässt sich der Sperrkegel nicht ohne weiters mit der Hand anfassen, so wird er mit Handgriffen versehen, wie in Fig. 9 und 10, Taf. I, oder er wird durch eine Zugstange bewegt, wie in Fig. 1 bis 3, Taf. II. Diese Theile werden ebenfalls nach dem Gefühle gezeichnet.

gezeichnet.

durch

Sperräder für ausnahmsweise hohe Beanspruchung erhalten Seitenscheiben zur Verstärkung der Zähne, wie in Fig. 4, Taf. II, gezeichnet, oder sie werden, wie auch solche mit sehr feiner Theilung, aus Schmiedeeisen hergestellt und erfahrungsgemäß dimensioniert.

1. Beispiel. Das Sperrad vom Halbmesser R sitzt auf der Trommelwelle eines Windwerkes. Die Last Q — 550 kg hängt am Trommelhalbmesser q = 90 mm (Fig. 5, Taf. II). Es sind die Hauptdimensionen des Sperrwerkes zu bestimmen, welches in der Detailconstruction nach Fig. 2 und 3, Taf. I, ausgeführt werden soll. Die Beanspruchung des Sperrades soll betragen S = 1,5 kg\mm², jene der Trommelwelle S‘ = 3 kgl mm⁹. Das Sperrad soll 13 Zähne erhalten.

Nach Fig. 4, Taf. II, ergibt sich für den Gleichgewichtszustand

P ft ÄQ^Of)

PR — Qq = 49500 und hiermit — =    = 3807

und wenn man die Tabelle S. 14 für die Sperradtheilung benützt, so hat man

<?)

darin in der Rubrik L — 1,5 kg\mm², und man erhält

die Zahl 3807 : 1,5 = 2538 zu suchen, weil hier

(i)=

14; t — 43,982 mm.

Mit Benützung der Tabelle S. 18 für den Wellendurchmesfer ergibt sich, indem man darin in der Rubrik (PR) die Zahl 49500 : 1,5 = 33000 aufsucht, weil hier

— 1,5 sich ergibt,

3

= 2 kgl mm² und —

S⁴ = 3 kg/mm², in der Tabelle aber S"

für den zunächst liegenden Wert PR — 35785

d! — 45 mm.

Ohne Benützung der Tabellen erhält man nach Gl. (9

3807 = 3,23

vu

v»

3807 _

43,928

t = 3,23

und hiermit, bei Abrundung auf eine ganze Stichzahl der Scala nach Tabelle S. 14 11; t = 43,982.

wie zuvor    —

Die Gl. (13 ergibt für den Wellendurchmesser

J-.49500 = 43,8

d‘ = ^J ~~jgi-PR = jZ⁴⁹⁵⁰⁰ = 1,366

und somit, bei Abrundung auf ein Kalibermaß nach der Scala der Tabelle S. 18 wie zuvor d — 45 mm.

.14 — 91 mm.

Man erhält ferner nach Gl. (2 den Halbmesser des Sperrades Die Zahndimensionen sind

X — 0,35 t — 15,4    15 mm; b — 0,8 t — 35,2    35 mm;

h — 0,7 t = 30,8    31 mm.

Endlich wird nach Gl. (10 für die Zeichnung der Zahnflanken bei schneidender

Stützlinie

r — 0,25 R — 23,75    23 mm; s — 1,25 r — 28,75    29 mm

und die Länge des Sperrkegels L ergibt sich aus der Zeichnung nach Fig. 3, Taf. I.

— 544 kg und hiermit erhält

Nun wird der Stützendruck P —

man nach Gl. (14 für den Sperrkegeldrehzapfen von der Länge

1=6.= 35 mm; d = 0,879 \/pJ = 0,879^544.35 =* 23,47    23 mm

nach Kalibermaß abgerundet. Zur Befestigung kommt nach der Whitworth'schen Scala die Schraube Nr. 6, gleich ⁶/s oder ⁸/₄ Zoll englisch in Anwendung.*)

*) In der folgenden Tabelle der Schrauben nach der Whitworth-schen Scala bezeichnet die Nummer der Schraube die Anzahl der Achtelzolle englisch, welche der Durchmesser misst, bis Nr. 16 und von hier ab steigt selbe nach V i e r t e l z 0 l l e n.

Tadelte -er Schrunden noch Whitworths Scala.

Nr. Zoll

dt

engl.

mm

mm

mm

ni

n₂

d*

Für die Zeichnung abgerundet ^

mm h

II

mm

mm

hd jbo

<§* 11

OX

(M N CO CO ^ iC' 00 N QO 05

M)t—lt—‘•1—1|—1|—i|_L|_0.

OCDOQsj05'9«^05MKO

8 3 3 3 g tz ^ L 8 I L 8 8 P L §! S E <, m

^    ^ GX) Ci ^ lo    V) l—i 'üt 'co *05

w    go-i sil⁸

13,49

16,51

17,859

21,11

23,217

27,979

32.94 37,703 42,465 47,228 51,99 56,356 61,515 66,53 71,75

76.95

4,723 6,107 7,492 8,740 9,990 12,918 15,797 18,611 21,334 23,929 27,104 29.503 32,678 35,280 37,840 40,380 43,430 82,5 49,020 88,0 55,370 95,0 60,450 103,0 66,800 112,0

m 3 § 3 g £ £ fc 8 I 2 # g JS S S 5 ES;

IO CO OX w GO 05 Ox W M 'X) QO Cl tS b Vj m üi

__Ox    üx Ox    Qi    gn 01

45

70

115

150

200

330

500

691

91i

1141

1471

1741

2141

2491

2860

3261

3771

4801

6141

7300

8920|

Das Gewinde ist mit englischem Schneidzeug nach englischem Maße hergestellt und erfordert bloß nummerierte Lehren zur Messung. Der Durchmesser des glatten Bolzens d₂ wird zweckmäßig etwas größer als jener des Gewindes, damit letzteres bei eingepassten Schrauben leicht durch das Bolzenloch hindurchgehe,

2. Beispiel. Das Sperrad vom Halbmesser R sitzt auf der zweiten Vorgelegewelle eines Windwerkes mit doppelter Räderübersetzung (Fig. 6, Taf. II). Die Last Q = 1250 kg hängt am Trommelhalbmesser q — 120 mm. Es sind die Hauptdimensionen des Sperrwerkes zu bestimmen, welches nach Fig. 9 und 10, Taf. I, an der Innenseite des Windenständers angebracht ist, derart, dass der Sperrkegel sich auf die obere Ständerverbindung stützt. Die Beanspruchung des Sperrades soll betragen S =1 kgjmm², jene der Sperradwelle (zweite Vorgelegewelle) S‘ == 2 kg\mm². Das Sperrad soll 13 Zähne erhalten. Die Zahnräder des Windwerkes erhalten die Zähnezahlen zx = 13; z₂ = 49; z₈ — 13; z₄ = 78. Der Halbmesser der Windenkurbeln beträgt a — 400 mm und die Kraft K am Kurbelhalbmesser werde mit 20% Zuschlag für die Reibungswiderstände berechnet, also nach Fig. 6, Taf. II, aus der Gleichung:

j_R±_Rs_

j- & = -1.56 = 11,2 12 mm,

■still

GO-

c) Egalisierräder.

Die Beanspruchung S in der stärkst gespannten Fase

Irls

.M

89

Na = 1,33 .

. D^.c,

4, Herstellung der Pressen. Als Gussstück speciell

4*

¹

Ter Druck von einer Atmosphäre gleich 1 kgjcm² entspricht einem Barometerstand tmit 735,5 mm, wogegen der Druck einer nunmehr sogenannten alten Atmosphäre gleich 760 mm Barometerstand, gleich ist: 1,033 kgjcm² — 1,033 aU Gegenwärtig ist in Österreich und Deutschland die Atmosphäre gleich 1 kg lern² = 1 at gesetzlich als Maß der Dampfspannung bei Dampfkesseln zugrunde gelegt.

²

In folgender Tabelle sind die durchschnittlichen specifischen Gewichte der wichtigsten Maschinenbau-Materialien zulammengestellt.

³

Beispiel. Wie schwer ist ein gusseiserner Würfel von 300 mm Seiten

⁴

länge, wenn das specifische Gewicht des Gusseisens mit 7,3 in Rechnung genommen wird?

⁵

Für die Seitenlange a —3 dm beträgt das Volumen des Würfels V=a⁹ = 27 dm³

⁶

Aus Fig. 1, Taf. I, ergibt sich, da der Winkel OEB = 90° 0E = 0B.sin ß

und tuet! OE=r und ÖB==R♦ nun ist aber bekanntlich

\ i + tg* ß

⁷

Die Kalibermaße unter 26 mm sind:

5, 7, 8, 10, 12, 13, 14, 15, 16, 18, 20, 23, 25 (Zeitschrift des österr. Ing.- und Arch.-Vereins 1874, Jhg. XXVI., S. 60).

In Fig. 6, Taf. I, ist ein Kaliberbolzen mit dem zugehörigen Kaliberring

⁸

Soll die Beanspruchung S⁴⁴ statt S" = 2 kg\mm² betragen, so hat man die in Berechnung stehenden Torsionsmomente mit    F multiplicieren oder

zu dividieren, und die so reducierten Momente in der Tabelle aufzusuchen.

⁹

und weil das Gewicht von 1 dm³ Gusseisen p — 7,3 kg, so ist das Totalgewicht des Würfels

1,2.-^-A.-X<2 = 20fc<7.

a z₂ z₄    J

K= 1,2

j_R±_Rs_

ö R₂ R^

— . Q . q = 25000; demnach wird für z — 13; z₄

— 1923 und dem entspricht nach der eben für S — 1 kgjmm² berechneten

R₄

Das Sperrad hat das Torsionsmoment von Seite der Last auszuhalten, nämlich: PR = ^. Q.? =

Tabelle S. 14:

(i)=

14; t = 43,982    44 mm.

Hiermit wird nach Gl. (2:

2"

.14 — 91 mm.

und ist nach Kalibermaß abgerundet. Die Sch rauben kopfhöhe wird bei Kopsschrauben gleich der Mutterhöhe h d. i. gleich dem äußeren Gewindedurchmeffer d und bei Mutterschrauben gleich 0,7 d. Die in der Tabelle angesetzten Werte der Tragfähigkeit P sind für die Zugbennspruchung S — 2,8 kgjmm² (nach Morin) und für S — 2,5 kgjmm² (nach Reuleaux) im Querschnitt des Gewindekernes berechnet

nach der Formel P —    woraus sich bei gegebener Belastung P der Kern

durchmesser dx der entsprechenden Schraube ergibt: dx = 0,67 \!P beziehungsweise dx — 0,7VP. Die Unterlegscheiben werden am besten cylindrisch, mit gerundeter Kante, abgedreht und im Durchmesser gleich ⁴/₃, in der Höhe gleich lfxo der Schlüsselweite D ausgeführt.

Die Schrauben von ¹I₄ bis l¹/* Zoll sind übereinstimmend mit der vom österr. Ingenieur- und Architekten-Verein festgestellten Scala, welcher auch die zugehörigen Schlüsselweiten entnommen sind (Zeitschrift des österr. Ing.- und Arch.-Vereins 1874, Ihrg. XXVI., S. 64); jedoch sind auch die Schrauben Nr. 2Vs und Nr. 3Vs in die Tabelle aufgenommen, welche sowie die übrigen dem Gebrauche in der Praxis mit einer nach der Formel D = 5 mm +1,4 d berechneten Schlüsielweite entsprechen. In der Tabelle bezeichnen noch nx die Anzahl der Gewindgänge auf 1 Zoll englisch, ??₂ die Anzahl der Gewindgänge auf 127 mm. In der Zeichnung ist nur zu rotieren: die Schraubennummer, d₂ und die Schraubenlänge.

und somit

25000    ^ _

-gj— = 274,7 ^ 275 kg,

d. i. der Druck des Sperrkegels auf die Ständerverbindung, welche schon aus anderen Gründen stärker wird.

Die Sperradwelle wird beim Aufwinden der Last Q annähernd durch das Torsionsmoment seitens der Handkurbeln:

•K.

PR = ^-.K.a = —.K.a = 30154

-i

beansprucht und dem entspricht nach der eben für S⁴ = 2 kg/mm² berechneten Tabelle S. 18 der zunächstliegende Wellendurchmesser d⁴ = 42 mm.

Die Sperrkegellänge bestimmt sich wie im vorhergehenden Beispiele durch die, vermöge der Disposition der Ständerverbindung, gegebene Lage seiner Drehungsachse.

3. Beispiel. Es sind die Dimensionen des Sperrwerkes der Pouyer'schen Kupplung allgemein zu bestimmen, für die Übertragung von N Pferdestärken bei n Umdrehungen in der Minute, unter der Voraussetzung, dass die Beanspruchung der Sperradzähne S — 0,75 kg\mm², und jene der zugehörigen Transmissionswelle S" = 2 kg\mm² betrage. Das Sperrad soll 13 Zähne erhalten.

Nach Gl. (9 erhält man für das Sperrad die Theilung unter obiger Voraus

setzung :

t = 3,23

\/PR = 1,51

und nach Gl. (15 für den Wellendurchmesser d‘ — 1,366 \/PR, somit durch Sub-stitution:

z = S-rf' = 1'105d'

und ferner nach Gl. (2 für den Halbmesser des Sperrades

13.1,105 2.3,142

d⁴ — 2,25 d';

endlich für die Zahnbreite des Sperrades

6 — 0,8 t = 0,8.1,105 d' = 0,884 d⁴ ^ 0,9 d4 übereinstimnlend mit der Cotierung in Fig.3und4, Taf. III. Hierbei sind die ferneren Zahndimensionen: X = 0,35 t; h — 0,7 t. Macht man die Stützlinie wie in Fig. 4, Taf. I, tangierend an den Sperradkreis, so wird das Dreieck A OB (Fig. 5, Taf. I) rechtwinklig und man erhält: a* = R²-\-L²r woraus a = \Aß² + L² und wenn man    L = 0,9 R, so wird ferner a — Vl,81 R² = 1,35 R; o^ei* abgerundet

L = 2 d⁴ und a = 3 d⁴, ebenfalls übereinstimmend mit der Cotierung in Fig. 3 und 4, Taf. III.

4. Herstellung der Sperrwerke. Das Modell des Sperrades wird zum Gusse wie das eines gewöhnlichen Zahnrades eingeformt. Gewöhnlich werden nur die Sperrwerke der Kraftmaschinen nach dem Gussputzen mit besonderer Genauigkeit hergestellt, derart, dass Sperrkegel und Flanke auf Minium aufgepasst mit Meißel und Feile bearbeitet werden. Die

Sperrwerke der Schaltmechanismen zeigen wohl ebenfalls fast durchwegs bearbeitete Flächen, wobei jedoch in der Regel nicht Zahn um Zahn des Sperrades vom Schlosser in gleicher Weise exact reguliert ist.

Die Sperräder der Windwerke und Kupplungen werden gewöhnlich aus Gusseisen hergestellt, mit im Guss ausgesparten Zahnlücken und Nabenlöchern, und erfolgt die Bearbeitung nur an der Nabe; jene der Schaltmechanismen bei größeren Theilungen ebenso; dagegen letztere bei kleineren Theilungen aus Gusseisen oder Schmiedeisen, mit vollem Kranze gegossen oder geschmiedet und, nach vollständiger Ausführung der Dreharbeit, auf der Räderfräsmaschine gezahnt, durch Eiufräsen der Zahnlücken. Namentlich scharf gezahnte Sperräder letzterer Art (Fig. 7 und 17, Taf. II) werden aus Schmiedeisen hergestellt und, zur Erzielung harter Oberflächen, nach vollständiger Bearbeitung im Einsätze gehärtet.

Der Sperrkegel wird gewöhnlich aus Schmiedeisen hergestellt, voll geschmiedet und entweder nur an der Nabe auf der Verticalbohr-maschine und Drehbank bearbeitet und übrigens vom Schlosser katzgrau gefeilt, oder er wird auf der Shapingmaschine und Ruth stoß Maschine auch allseitig bearbeitet; letzteres ist bei den Schaltmechanismen der Werkzeugmaschinen der Fall, bei welchen auch der Sperrkegel sammt dem zugehörigen Drehzapfen nach vollständiger Bearbeitung im Einsätze gehärtet wird.

Nach beiden Seiten wirkende Sperkegel der Schaltmechanismen erhalten zweckmäßig gewöhnliche Zahnräder mit Cycloidenverzahnung als Sperräder (Fig. 15, Taf. II).

Der Bearbeitung des Sperrkegels geht das Anreißen desselben am An reißtisch voran. Für das Anreißen des Stückes, in welchem die Welle gelagert und der Sperrkegeldrehzapfen befestigt ist, ist allein die Achsenentfernung a maßgebend (Fig. 5, Taf. I). Liegt die Stirnfläche des Wellenlagers mit jener des Angusses für das Zapfenloch nicht in derselben Ebene, so bedient man sich zum Anreißen eines Stangenzirkels mit senkrecht zur Stange verschiebbaren Nadelspitzen.

Ist der Platz neben dem Sperrad auf der Welle desselben auf einer Seite desselben entsprechend weit frei, wie in Fig. 10, Taf. I, so wird zur Befestigung ein Nasen keil (Fig. 11, Taf. I) angewendet, flach (Fig. 12, Taf. I) oder versenkt (Fig. 13, Taf. I), welcher in der Höhendimension schwach conisch ausläuft und einen Anzug gleich Vioo der Länge in der Radnabe erhält; andernfalls wird ein einge-

lassener Keil angewendet, über welchen das Sperrad aufgeschoben wird (Fig. 1 bis 4, Taf. III).¹) Der versenkte und der eingelassene Keil wird zur Hälfte in die Welle und zur Hälfte in die Radnabe eingelassen. Der Keil ist aus Stahl herzustellen.

Bei Anwendung eines flachen Keiles wird die Keilfläche an der Welle vom Schlosser angefeilt, bei versenktem und eingelassenem Keil wird die Keilnuth am besten mittels der Langlochbohrmaschine oder Nuthenfräsmaschine hergestellt. Die Keilnuth in der Sperradnabe wird selten eingemeißelt, gewöhnlich auf der Nuthstoßmaschine eingestoßen und vom Schlosser beim Keileinpassen ausgefeilt.

In Zeichnungen und Skizzen erfolgt die Materialschraffierung am besten wie in Fig. 14, Taf. I, angegeben ist.

II. Die Gremsrverke.

1. Zweck und Arten der Bremswerke. Die Bremswerke dienen, insoweit sie hier in Betracht kommen, dazu, die Geschwindigkeit einer, unter dem Einflüsse einer coustanten Kraft, rotierenden Maschinenwelle möglichst constant zu erhalten oder zu vermindern, eventuell bis auf Null zu reducieren.

Sie finden Anwendung bei Winden und Krahnen, u. zw. als Bandbremsen, oder Lamellenbremsen und bewirken daselbst die Verhinderung eines beschleunigten Abwärtsganges der Last, eventuell das Schweben derselben; ferner kommen dieselben zu gleichem Zwecke als Backenbremsen bei Mühlenaufzügen und Fördermaschinen vor. Band-und Backenbremsen finden auch Anwendung bei lösbaren Kupplungen, sogenannten Frictionskupplungen, an Transmissionen und Windwerkwellen, bei welchen zeitweilig relative Bewegungen der beiden, durch die Kupplung zu verbindenden Wellenenden in Betracht tommett²)

Eine ziemlich complicierte Bremse mit von innen an die Bremsscheibe angepresstem Bremskörper ist die an den Winden von Megy, Echeverria & Bazan in Paris.³)

Bei den amerikanischen Deckenvorgelegen für Schraubenschneiddrehbänke kommen ebenfalls solche Frictionskupplungen vor, um die Anwendung der Leerscheibe zn umgehen und die Riemenverschiebung zu vermeiden.⁴)

Zur Regulierung der Bewegung rotierender Wellen kommen endlich Bremswerke in verschiedener, den jeweiligen Anforderungen entsprechender Anordnung auch bei den Hilfsmaschinen der Textilindustrie vor.

Die Fig. 3, Taf. IV, bis Fig. 9, Taf. V, zeigen Bandbremsen, wie sie bei Winden und Krahnen vorkommen. Eine Lamellenbremse ist in Fig. 7 bis 9, Taf. VIII, dargestellt und bereits bei den Sperrwerken besprochen. In Fig. 2 und 4, Taf. V, sind Bandbremsen mit Holzbelag und in Fig. 10, Taf. V, eine Backenbremse in der bei Aufzügen und Fördermaschinen gebräuchlichen Anordnung dargestellt.

Hinsichtlich ihrer Wirkungsweise unterscheidet man zwei Arten von Bandbremsen, nämlich: Schließungsbremsen (Fig. 3, Taf.IV, bis Fig. 8, Taf. V) und Lösungsbremsen (Fig. 9, Taf. V); bei ersteren muss das Bremsband angezogen werden, um zu bremsen; bei letzteren ist die Bremse im gewöhnlichen Zustande festgezogen und die gewünschte Bewegung kann erst nach Lösung der Bremse eintreten. Letztere sind bei bedeutenden Kräften den ersteren der größeren Sicherheit wegen vorzuziehen. Die Spannung des Bremsbandes erfolgt hierbei durch das Eigengewicht des Hebels oder durch ein entsprechendes Auf-stcckgewicht (K Fig. 9, Taf. V).

Hinsichtlich der Spannungsweise des Bremsbandes unterscheidet man drei Arten der Bandbremsen, nämlich: Einseitig gespannte Bremsen (Fig. 3, 10 und 11, Taf. IV, bis Fig. 1 und 2, Taf. V), bei welchen nur ein Bremsbandende angezogen wird; zweiseitig gespannte Bremsen (Fig. 3 bis 8, Taf. V), bei welchen gleichzeitig beide Bremsbandenden angezogen werden; endlich Differenzialbremsen (Fig. 7, Taf. IV, und Fig. 9, Taf. V), bei welchen das

eine Bremsbandende am längeren Hebelarm angezogen, das zweite am kürzeren Hebelarm nachgelassen wird. Die Differenzialbremsen ermöglichen die Bremsung mit dem geringsten äußeren Kraftaufwand am Bremshebel und kommen deshalb insbesondere zur Abbremsung größerer Kräfte in Anwendung.

Eine besondere Art der Backenbremsen ist auch der Prony'sche Zaum (Fig. 1 bis 4, Taf. VI), nämlich diejenige Bremsvorrichtung, welche angewendet wird, um den von einem Motor an die bezügliche Welle abgegebenen Nutzeffekt direct zu messen.*)

2. Haupttheile der Bremswerke. Die Haupttheile der Bandbremsen bilden die Bremsscheibe, das Bremsband und der Bremshebel; jene der Backenbremsen, dieBremsscheibe, der Bremshebel mit dem Bremsbacken und die Zugvorrichtung

*) Siehe hierüber: Die Untersuchungen an Dampfmaschinen und Dampfkesseln rc. auf der Gewerbe-Ausstellung in Düsseldorf 1880. Herausgegeben von H. v. Reiche. Aachen 1881.

In Fig. 1 bis 4, Taf. VI, ist der größere der beiden auf der Gewerbe-Ausstellung in Düsseldorf angewendeten, von Prof. Radinger angegebenen Bremszäume vorgenannter Quelle entnommen, welcher dazu verwendet wurde, den Nutzeffect der Dampfmaschinen von 30 bis 100 Pferdestärken zu ermitteln. Die Bremsscheibe ist zweitheilig durch Zersprengen des Kranzes nach dem Guss. In die schwach conische Bohrung wurde eine gusseiserne Büchse eingepasst, die mit ihrer Bohrung ans die Schwungradwelle der zu bremsenden Maschine aufgepasst war. Die Bremsklötze bestanden aus Eichenholz, welches mit der Stirnseite die Scheibe berührte. Der Bremshebel drückte mit einem an ihm befestigten Stifte, dessen unteres Ende mit der Wellenachse in gleicher Höhe lag, auf die Brücke B einer Decimalwage D. Der am Brems Hebel angebrachte Katarakt wurde nur beim ersten Versuch benützt, da hierdurch Klemmungen und Reibungen zu erwarten waren und das Anhalten der zu lebhaft spielenden Zunge der Decimalwage mittels der Finger des Beobochters leicht zu erzielen war.

Das Kühlwasser wurde sowohl durch den Trichter am Bremshebel als auch auf den freien Stellen zwischen den Bremsbacken auf die Bremsscheibe geleitet und durch tiefe breite Ruthen in den Laufflächen der Bremsbacken vertheilt.

Bezeichnet nach der Cotierung in Fig. 1, Taf. VI, G den während des Versuches vom Bremshebel auf die Wage ausgeübten Druck abzüglich des durch das Eigengewicht veranlassten, in Kilogramm; L die Hebellänge; n die Umdrehungszahl der gebremsten Welle pro Minute; Nn den abgebremsten Nutzeffect in Pferdestärken 1 PS = 75 mk, so ist

TT . L .

60 . 75

- . G.

zum Anziehen der Bremse. Bei den in Fig. 1 und 6, Taf. V, gezeichneten Bandbremsen ist statt des Bremshebels ebenfalls eine besondere Zugvorrichtung mit Handrad und flachgängiger Schraubenspindel angewendet.

Die Bremsscheibe ist mit Rändern versehen, um das Herabfallen des Bremsbandes zu verhindern, wie in Fig. 2, Taf. IV, oft aber auch glatt cylindrisch wie in Fig. 1, Taf. IV. Dieselbe wird aus Gusseisen hergestellt und besitzt wie ein Zahnrad Arme zur Verbindung des Kranzes mit der Nabe, wie in Fig. 1 und 3, Taf. IV, oder eine Armscheibe. Die Bremsscheibe ist auf der zugehörigen Welle aufgekeilt oder mit einem nebenanschließenden Zahnrad verschraubt, oder mit dem Zahnrad in einem Stück gegossen, wie in Fig. 20, Text. Der Bremshebel ist auf dem zugehörigen Zapfen lose drehbar und nur gegen seitliche Verschiebung durch Bunde, Bundringe oder Scheiben mit Steckstiften, oder endlich durch Scheiben und Muttern gesichert.

Das aus Federstahl oder weichem, gehämmertem Schmiedeisen hergestellte Bremsband ist lose über den abgedrehten Kranz der Bremsscheibe gelegt und mit seinen beiden Enden entsprechend der jeweiligen Anordnung befestigt. Die bezügliche Detailconstruction ist in den Fig. 3 bis 13, Taf. IV, dargestellt.

Wenn bedeutende Kräfte abgebremst werden sollen, so wird das Bremsband mit Eichenholzklötzchen armiert (Fig. 2 und 4, Taf. V), um den Reibungswiderstand zu erhöhen. Bei den Backenbremsen, Fig. 10, Taf. V, kommen Bremsklötze von Eichenholz zur Anwendung.

3. Dimensionsbestimmung. Im Folgenden ist die, für die con-structive Darstellung erforderliche Dimensionsbestimmung für die vorgenannten drei Arten der Bandbremsen und für die Backenbremse mit einem Bremsbacken durchgeführt.

Bezeichnet man bei der Bandbremse unter Berücksichtigung der Kotierung in den bezüglichen Figuren auf Taf. IV und V, mit T die größere der beiden Bremsbandspannungen, in Kilogramm, t die kleinere desgleichen, in Kilogramm,

a den vom Bremsband umspannten Bogen für den Halbmesser gleich der Einheit, oder anders ausgedrückt, das Verhältnis des umspannten Bogens zum Radius der Bremsscheibe,

<p den Reibungscoefficient zwischen Bremsband und Bremsscheibe,

T

- das Verhältnis der beiden Bremsbandspannungen,

e — 2,7183 die Basis der natürlichen Logarithmen,

•ÄTbie für das Gleichgewicht am Bremshebel erforderliche äußere Kraft, ohne Rücksicht auf die Steifigkeit des Bremsbandes und das Eigengewicht des Bremshebels, tu Kilogramm, a, b, L, die zu T, t und K gehörigen Hebellängen in Millimeter,

R den Halbmesser der Brentsscheibe in Millimeter,

P die Bremskraft am Halbmesser R, d. i. die Reibung am Scheibenumfange,⁵)

ß die Breite des Bremsbandes in Millimeter, ö die jDttfc „    „    ,,    „

S bte Beanspruchung des Bremsbandes auf Zug in Kilogramm auf einen Quadratmillimeter Querschnitt, so erhält utait nach den bekannten Regeln über die Reibung folgende Gleichungen:

Durch Verbindung der beiden letzteren Gleichungen ergibt sich

(21

T- 1

und mit Rücksicht auf die Beanspruchung des Bremsbandes

T = ßö'8................

Zn diesen Gleichungen treten noch jene für das Gleichgewicht am Hebel, u. zw.:

T= T

(22

a) für die einseitig gespannten Bremsen (Fig. 3, 10 und 11, Taf. IV und Fig. 2, Taf. V)

(23

K.L — t.b

b) für die zweiseitig gespannten Bremsen (Fig. 3 bis 5 und Fig. 8, Taf. V)

(24⁶)

K.L = tb-\-Ta

c) für die Differenzialbremsen als Schließungsbremsen (Fig. 7,

Taf. IV)

ff

(26*)

KL —tb — Ta

(25

d) für die Differenzialbremsen als Lösungsbremsen (Fig. 9, Taf. V) KxL, = KL+Ta—tb b

— < r

a    J

Bei der Bandbremse in Fig. 1, Taf. V, wird die Zugspannung t direct von der flachgängigen Schraubenspindel aufgenommen; bei jener in Fig. 6, Taf. V ergibt sich als Zug der flachgängigen Schraubenspindel die Resultierende der Spannungen T und t und die Schraubenspindel hat die Richtung dieser Resultierenden zu erhalten, welche sich bei passend gewähltem Winkel co graphisch bestimmen lässt, wie in Fig. 7, Taf. V, gezeichnet.

Bezeichnet man bei der Backenbremse, unter Berücksichtigung der Cot Lernn g in Fig. 10, Taf. V, mit

a den Hebelarm der Bremskraft P am Halbmesser R der Bremsscheibe, K den Zug der Schraubenspindel am Hebelarm L,

12 den Normaldruck zwischen Bremsbacken und Bremsscheibe am Hebelarm b, cp den Reibungscoefficient zwischen Bremsbacken und Bremsscheibe, d‘ den Wellendurchmesser, ß‘ die achsiale Breite der Bremsbacken, so gelten die Gleichungen:

P — cp.yi....................(7

K.L —yi.b — P.a ...............(8

Zur Specialisierung der Gleichungen (18 bis (28 kann man nehmen cp — 0,1 für Schmiedeisen oder weichen Stahl auf Gusseisen, fettig, cp — 0,18 für Schmiedeisen oder weichen Stahl auf Gusseisen, ohne Schmiere,

<p = 0,22 für Eichenholz auf Gusseisen, mit Wasser,

, *) Hierbei hat das Aufsteckgewicht K nur die Steifigkeit des Bremsbandes zu überwinden, um dieses an die Bremsscheibe anliegend zu erhalten, derart, dass zwischen beiden Theilen Reibung entsteht. Diese Bremse besitzt die Eigenschaft, sich selbst bis zum Bruche des Bremsbandes selbstthätig zu spannen. (Siehe hierüber des Verfassers Broschüre „Über die rotierende Differenzialbremse.") Die Kraft Kl am Hebelarme Z, ist die zur Lösung der Bremse erforderliche und muss von Hand oder, wie in Fig. 9, Taf. V, vorausgesetzt, durch Fußtritt ausgeübt werden, wenn die Last niedergelassen werden soll.

(p — 0,4 für Eichenholz auf Gusseisen, ohne Schmiere, a = 0,7.2 je = 1,4je = 4,398 für gewöhnliche Verhältnisse der Bandbremsen (252° Winkelmaß in Graden), x — 1,56 für ein Eisen- oder Stahlband auf gusseiserner Scheibe, fettig, x — 2,2 für ein Eisen- oder Stahlband auf gusseiserner Scheibe, ohne Schmiere,

x — 2,62 für ein mit Holzklötzchen armiertes Bremsband auf gusseiserner Scheibe, mit Wasser,

x = 5,8 für ein mit Holzklötzchen armiertes Bremsband auf gusseiserner Scheibe, ohne Schmiere,

K= 10 bis 20 kg, ß = 40 bis 80 mm,

6 — 2 bis 4 mm, ß‘ = 1,5 d‘⁷)

Ol

£ = 3 bis 4, kgl mm² für ein schmiedeisernes Bremsband,

für ein Stahlband,

R :> 3 d‘ £>i§ 4 d‘ für Bandbremsen,

R 4 d‘ 6is 5 d‘ für Backenbremsen.

Der schmiedeiserne Bremshebel erhält gute Verhältnisse, wenn man mit Mi das Biegungsmoment für den Querschnitt 5, hL bezeichnet und mit Rücksicht auf die Cotierung in Fig. 3 und 4, Taf. IV, setzt:

i-&i V-^i

S₁ — 4 bis bkgjmm2 \ = 2,65^ bis 3bt

¹mm

S = 6 bi» 8

Mb =

(29

K — 2 b₂ — bl

Für den hölzernen Bremshebel nehme man in Gl. (29 Sr = 0,7 kgjmm² und Ä₁ = l,5 6₁ bis .. . .

oder

(30

. . . (31

Der als Stirnzapfen ausgeführte Hebeldrehzapfen und die Charnierbolzen für die Einhängung des Bremsbandes, beide aus Schmiedeisen, können für die Beanspruchung S = 6 bis 7,5 kg]mm² dimensioniert werden.

Für den Stirnzapfen vom Durchmesser d und der Länge l gilt sonach wieder die Gl. (12 resp. (14, wenn unter P die entsprechende Belastung verstanden wird.

Der Charnierbolzen oder Gabelzapfen vom Durchmesser ds und der Länge Z₃ kann entweder nach der Formel

Jl.A.p..............

xS d₃

berechnet werden, welche für S = 6 kgjmm² und Z₃ = 1,1 ds

d₃ = 0,48 VP................

und für S ~ 7,5 kglmm² und l₃ = 1,2 d₃

d₃ = 0,44 VP................

ergibt, oder aus dem gleichwertigen Stirnzapfen (dl) nach der Formel

n.

d₃ =

(32

(33

(34

d₃

(35*)

= 0,63 d

wobei l und l₃ aus der Zeichnung (Fig. 4, Taf. IV) zu entnehmen oder passend zu wählend sind. Die Charnieraugen erhalten radial 0,5 d und achsial 0,4 d als Querschnittdimensionen. Bezeichnet d₀ den äußeren

*) Hierbei ist der Bolzen vom Durchmesser d₃ (Fig. 6, Taf. IV) als auf die Länge 7g gleichförmig vertheilt belastet und an den Enden von 7g freiaufliegend vorausgesetzt. Demnach gilt hiefür die bekannte Festigkeitsgleichung

__ c ü S

8    ⁶⁻32'/s'

welche mit jener für den gleichwertigen Stirnzapfen durch Division auf die Gl. (35 führt, indem sich ergibt

J_ A-A³

4 ' l d³

oder

Diese Beziehung ist darum zweckmäßiger als die directe Berechnung von aus P, weil man bei Dimensionsabrundungen immer den gleichwertigen Stirnzapfen vor Augen hat und für die sich zumeist durch technologische Rücksichten ergebende Länge 7₃ ;> ds der Zapfendruck p — P : (d₃ 7S) jedenfalls innerhalb zulässiger Grenzen liegt.

Durchmesser des Hebelauges, l die Länge und d die Bohrung desselben an der Stelle des Querschnittes hlr so muss fein,

(<Z₀² — d'*) l = 5, V

woraus

d₀ = \Jd>

Es erscheint insbesondere bei den Differenzialbreinsen am zweckmäßigsten, die Hebelarme der Bandbrenisen gleich in die Richtung senkrecht zu den Bremsbandenden der gespannten Bremse zu legen wie gezeichnet und eventuell zur genauen Adjustierung eine Spannvorrichtung (Fig. 5 bis 9, Taf. IV) anzuwenden. Bei den einseitig gespannten Bandbremsen ist es dagegen manchmal behufs Erzielung eines kurzen Hebelarmes Vortheilhaft, denselben schief gegen das Bremsband anzuordnen.

Bezeichnet A die Anzahl der Radarme der Bremsscheibe, h die Höhe und die Dicke in Millimeter, der in der Radebene liegenden Hauptrippe, im Achsenmittel (Fig. 1 und 3, Taf. IV), S die Beanspruchung der stärkst gespannten Faser, so erhält man, weil die Arme auf Biegung beansprucht sind und die Versteifungsrippe außer Betracht gelassen werden kann

PR^ — .ö.hKS.A..........

.Nach guten Ausführungen kann man hiefür nehmen

ch = A; S = 1,67 kg/mm²......

und erhält hiermit aus Gl. (37

1 7............

und durch Verbindung dieser Gl. (39 mit jener (15

4=1,917

h = 2,619

d‘

(36

(37

(38

(39

(40

Für die Anzahl der Arme kann man als Anhalt nehmen

A d‘..................

wobei d‘ nach Gl. (15 bestimmt wird. Die Arme werden gegen den Kranz verjüngt, auf

\ ----- 0,75 h bis 0.8 h

(41

(42

Bezeichnet ferner i die Anzahl der auf Abscherung beanspruchten Nieten, mit welchen das den Zug T aufnehmende Armierungsstück am Bremsband befestigt ist und S die zulässige Beanspruchung auf Abscherung, so ergibt sich der Durchmesser des Nietbolzens d aus der Gl.

(43

d².i.S = T

wobei -8—3 bis 4,5 Jcg/mm² genommen werden kann.

1. Beispiel. Die Bremsscheibe vom Halbmesser R sitzt auf der Trommelwelle eines Windwerkes. Die Last Q — 470 kg hängt am Halbmesser q = 85 mm (Fig. 5, Taf. II). Es sind die Dimensionen der nach Fig. 2 bis 4, Taf. IV, auszuführenden einseitig gespannten Bandbremse zu bestimmen. Die Beanspruchung der Trommelwelle auf Torsion berechnet, soll S' = 3 kg\mm² betragen.

Nach Fig. 5, Taf. II ergibt sich für die Bremskraft P am Halbmesser R

die Gleichung

PR =Q? = 39950 ^ 40000.

Um hiesür mittelst der Tabelle S. 18 den Wellendurchmesser d! zu bestimmen, hat man zu suchen 40000: 1,5 — 26670 und findet hiermit

d! — 42 mm.

Wählt man nun den Halbmesser der Bremsscheibe R = 3,5 d! = 147 ^ 150 mm,

so wird

P= 40000:150 = 267 kg.

Nach Gl. (21 wird nun für r — 2,2; T = 489,5    490 kg und somit

t = T:r = 223^^220 kg. Bringt man ein schmiedeisernes Bremsband zur Anwendung und wählt 4 — 2 mm] S = 4,5 kgjmm²; so erhält man aus Gl. (22 die Breite des Bremsbandes ß — 54,4 55 mm, also einen passenden Wert.

Nimmt man nun annähernd die Belastung des Hebeldrehzapfens gleich \V² + ? = V490² H- 22V² = 540 kg

und wählt die Länge desselben der Zeichnung entsprechend l = 0,75 ß 40 mm, so erhält er nach Gl. (14 den Durchmesser

d = 0,879 X'PJ = 0,879 ^/ö40.40 = 24,6    25 mm.

Für die gleiche Länge l — 40 mm erhält der dem Zug t entsprechende Stirnzapfen den Durchmesser

<Z = 0,879X^0.40 = 18 mm;

sonach erhält der Charnierbolzen für die schätzungsweise angenommene Länge Zs — 15 mm den Durchmesser nach Gl. (35

8,19    10 mm.

d₃ = 0,63.18.

Setzt man nun die Eisendicke des Charnierauges bei t gleich 0,5 d= 9 mm und jene desselben bei T wieder gleich 0,5 d — 12,5 mm, so erhält man den Charnieraugen entsprechend mit 5 mm Zwischenraum die kleinste Hebellänge b == 25 + 14 -f- 5 = 44    45 mm.

Pechan, Leitfaden des Maschinenbaues. I. 3. Anst.

501,2 r/'v- 500 mm,

Nun gibt die Gl. (23 wenn man K—20 kg wählt, 223.45

tb

20

also eine passende Hebellänge, die beibehalten werden kann. Das Biegungsmoment für den Querschnitt {bx hx) wird nun annähernd

Mb = K (L — b) = 20.455 = 9100,

hiermit gibt die Gl. (29, wenn man S₁—ö kgjmm² und hx = 2,65 bx setzt: öi — 12 mm; lix — 31,832 mm.

Es kann somit auch l₃ — 15 mm beibehalten werden, wie angenommen wurde. Wird der Hebel durchaus gleich dick gemacht, um beim Haudgriff nicht zu dünn auszufallen, so wird

b₂ = bx — 12 mm; h₂ = — hx — 16 mm,

wie in Fig. 1, Taf. IV, stricheliert, oder es wird der Hebel dem Gefühle nach geformt und sonach stärker ausgeführt, wie in Fig. 1, Taf. IV, voll ausgezogen.

Wird das Bremsbandende durch 3 Nieten mit dem Charnier verbunden und nimmt man die Beanspruchung der Nieten auf Abscherung S = k,h kgjmm² so erhält man, wenn d den Nietbolzendurchmesser bezeichnet:

3~d‘S=T

woraus

d — 6,8    7 mm.

2. Beispiel. Die Bremsscheibe vom Halbmesser R sitzt auf der zweiten Vorgelegwelle eines Windwerkes mit doppelter Räderübersetzung (Fig. 6, Taf. II). Die Last 9 — 1250 kg hängt am Trommelhalbmesser q = 120 mm. Es sind die Hauptdimensionen der nach Fig. 7, Taf. IV, auszuführenden Differenzialbremse zu bestimmen. Die Beanspruchung der Vorgelegewelle auf Torsion soll S* = 2 kgjmm2 betragen. Die Zahnräder des Windwerkes erhalten die Zähnezahlen zt = 13; z₂ = 49; z₃ = 13; 2-4 — 78; wie im 2. Beispiel S. 21 und man erhält wie dort d* — 42 mm als Durchmesser der Vorgelegewelle.

Nach Fig. 6, Taf. II, ergibt sich für die Bremskraft P am Halbmesser R die

Gleichung

PR =    = —. Q? = 25000.

R₄    z₄

Wählt man wieder den Halbmesser der Bremsscheibe R = 3,5 df = 147 ^ 150 mm, so wird P = 25000 :150 = 167 kg und nach Gl. (21 für t= 2,2; T — 306 kg.

Wendet man ein schmiedeisernes Bremsband an von 2 mm Dicke für S — 4,5 kgjmm², so erhält man aus Gl. (22 die Breite des Bremsbandes

ß — 34    40 mm.

Wählt man nach Gl. (25

2,2, so wird K= 0, das heißt, man

wird mit einer sehr geringen Kraft ausreichen, die Bremse anzuziehen. Die übrige Dimensionsbestimmung erfolgt analog dem vorhergehenden Beispiele, wobei das

Biegungsmoment Mb—T.a für den Hebelquerschnitt (b₁hl) in Rechnung kommt, und der Hebelarm L nach passendem Aussehen gezeichnet wird. Wird bei dieser Bremse eine Spannvorrichtung zur genauen Adjustierung des Bremsbandes angewendet, so ist sie bei dem mit

306

t = —=mkg

gespannten Ende anzubringen, und die Schraube erhält nach der Whitworth'schen Scala (S. 20) für P = 140 kg entsprechend dem nächst größeren Tabellenwer Vs Zoll englisch Durchmesser, also die Nr. 4.

3. Beispiel. Eine Backenbremse nach Fig. 10, Taf.V, dient zur Bremsung der Last Q — 550 kg am Trommelhalbmesser q — 90 mm, Die Bremsscheibe sitzt aus der Trommelwelle. Es sind die Hauptdimensionen der Bremse zu bestimmen.

Die Trommelwelle erhält nach der Tabelle S. 18 für S⁴ = 2 kg\mm² und PR — Qq = 49500 den Durchmesser d⁴ — 52 mm.

Wählt man den Halbmesser der Bremsscheibe R = b.d⁴ == 260 mm,

ferner die am Hebel wirkende Zugkraft

K= 60 kg

und vernachlässigt a, so erhält man nach Gl. 28 annähernd

m _    L N

K'

N . o woraus — — b

Nun wird

P = 49500 : 260 = 190 kg; ^1 =

190

-04 = ⁴⁷⁵ ^

= 7,92^8;

wählt man

b = 150 mm,

so ergibt sich

L = 1200 mm.

Das Biegungsmoment für den Hebelquerschnitt (ö, hx) ist Mb — K.(L — b) = 60.1050 = 63000,

somit wird nach Gl. (29, wenn man für den aus Eichenholz hergestellten Hebel hx = 2 bx und Sx = 0,7 kgl mm

setzt:

bx = 51,3    55 mm; hx = 110 mm,    »

Hiermit wird die Bremse gezeichnet, es ergibt sich aus der Zeichnung a und nun wird nach Gl. (28 L genau bestimmt.

Die Breite der Bremsbacken wird

ß⁴ — 1,5 d⁴ = 78    80 mm,

4. Beispiel. Es sind für die Bremsscheibe im 1. Beispiele S. 33 die Arm-dimensionen zu bestimmen.

Es ist R — 150 mm; PR = 4C000, somit wird nach Gl. (15 der Wellen-durchmesser d‘ = 1,366 \TPR = 1,366 -V^OOOO = 1,366.34,2 = 46,7 mm, also ist nach Gl. (41 die Anzahl der Arme

R 150

dt 464 = ³'²^⁴'

Ferner die Höhe der Hauptrippe im Achsenmittel nach Gl. (39 h = 2,619.

\³/pr _

V A

2,619 .

\³/40000_

V 4

= 2,619-VlOOOO = 2,619.21,54 = 56,4^56 mm, somit wird die Dicke der Hauptrippe nach Gl. (38

¹

Passende Keildimensionen ergeben im allgemeinen für den Wellendnrch messer d⁴ nach der Kotierung in Fig. 12 und 13, Taf. I, die Formeln:

£ = 3 mm -f- 0,25 d⁴; £ = 3 mm + 0,15 d⁴.

²

Siehe hierüber: Reuleaux, „Der Constructeur", vierte Auflage, S.400und863; des Verfassers Broschüre „Über die rotierende Differenzialbremse"; Dinglers Polytechn. Journal, 1880. Bd. 235, S. 10 und über Klomans Frictionskupplung in Dinglers Polytechn. Journal, 1878. Bd. 239, S. 317.

³

Beschrieben und abgebildet in A. Riedler, Personen- und Lastenaufzüge und Fördermaschinen und Uh land, Der praktische Masch inen-constructeur 1877. S. 86?. Taf. 76.

⁴

Siehe hierüber des Verfassers Bericht über die Weltausstellung in Paris 1878: „Maschinen zur Bearbeitung der Metalle."

⁵

Ist nach der (Dotierung in Fig. 1 bis 9, Taf. V, Q die zu bremsende rast am Halbmesser q, so ist P R — Q

⁶

Zur richtigen Einstellung des Bremshebels bei gespannter Bremse ist es zweckmäßig, insbesondere bei Differenzialbremsen, eine Spannvorrichtung anzubringen (Fig. 10 und 11, Taf. IV).

⁷

Die Breite der Bremsbacken und die Projection der von denselben berührten Bogenlänge werden unter gegebenen Umständen nicht zu klein ausfallen dürfen, damit der Flüchendruck nicht zu groß wird. Beim Pronyschen Zaum insbesondere, welcher unter bestimmter bedeutender Umfangsgeschwindigkeit zu wirken hat, ist dieser Umstand zu beachten und dürfte hierbei durch die Zugschraubcn höchstens ein Flächendruck von 0,9 at zulässig sein, bei reichlicher Zufuhr von Seifenwasser oder gewöhnlichem Wasser zur Kühlung.

j- & = -1.56 = 11,2    12 mm,

endlich wird nach Gl. (42 die Höhe der Hauptrippe am Kranze der Bremsscheibe — 0,8 h — 0,8.56 = 44,8    45 mm.

4. Herstellung der Bremswerke. Das Modell der glatten Bremsscheibe wird zum Gusse eingeformt wie das einer gewöhnlichen Riemenscheibe, jenes mit Rändern muss entweder im Mittel senkrecht zur Achse getheilt sein oder einen Rand lose aufgesteckt besitzen. Niedrige Ränder können auch an dem ohne Ränder hergestellten Gussstücke durch Eindrehen der Auflagfläche für das Bremsband hergestellt werden. Die Bearbeitung des Gussstückes erfolgt auf der Drehbank sowohl an der Nabe als auch an der Auflagfläche des Bremsbandes. Die Bremsscheibe wird zuerst auf die Planscheibe gespannt, centriert und ausgebohrt, sodann wird der beiderseits mit vertieft eingebohrten Körnerlöchern versehene Drehdorn eingeschlagen oder mittels der hydraulischen Dornpresse eingepresst, (letzteres in größeren Fabriksetablissements gebräuchlich) und nun erfolgt das Abdrehen auf bem Dorn. Die Auflagfläche des Bremsbandes soll nicht poliert werden.

Das Bremsband wird, aus Schmiedeisen oder Federstahl, soweit gehämmert, dass es sich der Form der Bremsscheibe annähernd anschließt.

Der Bremshebel der Bandbremsen wird aus Schmiedeisen hergestellt, voll geschmiedet, auf der Berticalbohrmaschine gebohrt und sodann vom Schlosser katzgrau gefeilt. Der Handgriff wird gewöhnlich flach, mit abgerundeten Kanten ausgeführt.

Die Charnierstücke werden voll geschmiedet nach dem Anreißen gebohrt, sodann gemeißelt und ausgefeilt oder auf der Ruthstoßmaschine ausgestoßen oder endlich auf der Fräsmaschine ausgefräst und nach vollendeter Bearbeitung an das Bremsband von abgepasster Länge angenietet; ist eine Spannvorrichtung vorhanden, so erfolgt bei der Montierung die genaue Adjustierung der Länge des Bremsbandes. Die Nietenverbindung des Charnierstückes mit dem Bremsbande nach Fig. 4, 5 und 6 Taf. IV, bei welcher der Querschnitt des Bremsbandes gegen das. Ende desselben zwei Nietlöcher enthält, entspricht am besten der hier vorliegenden Kraftnietung, bei welcher nur Festigkeit und nicht Dichtheit in Berücksich-

tigung steht und das Charnierstück entsprechend dicker ist. Bei sechs Nieten würde man hiernach am Bremsbandende drei, im folgenden Querschnitt zwei und zuletzt eine Niete anzubringen haben. Das mit dem Bremsband in einem Stück geschmiedete Charnierauge Fig. 12 und 13, Taf. IV, entspricht wohl der Festigkeitsanforderung am besten, ist aber in seiner Herstellung sehr kostspielig und wohl nur bei einem schmiedeisernen Bremsband gebräuchlich. Zur gleichmäßigen Vertheilung des Nietenzuges durch Reibung wendet man eine gemeinschaftliche Unterlegplatte oder getheilte Zange an, wie in Fig. 7, Taf. IV, gezeichnet. Das Charnierauge mit ganzer Zange, Fig. 3, Taf. V, ist schwieriger herzustellen und fasst das Bremsband schlecht, wenn letzteres nicht sehr streng eingepasst ist. Die Auskeilung erfolgt wie beim Sperrad (S. 23). Für das Anreißen des Stückes, in welchem die Welle gelagert und der Hebeldrehzapfen befestigt ist, ist allein die Achsenentfernung maßgebend.

III. Die Flaschenzüge.

1. Zweck und Arten der Flaschcnzüge. Die Flaschenzüge dienen zum Heben von Lasten auf geringe oder größere Höhen unter Anwendung von Kette und Kettenrollen oder Seil und Seilrollen.

Man unterscheidet hauptsächlich 3 Arten von Flaschenzügen, nämlich: Gewöhnliche Flaschenzüge mit Hanfseil oder Kette also Seilflaschenzüge (Fig. 1, Text, und Fig. 5, 6, Taf. VI) und Kettenflaschenzüge (Fig. 7 bis 10, Taf. VI); Differenzialflaschen-züg e,¹) von welchen am gebräuchlichsten der D i f f e r e n z i a l s l a s ch e n z n g nach Westons Patent, und zwar mit Zug an der Lastrette (Fig. 2, Text) oder mit besonderer Kettenrolle und Zugkette (Fig. 3, Text) oder endlich mit Tangyes Patent-Räderübersetzung, Kettenrolle und Zugkette (Fig. 4, Text), und Eades Patent-Epichcloidal-Flaschenzug (Fig. 5, Text); endlich Schneckenflaschenzüge oder Schrauben-slaschenzüge mit Antrieb durch Schnecke und Schneckenrad (Fig. 6, Text und Fig. 1 bis 6, Taf. VIII).

Die gewöhnlichen Flaschenzüge kommen zumeist in Verbindung mit Windwerken vor. Die anderen Arten der Flaschenzüge dienen znm Heben von Lasten durch direkten Zug eines oder mehrerer Männer an der Zugkette oder dem Zugseil und sie eignen sich hierzu insbesondere, weil sie vermöge der ihnen anhaftenden Reibnngs-widerstände sich selbst sperren derart, dass die Last frei schwebend bleibt, sobald die Zugkette oder das Zugseil frei gelassen wird und somit die Bewegung der Last sowohl aufwärts als abwärts nur durch entsprechend starken Zug an der Zugkette oder dem Zugseil bewerkstelligt werden kann.

2. Hanpttheile der Flaschenzüge. Sämmtliche vorgenannten Flaschenzüge, mit alleiniger Ausnahme jenes von Grabe, haben als Haupttheile die beiden Flaschen oder Rollengehäuse, nämlich die obere mit dem Traghaken und die untere mit dem Lasthaken; jener von Grabe aber hat nur ein Rollengehäuse mit Traghaken und dem Lasthaken direct an der frei herabhängenden Lastkette.

Flasche.

Bei den gewöhnlichen Fla schen-zügen befinden sich zumeist drei Rollen in jeder Flasche, über welche das Seil oder die Kette ivechselweise geschlungen ist. Ein Seil- oder Kettenende ist an der oberen Flasche mittels eines Öhrs befestigt und das zweite Ende dient als Zugorgan. Die Rollen drehen sich lose auf ihren Achsen und die Haken sind drehbar in den die Außenbleche und Laschen verbindenden Traversen befestigt, wie die Figuren 11 bis 13, Taf. VI, zeigen Zum Schutze gegen das Herabfallen des Seiles oder Fig. l. Seilflaschenzug der Kette sind auch zwischen je zwei Rollen Bleche mit 3 Rollen in jeder eingelegt und diese sammt den Außenblechen zur Absteifung durch Stchbolzen verbunden, wie in Fig. 5 bis 10, Taf. VI, ersichtlich.

Bei dem Differenzialflaschenzug nach Westons Patent, dessen Detailconstruction die Figuren 14 bis 16, Taf. VI, zeigen, enthält die obere Flasche zwei in einem Stück gegossene Kettenrollen, von ver-schiedenen Durchmessern (Fig. 14, 15, Taf. VI), welche an den Spurkränzen gezahnt sind, um das Ablaufen der Kette zu verhindern (Fig. 7, Text). Die untere Flasche (Fig. 16, Taf. VI) enthält nur eine am Spurkranz glatte Kettenrolle lose drehbar am zugehörigen Bolzen. Über diese drei Rollen ist eine Kette ohne Ende geschlungen, derart, dass die tragenden Kettenstücke nach entgegengesetzter Richtung von den beiden Rollen der oberen Flasche ablaufen, wie in Fig. 2, Text, zu ersehen. Der Haken und die Rollenachse sind in der ein einziges Stück bildenden Flasche oder dem Kloben befestigt.

Fig. 4.

Fig- 8.

Fig. 2.

iS

kJ

Mit^Zug an der Lastkette.

Mit Zugkettenrolle.

Westons Patent-Differenzialflaschenzug. (Fig. 2 bis 4.)

Mit Tangyes Patent-Räderübersetzung.

Bei Eades Paten't-Epicchciloidal-Flaschenzug, dessen Detail-Construction die Figuren 1 bis 8, Taf. VN, zeigen, enthält der Kloben auf dem feststehenden Rollenbolzen lose drehbar eine Rolle für die Lastkette und eine zweite, größere, für die schwächere Zugkette. Beide Rollen sind au den Spurkränzen gezahnt. Erstere ist mit einem innen verzahnten mit ihr concentrischen Rade in einem Stück hergestellt; die

Nabe der letzteren ist an der ersterer zugewendeten Seite, excentrisch abgedreht und auf dem so gebildeten Excenter ist lose drehbar ein außen verzahntes Rad (Treibrad), welches in das früher genannte innen ver-

.............................................

"'Ir

fj{

[]

(:)

()[}()

)[:)!!

lü

ii

()(:)

Eh

Si

Fig. 6. Beckers Patent-Schneckenflaschenzug.

Fig. 5. Eades Patent-Epicycloidal-flaschenzug.

zahnte eingreift, jedoch um einen Zahn weniger hat als dieses, durch angegossene Lappen mm an der Drehung gehindert ist und durch die Drehung des Excenters nur nach zwei zu einander senkrechten Richtungen verschoben werden kann. Die beiden in Fig. 2, Taf. VII, gestrichelt gezeichneten Lappen mm des außen gezahnten Rades r₂ greifen nämlich in den horizontalen Schlitz der Krenzschleise s ein, die im vertikalen Schlitz unten am Stehbolzen und oben an einem Ansätze des Klobens geführt, vertieal verschiebbar ist. Oben ist wieder der Traghaken in dem,

/!

x.

Nj

CS

xN

sXV

Fig. 7. Kettenrad-Construction.

ein einziges Stück bildenden Stuben befestigt. Die über die zugehörige Rolle gelegte Lastkette trägt an jedem der beiden frei herabhängenden Enden einen Lasthaken, an deren einem die zu hebende Last angehängt wird.

Beckers Patent-Schneckenflaschenzug (Fig. 6, Text und Fig. 4 bis 6, Taf. VIII) enthält die Kettenrolle für die Lastkette mit einem Schneckenrade verbunden; in dieses greift eine Schnecke, deren

Achsendruck Beckers Patent-Drucklager mit tonischer Frictionsbremse aufnimmt. Ans der Schneckenwelle ist die Kettenrolle für die Zugkette freitragend aufgekeilt. Ein am Kloben befestigtes Führungsstück dient dazu, die Zugkette gegen das Herabfallen zu schützen. Beide Kettenrollen sind am Spurkranz gezahnt. Die Klobenbildung und die Anbringung des Traghakens sind aus Fig. 6, Text, zu ersehen. Die untere Flasche enthält wieder eine nicht gezahnte Kettenrolle. Die Lastkette ist mit dem einen Ende über die zugehörige Kettenrolle im oberen Kloben gelegt, mit dem zweiten Ende an diesem Kloben angehängt. Wie in Fig. 5 und 6, Taf. VIII, zu ersehen ist, befindet sich an der Schneckenwelle w, der Frictionsconus a, welcher mit dem Gegenconus (Hohlconus) des Sperrrades b eine Frictionsbremse bildet. Die Schneckenwelle w besitzt neben dem Frictionsconus a den Stirnzapfen c und ist hiermit in dem hohlen Spurlagerzapfen d gelagert, zu welchem die Sperradnabe ausgebildet ist. Letzterer überträgt den Druck in achsialer Richtung auf die in das Lagergehäuse eingeschraubte Druckschraube s mit Gegenmutter g. In die Verzahnung des zwischen dem Frictionsconus a und die Druckschraube e lose eingelegten Sperrades b greift der durch eine Feder angedrückte Sperrkegel / ein. Das Lagergehäuse bildet einen Theil des Flaschenzugsbügels. Letzterer, das Sperrad mit seinem Spnrzapfen und das Kettenrad für die Lastkette (z, r Fig. 4 und 5, Taf. VIII), sind aus Stahlguss hergestellt.

Durch den Achsialdruck, welchen die Last durch das Schneckenrad z2 mittels der Schnecke s auf die Schneckenwelle w ausübt, wird der Frictionsconus a in den Gegenconus des Sperrades b hineingepresst und durch die hierbei entstehende Reibung im Verein mit jener zwischen der Schnecke und dem Schneckenrade die Last schwebend erhalten, da das Sperrrad durch den eingreifenden Sperrkegel / an der Zurückdrehung verhindert ist. Beim Abwärtsbewegen der Last muss diese Reibung durch Ziehen an der über die Zugkettenrolle R herabhängenden Zugkette überwunden werden.

Wird jedoch, durch Ziehen an der Zugkette in entgegengesetzter Richtung die Last gehoben, so wird das Sperrad durch die zwischen demselben und dem Frictionsconus a vorhandene Reibung mitgenommen, wobei sich der Spurzapfen d im Lagergehäuse dreht und infolge des achsialen Druckes außer der Reibung zwischen der Schnecke und dem Schneckenrade nur die äußerst geringe Reibung zwischen dem Stützzapfen und der Druckschraube e zu überwinden ist. Vermöge der großen Steigung der Schnecke (ca. 20° Steigungswinkel) ist auch die Reibung an dieser

soweit verringert, dass man bei diesen Flaschenzügen auf einen ziemlich hohen Wirkungsgrad rechnen kann (60 bis 65$ Nutzeffect).

Luders' Patent-Schneckenflaschenzug ist in Fig. 1 bis 3, Taf. Vni, dargestellt. Derselbe unterscheidet sich von dem vorbeschriebenen in der Detailconstruction und insbesondere dadurch, dass das Sperrad b (Fig. 8) mit ebenen Reibungsflächen zwischen die beiden ebenfalls ebenen Frictionsscheiben a und c lose eingeschoben ist (Patent-Friction) und der Spurzapfen d mit der Frictionsscheibe c ein Stück bildet. Dieser ebenfalls hohle Spurzapfen ist über das Ende der Schneckenwelle w aufgeschoben und durch Ruth und Feder in der Achsenrichtung verschiebbar, in der Drehungsrichtung jedoch verkuppelt. Den Achsialdruck des Spurzapfens nimmt die Spurscheibe e auf. Der Sperrkegel greift durch eine Feder in das Sperrad ein. Die Schnecke ist mit der Welle aus einem Stück Stahl geschmiedet, und das auf der Drehbank geschnittene Gewinde gehärtet (ca. 20° Steigungswinkel). Das Schneckenrad und das Kettenrad (Kettennuss) sind von Gruson'schem Hartguss, dagegen der Flaschenzugsbügel (die Flasche) ans sehnigem Schmiedeisen und das als Frictionsscheibe dienende Sperrad aus Bronze und mit innerer Fettkammer hergestellt. Unterhalb der Schnecke ist ein Ölkasten k angebracht. Auch dieser Schneckenflaschenzug ergibt einen sehr hohen, bis 65$ reichenden Nutzeffect beim Aufziehen der Last, indem sich das ganze Gebilde bestehend aus der Schnecke, Schneckenwelle, den beiden Frictionsscheiben und dem Sperrade, wie ein einziges Stück um seine Achse dreht und die Zähne des Sperrades unter dem Sperrkegel hindurchgleiten. Sobald jedoch die Zugkette losgelassen wird, erfährt die Schneckenwelle durch das Schneckenrad vermöge der Einwirkung der Last eine Rückwärtsdrehung bis der Sperrkegel sich gegen einen Sperradzahn anlegt und die weitere Bewegung verhindert, wonach die Last infolge der eingetretenen Selbsthemmung an der Lastkette ruhig hängen bleibt. Beim Abwärtsbewegen der Last ist wieder mittels der Zugkette die Reibung zwischen den ebenen Anlag-flächen des Sperrades und der beiden Frictionsscheiben zu überwinden. Hierbei werden die sich reibenden Flächen aus der Fettkammer des Sperrrades mit consistentem Fett geschmiert, wonach sich stets ein sanftes Gleiten zwischen denselben ergibt.

Der bedeutende Vorzug von Eade's Patent-Epicycloidalflaschenzug und der Schneckenflaschenzüge gegenüber Weston's Patent-Flaschenzug besteht in der weit geringeren Abnützung der Kettenglieder der Lastkette und dadurch begründeten größeren Betriebssicherheit und Dauerhaftigkeit.

3. Dimensionsbestimmung. Mit Rücksicht auf die Reibungswiderstände und die Widerstände der Steifigkeit des Seiles wird die am freien Kettenende der gewöhnlichen Flaschenzüge oder an der Zugkette oder dem Zugseil der übrigen Flaschenzüge zum Heben einer Last Q wirklich erforderliche Zugkraft K größer sein, als die sich nach den Übersetzungsverhältnissen allein, ohne Rücksicht auf Widerstände ergebende theorethische Kraft K₀ mit) man nennt das Verhältnis

Ko

n K ........

den Wirkungsgrad des Flaschenznges. Hieraus ergibt sich

K =

(44

(45

— .K0 V

Beim Seilflaschenzug wird der Wirkungsgrad um so kleiner, je größer der Seildurchmesser ist, beim Kettenflaschenzug hingegen ist er, wenn Rollen- und Zapfenhalbmesser dem Ketteneisendurchmesser proportional sind, von diesem Durchmesser unabhängig.

Nachstehende Tabelle enthält den Wirkungsgrad für folgende Verhältnisse und Bezeichnungen:²)

(46

für Kettenrollen

(47

für Seilrollen

d — Durchmesser des Ketteueiscus oder Hanfseiles in Millimeter, d — Durchmesser der Rollenachse oder des Rollenbolzens, in Millimeter. r — Nollenhalbmesser bis Seil- oder Kettenmittel in Millimeter. d = 83 | r = 103 / d — 6    \

r = 43 /

k” — l

V ~ n (k — 1) kn

n — Anzahl der Rollen beider Flaschen zusammengenommen (in jeder Flasche gewöhnlich 3 Rollen).

(p — 0,08 — Koefficient der Zapfenreibung,

(pl — 0,2 — Koefficient der Kettenreibung.

TabrUe des Wirkungsgrades für dir gewöhnlichen FlaschrnMge.

Anzahl

Hanfseildurchmesser 4 mm

der

20

30

40

50

Kette

Rollen n

Wirkungsgrad rj

OO 02 OX ^

0,776

0,739

0,706

0,645

0,706

0,663

0,624

0,552

0,647

0,598

0,555

0,479

0,597

0,544

0,496

0,422

0,900

0,880

0,863

0,827

Den Durchmesser der Zapfen an der Traverse des Hakens, kann man ebenso groß machen wie den Durchmesser d der Rollenachse, u. zw. mit der Rollenzahl zunehmend für 2 bis 4 Rollen,

(48

a)    für einen Seilflaschenzug: d = 6 6i§ 1,2 6 . . . .

(49

b)    für einen Kettenflaschenzug: d = bis 4,5 6 . . .

Der Seildurchmesser d in Millimetern ergibt sich, wenn S die zulässige Spannung pro 1 mm² in Kilogramm und K = P den Zug am freien Seilende in Kilogramm bezeichnet, aus der Gleichung

(50

~ d²S = P

woraus

'-V

JZ S

(51

Unter gewöhnlichen Verhältnissen kann man S = 1 kg/mm² nehmen nnb erhält dann

rf= 1,18 VP

Die Werte dieser Formel sind in der solgenden Tabelle (S. 46)

(52

enthalten.

Der Dnrchmesser des Ketteneisens 6 in Millimetern ergibt sich, wenn S die znlässige Zugbeansprnchnng in Kilogramm auf 1 mm² des Kettenquerschnittes, welche mit Rücksicht auf die nicht weiter in Rechnung zu ziehende Biegungsbeanspruchung erfahrungsgemäß auf den doppelten Ketteneisen-

d mm

>C CO O CO iO 5D

TH H <M (M CM CM

Tabelle für Hanfseile.

4 = 1,13 VT⁷; S=1 kg/mm².

Pkg

d mm

Pkg

d mm

Pkg

<£> rH

MO H rt CM CO

28

30

33

616

1256

707

855

1385

1590

lO O rH H 05 CO "^1 ^ IO

35

36

38

962

1810

1018

1134

1964

2124

querschnitt bezogen wird, und K = P den Zug am freien Kettenende in Kilogramm bezeichnet, ans der Gleichung:

2.~d²S=--P

(58

woraus

-» = 1/Ä-VF

Wobei S — 5 bis 7 kg/mm² für neue Ketten. Es sind der Sicherheit wegen stets nur probierte Ketten anzuwenden, welche auf der Materialprüfungsmaschine anstandslos einen Kettenzug gleich 2 P ausgehalten haben.

Unter gewöhnlichen Verhältnissen kann man S = 6 kg/mm3 nehmen und erhält dann

6 == 0,826 \P

Die Werte dieser Formel sind in nachfolgender Tabelle (S. 47) enthalten und sind die übrigen Dimensionen der deutschen oder l a n g-gliedrigen Kette:

l = 3,5 <f; b = 1,5 d............

und jene der englischen oder kurzgliedrigen Kette:

1 = 2,6 d; b = 1,5 ö............

wobei l und b die innere Länge und Breite eines Kettengliedes bezeichnet, wie in Fig. 8, Taf. VII, cotiert ist.

Bei dem gewöhnlichen Flaschenzug ist, da bei n Rollen in beiden Flaschen, die Last Q auf n Seilstücke vertheilt wird, die theoretische Kraft

K₀ =

(54

(55

(56

(57

s ;£>

(58

Tabelle für Ketten.

4 = 0,326 Vf⁷; N=6 kgl mm².

4 mm

Pkg

Pkg

W CD *4 03 O'

151

235

339

462

603

763

15

16

17

18

19

20

2121

2413

2724

3054

3402

3770

o H (M CO ^

rH t—I rH rH r-l

942

1140

1357

1593

1847

23

25

26

28

30

4986

5891

6371

7389

8483

und der Weg x der Last Q ist der nte Theil des Weges s der Kraft K₀, also

x = — 6‘

(59

Bezeichnet noch k die für die Umschlingung der Kettenrollen bei zusammengerückten Flaschen erforderliche Kettenlänge, so ist die für die Hubhöhe x erforderliche totale Kettenlänge

L = k

Bei dem Differenzialflaschenzug nach Westons Patent wirkt die Kraft K beim Heben der Last am Halbmesser R der größeren Rolle und wenn diese eine volle Umdrehung macht, so wird die Tragkette, an welcher die lose Rolle der unteren Flasche hängt, über diese Rolle um die Länge %ji R aufgezogen, dagegen gleichzeitig um die Länge 2n--des Umfanges der kleineren Rolle vom Halbmesser r niedergelassen und es beträgt somit der gleichzeitige Weg x der Last Q

2 jtr) = ji (R — r)

nx

(60

■y (2jt R

während jener s der der theoretischen Kraft K₀ beträgt s = 2 ji R . . .............

(61

(62

Da nun die von der Kraft K₀ geleistete Arbeit (Product aus Kraft mal dem Wege) gleich sein muss jener von der Last Q aufgezehrten, so ergibt sich

K₀.2 ji R — jz (R — r). Q

(63

und hieraus

2R

--Q —

Da nun die Kettenrollen vom Halbmesser R unb r gezahnt sind, nnd somit jede derselben eine gerade Anzahl Kettenglieder im Umfange enthalten muss, weil je zwei Glieder zu einander senkrecht stehen, so macht man die Zähnezahl gleich der halben Anzahl der am Rollenumfange anfwickelbaren Kettenglieder und wählt, damit der Flaschenzug mit Rücksicht auf die Reibungswiderstände selbstsperrend wirkt die Zähnezahl des kleinen Rades

und jene z₂ des großen Rades

z,=9 bis 14

z₂ — 10 bis 15.

Hiernach ist das Verhältnis der beiden Radhalbmesser r_ Zj_ 9_ ,. 14

R~ z₂ ~10 S 15............

Setzt man noch den Durchmesser der Achse, auf welcher sich die Doppelrolle dreht, d = Bö

so erhält man als Wirkungsgrad dieses Flaschenzuges für die beiden Grenzwerte von    Gl. (65

(65

(66

r 9    . 14

R 10 Unb 15 I] = 0,46 und 0,34 Die Lage zweier benachbarten Kettenglieder und die dieser entsprechende Construction der gezahnten Kettenrolle oder des Kettenrades für die innere Gliedlänge l ist in Fig. 7, Text, ersichtlich. Es ergibt sich hieraus für den Durchmesser ö des Ketteneisens und die Zähnezahl z der Radhalbmesser r des Kettenrades bis zum Mittel der flach aufliegenden Kettenglieder

(67*)

.(68**)

sin

*) Nach Weisbach-Herrmann, Lehrb. d. Ing.- und Masch.-Mech. Zweite Aufl. 3. Th. 2. Abth. S. 61.

**) Es ist nämlich der Winkel « der einer Zahntheilung entsprechende Centri-winkel, somit für die Zähnezahl 2

und für große Zähnezahlen annähernd ¹    Z90»\

r=Tcotv\-T)

(69

360°    . .    «

— unb^ = T

180°

In betn durch die bis C verlängerte Mittellinie AB des flach aufliegenden Kettengliedes, den dazu senkrechten Radius OA —r und die den Kettenradzahn halbierende Gerade 0C gebildeten rechtwinkeligen Dreiecke AOC ist

0 A = A C.cotg ß

ferner ist

AC=AB+BC

AB=\ p+*)

BD=\ @-<0.

und aus dem bei D rechtwinkeligen Dreieck BBC, in welchem der Winkel CBD = ß ist

somit auch

also der gesuchte Halbmesser

BO = — = —

cos ß 2 ' cos ß

AC = -|(Z + -1) + y.(Z-<r)

cos ß

.cotg ß

und wegen cotg ß —

cos ß

auch

sin ß

r = -| y + ä).cotgß +1. (Z - »)

woraus sich durch Substitution des vorstehenden Wertes für ß obige Gl. (68 ergibt. Für große Zähnezahlen ist annähernd

AE — EF = ~

die halbe Seitenlänge eines dem Kreise vom Halbmesser r umschriebenen regelmäßigen Vieleckes von 2z Seiten und es ergibt sich hierauf der Halbmesser r — A 0 aus dem rechtwinkeligen Dreieck AOE, in welchem der Winkel

<£AOE

ist. nämlich

A 0 = AE. cotg

oder

(i)

(?)

~2 * cot£

also die vorstehende Gl. (69, welche sich übrigens auch aus der Gl. (68 für ck — 0 ergibt. Pechan, Leitfaden des Maschinenbaues. I. 3. Stuft.

Hierbei ist für die englische oder kurzgliedrige Kette die innere Gliedlänge wie in Gl. (57

(70

1 = 2,6 0'.................

und für die deutsche oder langgliedrige Kette wie in Gl. (56

(71

l = 8,5 rf................

und für beide die innere Gliedbreite

(72

b = 1,5 6................

Setzt man die Anwendung einer englischen Kette voraus und wählt im Mittel

Z1

05 ixt

(74

so erhält man nach Gl. (68 die Halbmesser r = 9,81 ö 1

R = 10,56 6 f ......

Nachdem der Halbmesser r des Kettenrades für die Zähnezahlen von 12 abwärts kleiner als 10,5 6 wird, ist es angezeigt, zur Vermeidung des Biegungsmomentes auf das flachliegende Kettenglied, dasselbe seiner Länge nach am Rollenkranze flach aufliegen zu lassen, wie es in Fig. 7, Text, gezeichnet ist.

Für einen thunlichst genauen Eingriff der Ketten in die Kettenradzähne kommen Ketten mit durchaus gleicher Kettengliedlänge zur Anwendung welche kalibrierte Ketten genannt werden.

Nachstehende Tabelle enthält die Ketteneisendurchmesser ö und die Maximallast Q der Differenzialflaschenzüge nach Westons Patent, entsprechend den Anordnungen nach Fig. 2 bis 4, Text.

Tabelle für die Flafchenxüge nach Westons Patent.

Q feg —

d mm —

Mit Lastkette allein

250

500 1000

1500

2000

10

Mit Seilrolle Mit Tangyes Patent-unb Zugseil

Räberübersetzung

200oj3000 4000|4000 5000|6000 8000 10000

10    12    13    13    14 I 16

18

20

Bei Eades Patent-Epicyclodial-Flaschenzug wird das innen verzahnte Rad um einen Zahn weiter gedreht, wenn das Excenter eine Umdrehung vollführt hat, weil das vom Excenter verschobene außen verzahnte Rad um einen Zahn weniger hat.

Zj = 28 bis 31 z₂ == 27 bis 30

(79

rx — 1,82 r

— 0,92 rx

5., —⁼—

R= 1,78 r d = 3cf

wobei r nach Gl. (68 zu berechnen und hiefür l aus Gl. (70 oder (71 zu entnehmen ist, je nach dem eine kurzgliedrige oder eine langgliederige Kette angewendet wird.

Der Wirkungsgrad rj dieses Flaschenzuges kann annähernd gesetzt

werden

. (80

Bezeichnet nun zt die Zähnezahl des innen verzahnten Rades, z2 jene des außen verzahnten Rades, und r₂ die zugehörigen Theilkreishalbmesser, b₂ die Zahnbreite, t₂ die Theilung des außen verzahnten Rades, 2 die Zähnezahl der Lastrolle, d den Durchmesser des Rollenbolzens, r den Halbmesser der Lastrolle, bis zur Mitte der flachauflie-genden Kettenglieder, R jenen der Zugrolle, so ist der Weg s der Kraft K0 s — 2jiR . . und jener x der Last Q %jzr

(75

zi

(76

und mithin ergiebt die Arbeitsgleichung

%Jtr

K₀ . 2jiR = Q .

zi

(77

woraus die theoretische Kraft

Praktischen Ausführungen entsprechend kann man nehmen, wenn wieder ck den Durchmesser des Ketteneisens und l die innere Gliedlänge der Kette bezeichnet: s — 5 bis 7

(78

*7 = 0,45 bis 0,5 Für die Schneckentlaschenzüge mit Frwtionsbremse nach Becker's und Silbers’ Patent ergiebt sich die theoretische Zugkraft Kot wenn z die Zähnezahl des Schneckenrades für eine Schnecke mit doppeltem Gewinde, r den Halbmesser der Sastrolle und R jenen der Zugrolle bezeichnen, weil bei einer Umdrehung der Zugrolle der Weg der Kraft K₀

s = 2 Jt R

jener der Last Q

(81

.2 jcr .

2 jz r

(82

aus der Arbeitsgleichung

K₀ .

z

(88

woraus

Hiefür kann man nehmen S = 2bt5 2,5 r z — 26 bis 30

Der Wirkungsgrad r) dieses Flaschenzuges setzt sich zusammen aus jenem des Kettengetriebes^ und dem des Schneckengetriebes % und beträgt

(84

(85

(86

V =    - rh

Wie schon angegeben ist bei den in Betracht stehenden Schneckenflaschenzügen wegen der geringen Schnecken- und Spurzapfenreibung der Wirkungsgrad

v = 0,6 bis 0,65

(87

1. Beispiel. Es liegt ein Seilflaschenzug gewöhnlicher Verhältnisse vor mit 3 Rollen in jeder Flasche und mit einem Seil von 40 mm Durchmesser. Es ist anzugeben, welche maximale Last Q damit zu heben sein wird.

Man hat hier d = 40 mm; n — 6 und somit nach der Tabelle S. 45:

7j — 0,555.

Nach der Tabelle S. 46 kann man für d = 40 mm setzen P = K = 1256 kg und wird hiermit nach Gl. (44

K₀ = ?j. K = 0,555.1256 --- 697^ 700 kg. Nach Gl. (58 wird nun

Q = n K₀ = 6.700 = 4200 kg.

2. Beispiel. Es soll ein Seilflaschenzug nach Fig. 5 und 6, Tafel VI, für eine maximale Last Q — 2000 kg ausgeführt werden; es sind die Hauptdimensionen desselben zu bestimmen und ist zu berechnen, wie groß die hierzu am freien Seilende auszuübende Zugkraft sein muss.

Es ergibt sich nach Gl. (58 die theoretische Zugkraft K₀ — und weil hier drei Rollen in jeder Flasche, also n = 6

™ = 333,3 kg.

Ko =

nach Gl. (45

Schätzt man nun — 0,60 (mit Hilfe der Tabellen S. 45 unb 46), so wird

— K₀ = ö^o • 333,3 = 555,5 kg

K ==

und dem entspricht nach Tabelle S. 46 der Seildurchmesser 4 — 28 mm und kann somit 7j — 0,60 nach Tabelle S. 45 als passend abgerundet- beibehalten werden und bleibt sonach die erforderliche Zugkraft am freien Seilende wie berechnet, nämlich K = 555,5-^560 kg.

Rollen- und Achsendurchmesser ergeben sich nun durch einfache Substitution aus Gl. (47 und (48, u. zw.:

r — 44 — 112^110 mm³ d — 1,14 — 30,8-^30 mm.

Die übrigen Dimensionen der Haken³) und Traversen sind nach der Cotierung in Fig. 5 und 6, Taf. VI, auf den Kern durch Messer dt der Schraube bezogen, welche den Haken trägt, und dieser ist nach der Tabelle S. 20 für P — Q = 2000 kg\ dx — 29,5 entsprechend der Schraube Nr. 11 oder la/₈ Zoll engl, mit dem Bolzendurchmesser d₂ — 36 mm. Der Bolzen d₃ l₃ (Fig. 5, Taf. VI) ist auf den gleichwertigen Stirnzapfen bezogen (/₈ = d₂ = 36 mm) und dieser nach Gl. (14 für die Länge l = l₃ = 36 mm den Durchmesser

mithin wird nach Gl. (35

d = 0,897 ^2000.36 = 37,3 mm\

d₃ — 0,63 d — 0,63 • 37,3 — 23,5    25 mm.

Die beiden Laschen, welche die Traverse und Rollenachse verbinden, sind auf Zug beansprucht, haben aber auch hinreichende Steifigkeit gegen Biegung zu besitzen, um beim Umtransportieren des Flaschenzuges nicht Schaden zu leiden. Setzt man die Querschnittsdimensionen 0,8^ und 0,5 dlt so wird die Querschnittsfläche derselben — 2.0,8 dx . 0',bdx — 0,8 dx² gleich dem Querschnitt des Gewindekernes und sonach hinreichend fest; desgleichen für die Querschnittsdimensionen 1,3 dx und 0,32 dlt welche den Gesammtquerschnitt — 2.1,3.0,32 dx³ — 0,83 dx³ ergeben.

3. Beispiel. Ein vorliegender Differenzialflaschenzug nach Westons Patent (Fig. 2, Text) für 1000 kg Tragfähigkeit besitzt in der gezahnten Doppelrolle die Zähnezahlen 12 und 13; es ist die zum Heben der Last erforderliche Zugkraft K gu berechnen.

12

z₂ 13

Man hat z₁ — 12; z₂ — 13; und somit r _ zt

also nach Gl. (64 die theoretische Kraft

= !(■- )

1000

•1000 ⁼ ~W ⁼ 38,5 kg

und wenn man nach Gl. (67, i? = 0,45 annimmt, wird weiter nach Gl. (45 K = ÖJ5 ’ 38,5 = 85,5 kg

4. Beispiel. Für einen Differenzialflaschenzug mit Tangyes Patent-Räder-übersetzung (Fig. 4, Text) sind für die zu hebende Last Q — 5000 kg, die Halbmesser der beiden gezahnten Kettenrollen oder Kettenräder zu bestimmen.

Die Last Q vertheilt sich auf zwer Ketteneisen und mithin rst der Durchmesser des Ketteneisens für 2500 kg nach Tabelle S. 47

d — 16 mm.

Wählt man eine englische Kette und die Zähnezahlen der Kettenräder oder gezahnten Kettenrollen

= 9 = 10

so erhält man nach Gl. (70 die innere Gliedlänge

l = 2,6 d = 2,6.16 = 41,6 mm und hiermit nach Gl. (68 den Halbmesser des kleinen Kettenrades

r = y (z+») • cotg    + -| (z-«f). -

sin

' sin 20°

=    (41,6    16). cotg 20° +4 (41,6 -16)

= 28,8.2,747 + 12,8

79,114 + 37,427 = 116,541 <^116,5 mm

* 0,342

und ebenfalls nach Gl. (68 den Halbmesser des großen Kettenrades R = \{i+ä). cotg (⁴ 5 6 7 8 9 10 11+°j + y(i-<?).

sin

E)

vorgeschriebenen Profil angerissen und mittels Feile bestoßen. An den flachen Seiten werden wenigstens die Außenbleche katzgrau gefeilt oder am Schleifstein abgeschliffen.

Laschen, Traversen und Haken werden aus Schniiedeisen hergestellt und insbesondere letztere in Gesenken geschmiedet. Die Rollenbolzen werden abgedreht und leicht eingepasst; die Stehbolzen dagegen bleiben, abgesehen vom Gewindschneiden, gewöhnlich unbearbeitet. Die Stehbolzenrohre werden bei der Montierung der Flaschen so eingepasst, dass die Rollennaben in achsialer Richtung Spielraum zwischen den Blechen haben.

Die Hakenbefestigung erfolgt entweder durch eine, mittels Unterlegscheibe am Bolzen festsitzende, durch Vernietung des Bolzens arretierte Mutter (Fig. 11, Taf. VI) oder durch eine ebenso angebrachte, mittels Stift oder Splint arretierte Mutter (Fig. 12, Taf. VI) oder endlich durch Vernietung des schwächeren Bolzenendes über einem am stärkeren Stück des Bolzen aufsitzenden Reibungsring derart, dass sich der Haken leicht in der Traverse drehen lässt.

Die Form der Außenbleche oder Schildbleche ist nach dem Geschmack des Zeichners verschieden; am gebräuchlichsten sind die in Fig. 1, Text, und Fig. 5 bis 10, Taf. VI, dargestellten Formen. Bei den Differenzial-und Schnecken-Flaschenzitgen können die Kloben entweder aus Eisen geschmiedet oder aus Tiegelstahl (Stahlguss) gegossen werden. Bei Eades Flaschenzug wird auch die Lastrolle mit dem Zahnkranz und bei Lüders' Patent-Schneckenflaschenzug die Lastrolle sammt dem Schneckenrad aus Stahlguss hergestellt. In Fig. 1 bis 3, Taf. VII, ist der Zahnkranz durch ein warm aufgezogenes Stahlband gegen das Springen gesichert.

Zum Aufhängen des Flaschenzuges erhält die obere Flasche entweder einen offenen Haken (Fig. 1, Text) oder einen Ohrhaken (Fig. 6, 6 und 7. 8, Taf. VI).

Flaschenzüge werden von vielen Fabriken als Specialität gebaut und in den Handel gebracht.

IV. Die Winden.

1. Zweck und Arten der Winden. Die Winden dienen zum Heben von Lasten in den Maschinenwerkstätten, auf Werkplätzen rc. Die einfachste Art derselben ist die, durch eine flachgängige Schraube und den, die zugehörige Mutter enthaltenden Ständer, gebildete, die sogenannte

einfache Schraubenwinde (Fig. 8, Text, und constructive Details in Fig. 6 bis 7, Taf. VII), bei welcher die Drehung der Schraube durch einen Steckschlüssel erfolgt. Für größere Lasten wird die Mutter im Ständer drehbar gelagert und außen verzahnt, so daß die Drehung derselben mittels Räderübersetzung und Handkurbel erfolgt. Bei Anwendung von Kegelrädern entsteht so die Schraubenwinde mit Kegelradantrieb (Fig. 1, 2, Taf. IX). In Figs 8 und 4, Taf. IX, ist eine solche, mittels Rollen auf Schienen bewegliche, hängende

I.

Fig. 8. Einfache Schraubenwinde.

Fig. 9. Schraubenwinde mit Schneckenantrieb.

Schraubenwinde mit Kegelräder und Seilscheibe dargestellt. Bei Anwendung einer Schnecke und Handkurbel entsteht die Schraubenwinde mit Schneckenantrieb oder englische Schraubenwinde (Fig. 9, Text, und constructive Details in Fig. 5 bis 8, Taf. IX). Wird eine zweifache Kegelräderübersetzung angewendet, so dass gleichzeitig die Schraube und die Mutter mit verschiedener Winkelgeschwindigkeit nach derselben Richtung gedreht werden, so entsteht die Differenzial-Schraubenwinde, bei welcher die relative Drehung der Schraubenspindel gegen die Schraubenmutter gleich ist der Differenz der absoluten Drehungen dieser beiden Theile. In Fig. 9 bis 11, Taf. IX, ist eine solche nach Zobels Patent gezeichnet. Dieselbe

bietet ein eompendiöses, außerordentlich handliches Werkzeug zum Heben bedeutender Lasten. Der Niedergang der Schraubenspindel kann auch rasch erfolgen, durch ein einziges Paar Kegelräder unter alleiniger Drehung der Schraube.

Besondere Constrnetionen der Schraubenwinden kommen als sogenannte Locomotivwinde (Fig. 10 und 11, Text) und Loeomotiv-hebeböcke oder Loeomotivhebevorrichtung (Fig. 12, Text) zur Ansführnng. Bei ersteren befindet sich der Windenständer auf einer gehobelten Platte und ist auf dieser durch eine darin gelagerte, ebenfalls flachgängige Schraubenspindel verschiebbar. Die Drehung der Schraubenspindeln erfolgt durch Ratschenhebel. Sie findet hauptsächlich zum Einrücken entgleister Loeomotiven Anwendung und daher ihr Name. Bei

Locomotivwinde.

Fig. 11.

Fig- 10.

der Loeomotivhebevorrichtung dienen zwei, in Ständern (Böcken) vertical gelagerte flachgängige Schraubenspindeln mit beweglichen Muttern zum Heben und Senken des auf den beiden Mutterstücken anfliegenden aus X Eisen hergestellten Querbalkens. Der Antrieb jeder Spindel erfolgt unabhängig von der anderen durch ein Paar Stirnräder, ein Paar Kegelräder und zwei Handkurbeln. Sie findet hauptsächlich in den Loeomotiv-Reparatnrwerkstätten Anwendung. Die Böcke ruhen auf Rollen, deren federnde Lager zurückweichen, sobald eine Last gehoben wird, wonach der Holzrahmen des Bockes am Boden zur Auflage kommt.

Als Mechanismen zu bestimmten Hebungen und Senkungen finden Schraubenwinden verschiedene Anwendung, so z. B. als Zugvorrich-tung für Schleusen und Schützen; mit drehbarer Mutter, geradlinig bewegter Spindel und Antrieb durch Kegelräder, Schnecke und Schneckenrad vermittels Handkurbel oder Handrad oder nur mit Kegelräder und Handkurbel, wie in Fig. 14, Taf. IX, in ihrer Wirkungsweise principiell übereinstimmend mit der Schraubenwinde Fig 1 und 2, Taf. IX.

An Stelle der Schraubenwinde und insbesondere der Locomotiv-winde kommt in neuerer Zeit zum Heben größerer Lasten Tangyes hydraulische Winde zur Verwendung, welche in das Gebiet der hydraulischen Pressen gehört und bei diesen behandelt wird.

Als Wagenwinden kommen Zahnstangenwinden zur Anwendung. Hierbei nntertscheidet man Stockwinden, bei welchen die

' -v1 1|

V;

»»

$1

HP

mm

Fig. 12. Locomotiv-Hebebock mit Holzgestelle.

Zahnstange nur an der Krone angreift (Fig. 13, Text, mit Räderschema Fig. 15, Taf. IX); Pratzenw inden, bei welchen die Zahnstange seitlich ans dem Windenstock mit einer Pratze vorsteht und sowohl an der Krone als auch von unten mittels der Pratze angreifen kann (Fig. 14, Text, mit Räderschema Fig. 15 oder 16, Taf: IX, und constructive Details in Fig. 1 bis 6, Taf. X und Fig. 1 bis 6, Taf. XI); Bockwiuden (Fig. 15, Text); Schubwinden (Fig. 12 und 13, Taf. IX); Zugwinden (Fig. 16, Text).

Zahnstangenwinden kommen als Zugwinden specieller Art vorzüglich als Zugvorrichtung für Schleusen und Schützen zur

Anwendung (Fig. 17 bis 19, Text). Zahnstangenwinden mit einfacher Räderübersetzung heißen .einfache, solche mit doppelter Räderübersetzung doppelte Winden, z. B. einfache Pratzenwinde (Fig. 1 bis 6, Taf.X), doppelte Pratzenwinde (Fig. 1 bis 6, Taf. XI); Die Stockwinden sind gewöhnlich einfache Winden.

Die Schraubenwinden sowohl als die hydraulischen und Zahnstangenwinden kommen nur zum Heben von Lasten auf geringe Höhen

Ir⁷"!

11

■l

1Ai Ul

MM

Es]

»

ii

IlBi

mmumm

Fig. 13. Stockwinde.

Fig. 14. Pratzenwinde.

zur Anwendung. Zum Heben von Lasten auf größere Höhen bedient man sich der Trommelwinden und der Kettenradwinden. Diese Winden, insoweit selbe hier in Betracht kommen, werden gewöhnlich Bauwinden genannt und wir unterscheiden im Folgenden die ein-

fache Bauwinde oder die Bauwinde mit einfacher Räderübersetzung (Fig 20, Text, und constructive Details in Fig. 1 bis 11, Taf. XII), dann die doppelte Bauwinde oder die Bauwinde mit doppelter Näderübersetzung, (Fig. 21 und 22, Text, und constructive Details in Fig. 1 bis 6, Taf. XIII und Fig. 1 bis 4, Taf. XVI), gewöhnlich mit glatter Trommel wie hier gezeichnet; seltener mit Kettenspur in der Trommel, endlich die französisch eBauwinde (Fig. 28, Text, und constructive Details in Fig. 5 bis 7, Taf. XVI),

¹

Hierher gehören noch: Moors Patent-Flaschenzug (Moors Patent-Pulley Block) und der Flaschenzug von Pickering. Eine Abhandlung über die Flaschenzüge dieser Gruppe, von Moritz Ritter von Pichler, enthält die Zeitschrift des osten¹. Ingenieur- und Architekten-Vereins, Jahrg. XXVII, 1875, S. 340.

²

Nach Weisbach-Herrmann, Lehrbuch der Ingenieur- und Maschinenmechanik, zweite Auflage, 3. Theil, 2. Abth., S. 52.

Die allgemeine Formel, nach welcher diese Tabelle berechnet ist, die man in speciellen Fällen zur Ausrechnung des Wirkungsgrades anzuwenden hat, lautet:

wobei k 1 + 2 6 -f- 2    -—■

und

s 6 = q>x für Ketten \

I 6 — 0,009 — für Seile.

³

Über die Berechnung der Kettenhaken ist eine Abhandlung von E. Bagge enthalten in der Zeitschrift des Vereins deutscher Ingenieure, Bd. XXIX, Jhg, 1885, S. 11.

⁴

28,8 . cotg 18°+12,8 .    - 28,8.3,078 + 12,8 . ^ =

⁵

= 88,646 + 41,424 = 130,070^130 mm.

⁶

In Fig. 7, Text, ist das hier berechnete Kettenrad mit 10 Zähnen in Vs Naturgröße gezeichnet.

⁷

Nach der Näherungsgleichung (69 ergeben ' sich für die beiden Kettenradhalb-mesfer nachstehende Werte

⁸

. cotg

20,8. cotg 9° = 20,8.6,314 = 131,331^131,33 mm.

⁹

also etwas zu große Werte.

¹⁰

Die innere Kettengliedbreite ist nach Gl. (72

¹¹

b — 1,5.4 — 1,5.16 — 24 mm.

Kill

■still

mm W

((

mm

Fig. 15. Bockwinde.

Fig- 16. Zugwinde.

bei welcher statt der Trommel ein Kettenrad mit 3 bis 5 Zähnen, also mit 6 bis 10 innere Gliedlängen int Umfang und eine kalibrierte Kette, (eine solche mit durchwegs gleichen Kettengliedern) angewendet ist, die in Frankreich zu Bauzwecken mit abweichender übriger Construction in aus-dehntem Maße in Verwendung steht und deshalb hier den Namen französische Winde erhielt. Die Winde in Fig. 23, Text, ist von Megy-Echeverria-Bazan in Paris mit einer eigenartigen Sicherheitsbremse

In besonderen Fällen sind Trommelwinden oder Kettenradwinden direct mit einer Antriebsdampfmaschine versehen und führen dann den Namen Dampfwinden. Eine solche mit Windentrommel und Antrieb durch eine unter 90 ⁰ gekuppelte Zwillingsmaschine von Chapman & Sutton in London ist in Fig. 24, Text, und eine mit Kettenrad und Antrieb durch eine eincylindrige Dampfmaschine in Fig. 25, Text, dargestellt.

ausgestattet, die in der an das Getriebe anschließenden Trommel eingeschlossen,¹) übrigens ein nebensächliches'Constructionsdetail ist.

Trommelwinden mit abweichender Ständerconstrnction kommen als sogenannte Wandaufzugmaschinen (Taf. XIV und XV) zur Anwendung.

2. Hanptthcile der Winden. Der wesentliche Bestandtheil jeder der genannten vier Arten von Winden, welcher als unterscheidendes Merkmal dient, ist schon durch die Benennung gekennzeichnet. Er ist bei der Schraubenwinde die flachgängige Schraube, bei der Zahnstangenwinde die Zahnstange, bei der Trommelwinde die Trommel und endlich bei der K e t t e n r a d w i n d e das Kettenrad. Zu diesen Theilen kommen nun jene Maschinenelemente, welche bei beiden ersten Windenarten die geradlinige, bei den beiden letzteren die Drehbewegung bewirken.

Bei der einfachen Schraubenwinde (Fig. 8, Text) wird die Schraube durch einen, in den senkrecht zur Spindelachse durchbohrten, verstärkten Spindelkopf geschobenen Steckschlüssel gedreht und somit aus der am Ständer festen Mutter herausgeschraubt, wenn eine auf der drehbaren Spindelkrone aufliegende Last gehoben werden soll. Der Ständer ist einfach gebildet, indem die aus Metall. (Rothguss) hergestellte Mutter durch drei schief gestellte schmiedeiserne Säulchen mit dem gleichfalls schmiedeisernen Fußring verbunden ist. Es könnte auch die Anordnung getroffen werden, dass die wie bei der Schraubenwinde mit Kegelräderantrieb drehbare Mutter durch einen Steckschlüssel bewegt wird; dieselbe liefert jedoch einen geringeren Wirkungsgrad, wie aus der Tabelle des Wirkungsgrades der einfachen Schraubenwinde zu ersehen.

Bei der Schraubenwinde mit Kegelradantrieb (Fig. 1 und 2, Taf. IX) ist die zum Kegelrad gebildete Mutter, mit ihrer Naben-

(?)=

20,8 . cotg 10» = 20,8.5,671 --- 117,957^-118 mm.

Ä = {.cotg(²^) =

©j

Fig. 17.

Fig. 18.

fy

WW

tiiiiiiniiu 1 iTfiTii i i.miiiiii n I

Fig. 19.

AmMU

'«■■i

■I

lüii 71 WWi

fPPMB

tilwp

!«■

,!pPl—

.mwm

WfflWUP

VW

I»

*11

.a

■y .MM

—i±äj

MI

M«

' <QT

KM

HM

MW

MjÄ

"£5-|

M——IM

mm

Lugvorrichtung für Schleusen und Schützen mit Zahnstangenwinde. (Fig. 17 bis^19.)

hülse im Ständerkopf gelagert und durch einen, in die Ringnuth eingreifenden Schraubenstift, gegen achsiale Verschiebung gesichert; die Spindel wird durch die mit ihr in einem Stück hergestellte, mit Einkerbungen versehene Krone an der Drehung gehindert, indem sich diese gegen die zu hebende Last stemmt.

Bei der hängenden Schraubenwinde mit Kegelräder und Seilscheibe (Fig. 3 und 4, Taf. IX) ist die Schranhenspindel

m\

m\

Fig. 20. Bauwinde mit einfacher Räderübersetzung, mit Sperrad und Bremsscheibe

auf der Trommelwelle.

in dem aus Flacheisen und Eisenblech angefertigten Gehänge nnver-schiebbar gelagert. An der im Gehänge gerade geführten Mutter hängt ein langer Kloben, der unten einen Haken trägt, wie bei einem Flaschen-zng. Das Gehänge ist oben mit vier Laufrollen versehen, welche ans zwei Flacheisenschienen laufen. Letztere sind mittels in der Zeichnung fortgelassener Hängearme an die Decke des Arbeitsranmes befestigt, in welchem die Winde zur Verwendung kommen soll und diese bestreicht somit

den ganzen Raum den Laufschienen entlang. Über die Seilscheibe oder Kettenscheibe wird ein endloses Hanfseil (oder eine Kette) gehängt, und durch Ziehen an diesem das Heben oder Senken der Last bewerkstelligt.

Bei der Schraubenwinde mit Schneckenantrieb (Fig, 9, Text) ist die im Windenstock drehbar gelagerte Schraubenmutter außen zum Schneckenrad gebildet, in welches eine mittels Doppelkurbel drehbare Schnecke, eingreift; die Schraubenspindel aber ist nur geradlinig im Windenstock verschiebbar, indem sie durch die mit ihr fest verbundene Krone, welche sich gegen die zu hebende Last stemmt, an der Drehung gehindert wird.

Bei der Differenzial-Schraubenwinde (Fig. 9 bis 11, Taf. IX) ist die außen zum Kegelrad R₂ gebildete Mutter im Ständer drehbar gelagert und durch die über die Spindel geschobene, glatt ausgebohrte gemeinsame Nabenhülse der beiden gleichen Kegelräder r₂ einer- ' seits und ihren Lageranlauf anderseits gegen achsiale Verschiebung gesichert. In dieser 'Nabenhülse der Räder z₂ ist eine Feder befestigt, d. i. ein eingelassener Keil, welcher in eine, in die Schraubenspindel eingehobelte Längsnuth eingepasst, in diese eingreift und somit wohl die achsiale Verschiebung der Schraubenspindel in der Nabenhülse gestattet, dagegen beide Theile zu gemeinschaftlicher Drehbewegung zwingt. Auf der kurzen Welle W sind einerseits zwei Kegelräder Rx und r₁ aufgekeilt, anderseits ist die Handkurbel auf das viereckig zugefeilte Wellenende aufgesteckt und durch Schraube und Mutter gegen das Loswerden geschützt. In der in Fig. 9, Taf. IX, gezeichneten Stellung greifen die Kegelräder Rx R₂ und jene rx r₂ paarweise ineinander und wenn nun die Handkurbel durch eine Kraft K in Umdrehung versetzt wird, so werden gleichzeitig die Räder r₂ und R₂ in derselben Richtung umgedreht. Hiernach erfolgt sowohl die Drehung der Schraubenspindel durch das Rad r2t als auch jene der Mutter R₂.

75    1

St

70    1,4 UItb

von einander abweichen, so wird die Mutter rascher gedreht als die Schraubenspindel und hierdurch die achsiale Verschiebung der letzteren, entsprechend der Differenz der Winkelgeschwindigkeiten, bewirkt, also die Last Q gehoben oder gesenkt, je nach der Drehungsrichtung der Handkurbel. Es verhalten sich aber die Umdrehungszahlen der Räder Rx R₂, beziehungsweise rx r₂ umgekehrt wie ihre Halbmesser und demnach erhält

Weil nun die Übersetzungsverhältnisse rx _50

R₂ 100    1,38

man, wenn % die Umdrehungszahl der Handknrbelwelle, N₂ jene des

Rades R₂, n₂ jene des Rades r₂ bezeichnen,

. iY₂ li,

~ — - nnb ——W.

Somit wird die entsprechende relative Drehung der Mutter gegen die Schraubenspindel die Umdrehungszahl n ergeben nach der Gleichung

n = N₂ — «2 =

n,

\i?₂ r₂ /

(88

Die Handkurbelwelle ist in einer excentrischen Büchse gelagert, welche, aufwärts gedreht, bei oben stehendem Handhebel und einfallender Stellfalle die Räder R₂ R₂ und rx r₂ unten ausgerückt und das Rad rx mit dem oberen r₂ zum Eingriff gebracht hat. Die Mutter wird nun durch den Klemmbacken B angehalten und bei Drehung der Handkurbel die Drehung der Spindel allein in der nun feststehenden Mutter mit der Räderübersetzung (rL : r₂) bewirkt. Bei dieser Stellung der Excenterbüchse erfolgt sonach je nach der Richtung in welcher die Handkurbel sich bewegt, ein rascher Auf- oder Abwärtsgang der Schraubenspindel.

Bei der Locomotivwinde (Fig. 10 und 11, Text) befindet sich auf der Schraubenspindel, unter der drehbaren mit Einkerbungen versehenen Krone, ein Ratschenrad aufgekeilt und ein Ratschenhebel³) mit sowohl nach rechts als nach links einlegbarem Sperrkegel darauf frei drehbar.

Bei eingelegtem Sperrkegel erfolgt nun die Drehung der Schraubenspindel mittels des Steckschlüssels genau so, wie bei der einfachen Schraubenwinde (Fig. 8, Text). Zum seitlichen Verschieben einer gehobenen Last, wie z. B. zum Einrücken einer entgleisteil Locomotive, ist nun auf der unten im Rahmen liegenden Schraubenspindel ebenfalls eine Ratsche angebracht, und es wird durch Drehung der Schrauben-spiudel die mit dem Ständerfnß verbundene Mutter auf dem Rahmen verschoben. Die ganze Locomotivwinde ist somit principiell eine Zusammenstellung zweier einfacher Schraubenwinden und eine Abweichung liegt nur in dem constructiven Detail der Ratsche, gegenüber dem eilt* fachen Steckschlüssel.

Die Locomotivhebevorrichtnng (Fig. 12, Text) wird gewöhnlich mit hölzernen Böcken ausgeführt, an welche die Eisenbestandtheile in entsprechender Lage angeschraubt werden. Um die Aufstellung der Böcke jederzeit leicht so bewerkstelligen zu können, dass sich die Schraubenspindeln in verticaler Lage befinden, bedient man sich des Senkels und findet deshalb ein solches mit fixer Marke für das Einspielen der Senkelspitze bei verticaler Spindellage an jedem Bocke angebracht. Jeder Hebebock für sich betrachtet, ist eine Schraubenwinde mit Antrieb durch doppelte Räderübersetzung und Handkurbeln. Das Mutterstück ist an vertikalen Quadrateisenschicnen zwischen den aufrechten Wangen des Bockes gerade geführt.

Die Zugvorrichtung für Schleusen mit flachgängiger Schraubenspindel und Kegelrädern (Fig. 14, Taf. IX) ist mit ihrer, die beiden Lager vereinigenden Lagerfnßplatte auf dem Kopfbalken der Schlensenumrahmung ausgeschraubt.

Die Zahnstangenwinden enthalten als Hauptbestandtheile die, bei Stockwinden nur oben mit drehbarer Krone und bei den sogenannten Pr atzen winden überdies mit seitlich abgebogener Pratze versehene Zahnstange und das eingreifende Getriebe, ferner eine einfache oder doppelte Räderübersetzung durch Stirnräder nebst Handkurbel und den diese Theile vereinigten Windenstock. Die allgemeine Anordnung der Räderübersetzung ist im Näderschema (Fig. 15 und 16, Taf. IX) ersichtlich. Die wesentlichen Constructionsdetails sind aus den Fig. 1 bis 6. Taf. X. für eine einfache Pratzenwinde und in Fig. 1 bis 6, Taf. XI, für eine Pratzenwinde mit doppelter Räderübersetznng zu entnehmen.

Der leichten Transportfähigkeit wegen ist der Stock gewöhnlich aus Eichenholz oder überhaupt aus hartem Holz hergestellt und die übrigen Theile sind aus Schmiedcisen, möglichst leicht gehalten. Wegen der kleinen Zähnezahlen der Getriebe (8 bis 5) kommt hierbei die doppelte Punktverzahnung oder die gemischte Verzahnung zur Anwendung und werden im letzteren Falle bei einem Getriebe mit 3 Zähnen die Zahncurven beider eingreifender Zähne am Zahnkopf bis zu ihrem Durchschnitt verlängert, um eine hinreichend große Eingriffsdauer zu erzielen.

Die Achsculager befinden sich in den beiden schmiedeisernen Seitenplatten, welche zugleich die für das Räderwerk erforderlichen Ausschnitte des Holzstockes verdecken und durch Schrauben verbunden sind. Die vier der Zugstange zunächst lieaenden Verbindungsschrauben der Lagerplatten sind zwischen letzteren verstärkt und dienen als Stehbolzen und zugleich zur Führung der Zahnstange, insbesondere zur Rückenführung beim Heben der Lasten. Dieselben sind deshalb mit breiten Anlagflächen versehen und überhaupt entsprechend geformt, wie in Fig. 5, Taf. X, zu ersehen.

Der Holzstock ist unterhalb der Lagerplatten durch Bandeisenstreifen armiert, zum Schutze gegen das Abschlagen des Holzes und am Fuße mit schmiedeisernen Stollen versehen, zum festen Anstellen. Zum Transport dient gewöhnlich noch ein Ring (Fig. 13, Text, Fig. 6, Taf. IX und Fig. 2, Taf. X) oder eine anders geformte Handhabe. Die Pratze ist in-Fig. 14, Text, zu sehen und entweder im Holzstock oder außen, wie in Fig. 2, Taf. X, an Bandeisenschienen geführt, um den Holzstock beim Pratzenangriff gegen Abnützung zu schützen.

Die B o ck w i n d e (Fig. 15, Text), welche hauptsächlich im Waggonbau verwendet wird, hat als weiteren Bestandtheil den mit vier Füßen ausgestatteten, aus Holz hergestellten Bock und zwei seitliche Handhaben zum Transport. Die nnten gerade Zahnstange reicht aus dem Stock frei herab.

Die Schub winde (Fig. 12 und 13, Taf. IX) wird mit den beiden Schultern des gusseisernen Rädergehäuses auf Unterlagen gesetzt, wenn das Heben der Last an der drehbaren Krone der Zahnstange erfolgt und umgekehrt.

Die Zugwinde (Fig. 16, Text) greift die einander zu nähernden Gegenstände einerseits mit dem durch die Zahnstange gebildeten Haken, anderseits durch einen solchen am Rädergehäuse an.

Bei der Zugvorrichtung für Schleusen unlrSchützen (Fig. 17 bis 19, Text) ist das gusseiserne Rädcrgehäuse eigenartig geformt und auf dem Kopfbalken der Schleusen- oder Schützenumrahmung ausgeschraubt. Die schmiedeiserne Zahnstange ist hierbei in Fig. 17 und 18, Text, durch zwei auf ihren Bolzen lose drehbaren Rollen, gewöhnlich Frictionsrollen genannt, am Rücken geführt; bei der Ausführung nach Fig. 19, Text, ist nur eine solche Führungsrolle vorhanden. Bei den gewöhnlichen Schützenaufzügen der Wasserräder und Turbinen kommen gusseiserne Zahnstangen und gusseiserne Getriebe mit 11 bis 15 (gewöhnlich 13) Zähnen mit Seitenscheiben zur Anwendung.

i£~--

m.

Fig. 21. Auf Rollen laufende Trommelwinde mit doppelter Räderübersetzung.

ii

Vit. r

ES

Fig. 22. Durch Handkurbel und Zahnräderantrieb fahrbare Trommelwinde mit doppelter Mdernbersetznng.

Die Trommelwinden und Kettenradwinden haben außer der Trommel, beziehungsweise dem Kettenrade alle übrigen wesentlichen Theile gemeinschaftlich, nämlich einfache oder doppelte Näderübersetzung und Handkurbel, Sperr' und Bremswerk und einen entsprechend geformten Ständer.

Die Vorgelegewelle, auf deren Enden die Handkurbeln aufgesteckt sind, ist in ihren Lagern verschiebbar, so dass beim Niederlassen der Last mittels der Bremse, die Zahnräder außer Eingriff stehen und die Kurbeln nicht mitbewegt werden.

Bei den Winden mit doppelter Räderübersetzung sind entweder drei Einstellungen der die Kurbel tragenden oder ersten Borgelegewelle oder zwei Einstellungen dieser und zwei Einstellungen der zweiten Vorgelegewelle durch achsiale Verschiebung derselben erforderlich.

Bei der ersten Einstellung ist die doppelte Räderübersetzung eingerückt wie z. B. in Fig. 21, Text und Fig. 1 bis 3, Taf. XIII, und es beträgt sonach die Räderübersetzung i, wenn die Zähnezahlen wie im Räderschema Fig. 6, Taf. II, von der ersten Vorgelegewelle zur Trommelwelle schreitend mit zt z₂ z₃ z₄ bezeichnet werden,

z₂ Z₄

Bei der zweiten Einstellung ist entweder die erste Vorgelegewelle achsial verschoben und die Falle in Fig. 21, Text nnd Fig. 2, Taf. XIII, zwischen die nächsten zwei Bunde eingelegt, hierbei ist z₁ ausgerückt und die erste Vorgelegewelle steht still, wenn die Last mittels der Bremse abwärts gelassen wird, oder es wird die zweite Vorgelegewelle achsial verschoben und die Falle hinter den in Fig. 3, Tafel XVI, auf derselben vorhandenen Bund eingelegt, hierbei ist zs ausgerückt, wonach beide Vorgelegewellen still stehen.

Bei der dritten Einstellung bleibt z₄ ausgerückt, dagegen ist ein zweites, auf der ersten Vorgelegewelle sitzendes Getriebe z₃, welches mit jenem z₃ auf der zweiten Vorgelegewelle gleich dimensioniert ist (Fig. 21 und 22, Text und Fig. 2, Taf. XIII) oder das selbst mit z₃ gleich dimensionierte Getriebe z₁ (Fig. 1 bis 4, Taf. XVI) in z₄ eingerückt worden und dje Winde befindet sich nun im Stande einer Winde mit einfacher Räderübersetzung, indem nun die Übersetzung ix von der Kurbelwelle auf die Trommelwelle nur mehr die der Räder z₃ und z₄ ist, nämlich:

Man benützt sohin zum Heben schwerer Lasten die doppelte Räderübersetzung, dagegen zum Heben geringerer Lasten nur die einfache Räderübersetzung, weil bei letzterer die Bewegung der Last rascher bewerkstelligt wird.

Um die Vorgelegewelle in ihren zwei Stellungen bei einfacher Räderübersetzung und in ihren drei Stellungen bei doppelter Räderllber-setzung gegen achsiale Verschiebung zu sichern, ist dieselbe mit Eindrehungen oder mit Bunden oder Stellringen versehen, in oder zwischen welche eine Falle eingelegt wird, welche auf der oberen Verbindungsstange drehbar ist wie in Fig. 20. bis 22, Text, Fig. 1 und 2, Taf.

ji

XIII, oder über einen Ansatz verschiebbar vertical aufgehoben werden kann, wie in Fig. 1, Taf. XII und Fig. 1 bis 4, Taf. XVI Andere Anordnungen dieser Falle sind bei den Wandaufzugmaschinen in Fig. 2 und 4 bis 8, Taf. XIV und in Fig. 7 und 8, Taf. XV dargestellt.

mm

Fig. 23. Französische Bauwinde.

Fig. 9 und 10, Taf. XIV zeigen die Anordnung einer unverschiebbaren Vorgelegewelle, wobei die Kurbel abgezogen werden muß. Endlich ist in Fig. 10 bis 18, Taf. XV, die Detailconstruction einer einfachen Trommelwinde ohne Räderübersetzung an einer Wandaufzugmaschine für eine elektrische Bogenlampe (Lampenanfzug) zu ersehen.

Bei den Winden mit einfacher Räderübersetzung sitzen Sperrad und Bremsscheibe auf der Trommelwelle, entweder wie bei den Bauwinden in Fig. 20, Text, und Fig. 1 bis 3, Taf. XII, und bei den Wandanfzugmaschinen auf Taf. XIII angeordnet, oder es befindet sich sowohl das Sperrad als auch die Bremsscheibe innerhalb der beiden Ständerschilde, beiderseits an die Trommel anschließend.

Bei den Winden mit doppelter Räderübersetznng sitzen Sperrad und Bremsscheibe entweder auf der zweiten Vorgelegewelle, wie in Fig. 21

und 22, Text und Fig. 1 bis 4, Taf. XIII, oder auch auf der Trommel« welle, wie in Fig. 1 bis 4, Taf. XVI.

In Fig. 20 bis 22, Text, Fig. 1 bis 4, Taf. XIII, und bei den Wandaufzugmaschinen auf Taf. XIV ist nach den Ausführungen von Mohr und Federhaff in Mannheim die Bremsscheibe mit dem anschließenden Zahnrad in einem Stück, mit gemeinsamem Arnikreuze gegossen.

vt

VA

IH9e

:3

i#

MM

HW

v, E

fifl

mgm

HP

«WWW

8KSS8B

Fig. 24. Dampfwinde mit Kettentrommel und freihängenden Trommeln für ein ablaufendes Seil.

Die in Fig. 2, 5 und 6, Taf. XV, in Verbindung mit einem Wandkrahn dargestellte Wandaufzugmaschine und der Lampenaufzug Fig. 10 bis 13, Taf. XV, besitzen keine Bremse.

Der Umstand, dass bei der einfachen und doppelten Banwinde die ganze Seillänge, welche mindestens gleich der Förderhöhe sein muss, auf der Tronimel in nebeneinander und eventuell übereinander gelegten Windungen Platz finden muss, bedingt für große Förderhöhen oder Förderweiten bedeutende Trommellängen. Diesem Übelstande wird durch die

Anwendung der sogenannten Frictioustrommel begegnet. Bei der Fric-tionstrommel hat die Seillänge keinerlei Einfluss auf die Trommeldimensionen, da die Trommel vom Seile nur in sovielen Windungen umwunden wird, als nothwendig sind, dass die zwischen der Trommel und dem Seil entstehende Reibung ein selbstthätiges Gleiten des Seiles verhindert, während durch ein Räderwerk die Trommel in Umdrehung versetzt und die Last gefördert wird. Damit das Seil selbst annährend auf derselben Stelle der Tromniel zum Auflaufen Platz schafft, ist die Trommel conisch, und damit das Seil rasch darübergeschlagen werden kann, sind die Frictionstrommeln bei Schiffswinden gewöhnlich freitragend auf der Trommelwelle montiert, wie in Fig. 24, Text, gezeichnet.

Der Windenständer oder das Gestelle der B a u w i n d e n wird aus den beiden gusseisernen Ständerschilden (oder Ständern) und den drei schmiedeisernen Verbindungsstangen (Querverbindungen oder Distanzstangen) durch Verschraubung gebildet.

Die namentlich von französischen Fabrikanten versuchte Anwendung schmiedeiserner Seitenschilde, aus gebogenem Winkeleisen hergestellt, hat sich der hohen Herstellungskosten wegen nicht allgemeineren Eingang verschafft.

Fig. 25. Dampfwinde mit Kettenrad.

Die Fig. 20 bis 28, Text,

Fig. 1 bis II. Taf. XII, Fig. 1 bis 5, Taf. XIII, und Fig. 1 bis 4,

Taf. XVI, zeigen die gebräuchlichen Formen der Ständer, deren Querschnitt U oder T förmig ist, wie in Fig. 7 und 8, Taf. X, gezeichnet, oder auch doppelt T förmig, wie bei den Winden in Fig. 20 bis 22, Text, ausgeführt.

Die beiden Ständer werden gewöhnlich zur Mittellinie symmetrisch angeordnet, also auch die beiden Vorgelegewellen der doppelten Winden in gleicher Höhe symmetrisch zur Ständerniittellinie, um nicht zwei Gnss-modelle zu deren Abformnng zu erfordern.

Die Handkurbeln erhalten zweckmäßig eine am Kurbelstift drehbare Hülse als Handgriff, um die Hände des Mannes an der Kurbel vor Schwielen zu schützen. Diese Hülsen werden entweder aus Holz hergestellt wie in Fig. 5, Taf. XII, und an beiden Enden mit Eisen- oder Messingringen armiert, oder sie werden, namentlich wenn die Winden im

Die Ständerfüße sind mit Schraubenlöchern versehen, um die Winde nöthigenfalls auf eine Unterlage (gewöhnlich Holzunterlage) festschrauben zu können.

Fig. 27. Querschnitt.

Fig. 26. Mittelschnitt.

Trief

sh

iLiji

WB

mm

UW

ff:

x;

-4 Kettenrad.

B Führungsstück. C Abstreifer.

Fig. 28. Schnitt ss.

Kettenrad und Kettenführung einer Kettenradwinde.

(Fig. 26 bis 28.)

Freien verwendet werden sollen, aus einem Stück Gasrohr hergestellt, wie in Fig. 6, Taf. Xll, wobei der Kurbelstift an seinen Enden mit Ansätzen versehen ist, welche dem inneren Rohrdnrchmesser angepaßt sind. Oft werden jedoch auch die Handkurbeln der größeren Einfachheit wegen ohne Hülse, aus einem mit Nabe versehenen Nundeisenstück oder besonders geformten Schmiedestück hergestellt wie bei der Schraubenwinde in Fig. 1, Taf. IX, gezeichnet.

IV. Die Winden.

-s3

Ci

Die Befestigung der Kurbeln auf den Wellemnden erfolgt entweder durch Aufteilung auf die rund abgedrehten Enden mittels Nasenkeil oder durch Aufstecken auf die angefeilten Vierecke und Feststellung durch einen tonischen Stift wie in Fig. 1 und 4, Taf. XII, oder durch eine vorgeschraubte Mutter, wie in Fig. 6, Taf. XVI.

Die beiden Kurbeln werden so befestigt, dass die Kurbelarme einen Winkel von 120° einschließen, um möglichst gleichförmige Anstrengung der an beiden Kurbeln drehenden Männer zu erzielen. Soll die Winde fahrbar sein, so wird sie auf Rolleu (Fig. 11, Taf. XII) gestellt und es werden die Lager für die Nollenachsen entweder vertical verstellbar angeordnet, wie in Fig. 9, Taf. XII, um die Winde an Ort und Stelle am Ständerfnße aufstehen zu lassen, oder es werden geschlossene Lager an die Ständerfüße angeschraubt, wie in Fig. 10, Taf. XII, oder endlich unten offene Lager an die Ständerfüße angegossen und mit Lagerdeckel versehen wie in Fig. 21 und 22, Text.

Die Trommel ist gewöhnlich glatt, selten mit schraubenförmiger Kettenspur versehen.

Die Ständer- oder Rahmenform der französischen B a u w i n d e, bestimmt zur Befestigung an eine verticale Wand, ist ans den Fig. 23 und 25, Text, und Fig. 5 bis 7, Taf. XVI, zu entnehmen.

Ein wesentlicher Theil dieser Kettenradwinden ist das Führungsstück, welches die Kette in das Kettenrad in entsprechend langem Bogen eingreifend erhält und der Abstreifer dazu, welcher etwa durch Reibung im Kettenrade festsitzende Kettenglieder von demselben abstreift. Die Anordnung derselben ist in Fig. 23, Text, und Fig. 5 bis 7, Taf. XVI, ersichtlich.

Die Detailconstruction dieses Führungsstückes sammt Abstreifer ist in Fig. 26 bis 28, Text, dargestellt. Um das Führungsstück entbehrlich zu machen, sind bei den Kettenradwinden von Bernier in Paris zwei mittels in Eingriff stehender Zahnräder, gleichzeitig nach entgegengesetzter Richtung sich drehende gleich große Kettenräder untereinander vorhanden.

3. Dimensionsbestimilmng. Mit Rücksicht auf die Reibungswiderstände wird die am Hebelarm a der einfachen Schraubenwinde, beziehungsweise am Kurbelhalbmesser a der übrigen Winden zum Heben einer Last 6 wirklich erforderliche Kraft K⁴) größer sein, als die sich nach dem Übersetzungsverhältnisse allein, ohne Rücksicht auf Widerstände ergebende theoretische Kraft Ka und es bezeichnet wieder wie in Gl. (44 das Verhältnis

K,

(89

(90

CS

den Wirkungsgrad der Winde. Hieraus ergibt sich wieder wie in Gl. (45

• Eo

Der Wirkungsgrad ■>] aber setzt sich zusaminen aus den Wirkungsgraden der die Maschine bildenden Elemeutenpaare und ist gleich dem Producte derselben.

Nachstehende Tabelle enthält den Wirkungsgrad 1/ für die einfache Schraubenwinde für folgende Verhältnisse und Bezeichnungen:*)

r — mittlerer Halbmesser des Gewindes in Millimeter, s — Steigung des Gewindes oder Ganghöhe bei einer Windung, in Millimeter,

a) Bei einer mittleren Arbeitszeit t — 8 Stunden täglich;

Ohne Maschine K = 14 Am Hebel

An der Kurbel K —

QO 08

c — 0,78 m, c — 0,75 m, c — 0,75 m.

Für eine andere Arbeitszeit t⁴ bei der Geschwindigkeit c' erhält man die möglicherweise auszuübende Kraft K⁴:

nach Gerstner üs' — ^2— —J . ^2—

f)

nach Maschek As'

Für = 0 und c* = c ergibt sich hieraus As' — 2 As

b) Durch kurze Zeit:

K = 27 kg

Am Schraubenschlüssel oder am Steckschlüssel einer Schraubenwinde K — 34 kg Am Schraubstockschlüssel oder am vertical bewegten Pumpenhebel . K = 30 kg An der Kurbel

*) Nach Weisbach-Herrmann, Lehrbuch der Ingenieur- und Maschinenmechanik. Zweite Aust. 3, Th. 2. Abth. S. 29.

Die allgemeine Formel, nach welcher diese Tabelle berechnet ist, die man in speciellen Fällen zur Ausrechnung des Wirkungsgrades anzuwenden hat, lautet:

a—y r₂

2 7t r

-—f-fi + fl — /*    —) v» —

7i r    V    2n r) r

(->⁸jcr ) ⁼ ^eMNgsverhältnis des Gewindes,

ri = Halbmesser der Spurzapfenreibung in Millimeter,

r₂ = Halbmesser der Halszapfenreibung in Millimeter,

ft = 0,1 = Koefficient der gleitenden Reibung an den Gewindgängen,

rp = 0,08 = Koefficient der Zapfenreibung,

a 8r = Hebelarm der Kraft K.

Tabelle -es Wirkungsgrades der einfachen Schraubenwinde.

Einrichtung

der

Steignngsverhältnisf —-— ) V 2 nr J

Winde

0,04 | 0,05 j 0,06 | 0,07 | 0,08 | 0,10 | 0,125

Wirkungsgrad 77

Die Spindel wird gedreht r'i — 0,5 r; r₂ = r; a = 8 r

0,219

0,259

0,296

0,328

0,357

0,408

0,463

Die Mutter wird gedreht i‘i = 1,5 r; 1⁵2 = 2 r; a = 8 r

0,151

0,183

0,210

0,236

0,260

0,304

0,352

Diese Tabelle kann man auch für wenig abweichende Verhältnisse mit hinreichender Genauigkeit zur Schätzung des Wirkungsgrades benützen.

Mit denselben Bezeichnungen wird die erforderliche theoretische Kraft K0 bei der einfachen Schraubenwinde, entsprechend der Arbeitsgleichung: K₀ . :

K₀ =

(91

2 Jta

(92

Für die Dimensionierung der flachgängigen Schraubenspindel aus Schmiedeisen oder Bessemerstahl kann man, wenn noch d den äußeren und d± den inneren Gewindedurchmesser in Millimeter bezeichnet, die Steigung nehmen:

(98

s = 0,2 d = 0,25 d1 und den erhaltenen Wert passend, gewöhnlich nach dem englischen Zoll abrunden?) Die Gewindetiefe wird gleich der halben Steigung und die

Mutterlänge gleich 2<i. Kann die Mutter nicht genug lang gemacht werden, so nimmt man den Spindeldurchmesser d entsprechend größer, wobei zu beachten ist, dass der Abnützungsdruck an den Auflageflächen der Gewindegänge p —■ 0,5 kgimm² nicht überschritten werde.

Den Durchmesser dx kann man für eine Schraubenspindel aus Schmiedeisen oder weichem Bessemerstahl in gewöhnlichen Fällen mit der gleichen Beanspruchung S = 2,8 kgimm² wie scharfgängige Schrauben berechnen also für Q — P nach der Gl.

(94

< = 0,67 VP

deren Werte, soweit sie dort hingehören, in der Tabelle der Schrauben nach Whitworths Scala (Note zu S. 20) enthalten sind. Bei sehr sorgfältiger Ausführung kann mein für eine Spindel aus Schmiedeisen oder weichem Bessemerstahl bis S — 5 kgjmm² und für eine Spindel ans Gnssstahl bis S — 10,5 kgjmm² nehmen.

1. Beispiel. Eine einfache Schraubenwinde nach Fig. 5 bis 7, Taf. VII, hat folgende Dimensionen:

d — 65 mm; s — l/₂ Zoll engl. = 12,7 mm;

29,325 mm.

dy = d — s = 52,3 mm; r

Es ist zu berechnen, welche Last Q mit derselben gehoben werden kann und wie groß hierbei die Beanspruchung des Kernquerschnitres der Schraubenspindel wird, wenn am Hebelarm a — 550 mm zwei Männer mit je 34 kg wirken.

Es ist

V 2 TT r )

12,7

2.29,325.3,142

= 0,068 ^ 0,07

und somit nach der Tabelle S. 77 der Wirkungsgrad (die Spindel wird gedreht)

rj = 0,328.

Nach Gl. (90 wird wegen

die theoretische Kraft

K = 2.34 = 68 kg

K₀ = rj.K = 0,328.68 =s= 22,304    22,3 kg

und somit nach Gl. (92 2 7t a

. Ko -

2.3,142.550

12,7

. 22,3 = 6067,8 ^ 6000 kg.

Nun ist der Kernquerschnitt der Schraubenspindel

= 52,3². j = 2148,3 mm²

F =

und somit die Beanspruchung

s = i

⁶ F

6000

2148,3

= 2,79    2,8

2. Verspiel Es soll eine einfache Schraubenwinde nach Fig. 5 bis 7, Taf. VII, ausgeführt werden für die Last Q — 6000 kg und wird vorausgesetzt, dass zu ihrer Bewältigung zwei Männer mit je 34 kg am Hebelarme a wirken. Es sind die Dimensionen der Spindel und die Länge a des Hebelarmes des Steckschlüssels und endlich der Durchmesser des letzteren zu bestimmen.

Nach Gl. (94 ergibt sich für P = Q — 6000 kg der Kerndurchmesser der Schraubenspindel

- 0,67 V P = 0,67 . V 6000 ---- 0,67.77,46 = 51,898 ^ 52 mm und folglich nach Gl. (93 die Steigung

s —

52

^— — 13 mm,

welche nach dem englischen Zoll abgerundet ergibt s — l/₂ Zoll engl. — 12,7 mm, d. i. 2 Gänge auf 1 Zoll englisch oder 10 Gänge auf 127 mm. Hiermit ergibt sich der äußere Gewindedurchmesser

und für diese Abrundung

d — c/j -j— s — 52 ~j- 12,7 — 64,7    65 mm

dx — d — s — 52,3 mm

und der mittlere Halbmesser des Gewindes

r = ~    -f-    — 29,325 mm.

Demnach wird das Steigungsverhältnis

(    ₌__12,7__

\2 7t r J 2.29,325 . 3,142 und nach der Tabelle S. 77 der Wirkungsgrad (die Spindel wird gedreht)

V = 0,328.

Die Gleichung (90 ergibt hiermit wegen

K = 2.34 = 68 kg

= 0,068 ^ 0,07

die theoretische Kraft

is₀ = tj K = 0,328 . 68 = 22,304 ^ 22,3 kg und endlich die Gl. (92 den Hebelarm

_ 12,7 . 6000 2 Tr * K₀ 2 . n . 22,3

76200 140,1

Der Steckschlüssel ist auf Biegung beansprucht durch die Kraft K=68 kg am Hebelarme a — 550 mm und dessen Durchmesser d ergibt sich aus der Festigkeitsgleichung:

— 544    550 mm.

⁵-h"‘

wenn man, um d möglichst klein zu erhalten und sohin die Sicherheit zu haben, dass sich der Schlüssel eher biegt, als dass sonst ein Theil zu stark beansprucht werde, S = 10 kglmm² annimmt,

-r

\³/-

= VI38090 = 33,7 ^ 33 mm.

Anmerkung. Nach Ausrechnung einer Aufgabe wie die des 2. Beispieles ist es angezeigt, die Proberechnung vorzunehmen und kann das 1. Beispiel als Muster dieser Proberechnung für das 2. Beispiel dienen.

71 S

.K. a

Bei der Schraubenwinde mit Kegelrad er an trieb wird die Mutter gedreht und es ergibt sich der Wirkungsgrad gleich dem Pro-ducte des Wirkungsgrades der einfachen Schraubenwinde, bei der die Mutter gedreht wird (Tabelle S. 77), und dem Wirkungsgrad der Zahnräder und der zugehörigen Vorgelegewelle, welche letztere getrennt den folgenden beiden Tabellen zu entnehmen ftnb,*) entsprechend den folgenden Bezeichnungen und Verhältnissen:

zi — Zähnezahl des Getriebes; /?, dessen Halbmesser in Millimeter, „ Rades;

i = Z-¹ = Übersetzungsverhältnis,

r = Zapfenhalbmesser der Vorgelegewelle in Millimeter, a = Kurbelhalbmesser in Millim. — Hebelarm der Kraft K, cp — 0,08 = Koefficient der Zapfenreibung.

Bezeichnet nun rjx den Wirkungsgrad der Schraubenspindel mit ihrer Mutter, % den Wirkungsgrad der Zahnräder, % den Wirkungsgrad der Vorgelegewelle, so ergibt sich der Wirkungsgrad rj ihrer Verbindung, also jener der Winde

(95

>i = Vi • >h ■ %

Mit denselben Bezeichnungen wird die erforderliche theoretische Kraft K₀ bei der Schraubenwinde mit Kegelräderantrieb, entsprechend der Arbeitsgleichung

ji

05

CO

cc

<0

CO

*) Nach Weisbach-Herrmann, Lehrbuch der Ingenieur- und Maschinenmechanlk, zweite Anst. 3. Th. 2 Abth. S. 14 und 17. Die Tabelle für den Wirkungsgrad der Zahnräder ist für Stirnräder berechnet, angenähert aber auch für Kegelräder gütig* Die allgemeine Formel, nach welcher die Tabelle des Wirkungsgrades der Zahnräder berechnet ist, die man in speciellen Fällen zur Ausrechnung des Wirkungsgrades anzuwenden hat, lautet:

fi_

(■+-)

zx + 0,33

Die allgemeine Formel, nach welcher die Tabelle des Wirkungsgrades der Vorgelegewette berechnet ist, die man ebenfalls in speciellen Fällen zur Ausrechnung des Wirkungsgrades anzuwenden hat, lautet:

(■+t)

(p

>7 = 1-

IV. Die Winden.

OO

Tabelle des Wirkungsgrades der Zahnräder.

Zähnezahl

Übersetzungsverhältnis i = -^L

Getriebes

0,75 |    0,5 1    0,4    0,3    0,2

Wirkungsgrad ij

ic CO l> GO

o ono o

rl rl H 51

p p p p p p p p

COCOCOCOCOCOCOCO

OÜx^ÜOMHOCO

OD^GDCO^^HOJ

P P P p p p p p

COCOCOCOCOCOCOGO NlöiÜMMWWHCO ^ Ox tö 05

to <1

co or

P P P P P P P P

COCOCOCOCOCOCOCO

<ZOiCiOiH^03tOO

OXCOOWM^COCO

© cT d~ ©' o" cT ö" ö

COCOCOCOCOCOCOCO

’DOOCßöiCiCDCOCl

P P P P P P P P

COCOCOCOCOCOCOCO

COtOÜ'COOtOWH

o P P P P P P P

COCOCOCOCOCOCOCO

C0^05CiC3^WtG

MÜiC0tO03O5C0<l

cT © o © © o o" cT

COCOCOCOCOCOCOCO

GO^f^JCiOxOxrf^CO

05^hüi<1M03U)

Ci Ci p p p p p P

ocToooooö"

GO co

Tabelle -es Wirkungsgrades der Vorgrlegewelle.

Zapfen-

Verhältnis

Hebelverhältnis

(t)

(*)

V.

7.

7«

7.

Wirkungsgrad rj

p p p p p

"co "CO "co "co "cO

<1 Ci ÜX 05 ^ W O

30

30

CO

9 tz

« $

cT © © o ©

GO Ci Ci b- GO Ci Ci

p    p    p    p    p

co    co    co    co    co

CO    GO    <1    Oi    ox

O    O    O    O    O

CC    CO    51    H    H

io    CD    N    00    O

p    p    Oi    Oi    Oi

O    O    O    O    O

popp p

co    co    "co    "co    CO

CO    GO    M    Oi    Ol

M    to    Di    ^    O

Die Schraubenspindel wird wie bei der einfachen Schraubenwinde für die Last Q, dimensionirt Gl. (98 und (94, und die Auflagsläche der die Mutter bildenden Radnabe, die Spurlagerfläche auf dem Lagerkranze so groß, dass der Abnützungsdruck 100 at = 100 kgl cm'² oder 1 kgjmm2 nicht überschreitet. Zur Ausgleichung der Abnützung wird eine Metallbüchse mit Borde oder ein Armierungsring wie m Fig. 1, Taf. IX, angewendet. Für den äußeren Durchmesser D der die Mutter bildenden Radnabe kann man in Millimeter ausgedrückt nehmen

(98

D == 5 + 1,5 d .

Die Zahntheilung ist für Kegelräder wie für Stirnräder bestimmt durch den Zahndruck, welcher bei Kegelrädern für die Festigkeitsberechnung

Pech an, Leitfaden des Maschinenbaues. I. 3. Aufl.

streng genommen am mittleren Radius wirkend angenommen werden sollte, annähernd aber der Einfachheit wegen namentlich bei Rädern mit großer Zähnezahl und bei Räderpaaren für große Übersetzung am äußeren Theilkreisradius Rt des Getriebes concentriert angenommen werden kann.

Bezeichnet nach der Kotierung in Fig. 4, Taf. VII, allgemein P den Zahndruck im Theilkreise in Kilogramm, hier an der Zahnspitze angreifend gedacht, z die Zähnezahl, t die Theilung in Millimeter,

j die Stichzahl,

X — 0,7 t die Zahnlänge, k — 0,3 t die Zahnkopflänge,

/ — 0,4 t die Zahnfußlänge,

i die Zahnbreite in Millimeter,

h = 0,5 t die Höhe des Zahnfußes in Millimeter,

j — ip das Verhältnis der Zahnbreite zur Theilung,

S die Beanspruchung des Zahnes in der stärkst gespannten Faser in Kilogramm auf einen Quadratmillimeter Querschnitt,

bh²

—- den Querschnittsmodul des Zahnfußquerschnittes,

R den Theilkreishalbmesser in Millimeter,

so gilt für den Kraftangriff an der Zahnspitze die Festigkeitsgleichung

bh*

S. -g-

PI = s. z =

(99

und für den Theilkreishalbmesser die Gl.

(100

*-*•(;)......

sich ferner

Durch Einführung vorstehender Verhältnisse in Gl. (99 ergibt

P . 0,7 t = S .

b . 0,5² . t²

und hieraus

(101

b . t == 16,8 .

Durch Substitution von tp = y also b = ipt ergibt sich weiter

yP = 16,8 .

(102

und hieraus

16,8

. V P

Durch Einführung des Verhältnisses ( ^r ) *) erhält man ferner

\7lti,8 7Tx \³/ PP

V q . s • V a

(103

(104

Nimmt man für gewöhnliche Verhältnisse für die aus Gusseisen hergestellten Zahnräder der Windwerke

*■“7

S — 2,5 kgjmm²

(105

so ergibt sich

ipS = 5

(106

und man erhält hiermit aus den Gl. (102 und (103 die folgenden: **)

t = 1,833 V P

V/pp

Die aus Gl. (107 und (108 sich ergebenden Theilungen können im allgemeinen nach einer beliebigen Scala abgerundet werden. Zweckmäßig ist es, dieselben nach ganzen Stichzahlen abzurunden, wonach man

t = 2,763

*) Aus Gl. (100 folgt:

2ttR

(107

(108

Verbindet man die Gl. mit jener (102 durch Multiplication, so erhält man

P

16,8 . -y .

'ifj . t³ —

2 7t R

und hieraus

ff 16,8 . 2-r 1 f PR

V V . s ' v Z

Für die tabellarische Ausrechnung hat man auch

**) Hat man hiernach t und aus y = -y- auch b berechnet und will dann

t oder b ändern, so hat man im Hinblick auf Gl. (101 für die gänderten Werte Mi = bt in nehmen.

stets eine ganze Zahl für den Durchmesser D erhält und kann man sich hierzu folgender Tabelle bedienen.

Tabelle für gusseiserne Zahnräder.

fH, »s= 6.

t = 1,833 Mp = 2,763

ti)

(?) ti)

(?)

l-aO<XlQ0<I(J50irf^-05lx5

WCOKJtOWMMH

M CD ex M GD ÜI w CD 05

ilsslislli

|lf

-lllllllll

rH tH r-i

94,248 | 2630

421

2526

4025

5936

8523

11710

15642

20208

25805

32200

39450

Die Kurbel erhält folgende Dimensionen: a — 260 mm — Kurbelhalbmess er, l — 220 mm — Länge des Kurbelgriffes, d = 25 bis BO mm = Durchmesser des eisernen Kurbelgriffes und kann man die Kraft eines Mannes an der Kurbel mit 27 kg annehmen (bergt Note zu S. 76). Der Durchmesser <Z' der Vorgelegewelle kann der Tabelle S. 18 entnommen werden.

1. Beispiel. Eine Schraubenwinde mit Kegelräderantrieb nach Fig. 1, Taf. IX, weist folgende Dimensionen auf:

d = 65 mm] s — l/₂ Zoll engl. — 12,7 mm; dx — d — s = 52,3 mm] 29,325 mm; z₁ = - 6: z₂ = 25;

(9-

12; t — 37,699 mm;

— 150 mm; r — 16,5 mm] a — 260 mm.

70 mm] Bx — 36 mm;

Es ist zu berechnen, welche Last Q mit demselben gehoben werden kann; und wie groß hierbei die Beanspruchung der Zahnräder wird, wenn an der Kurbel zwei Männer mit je 27 kg wirken.

Es ist das Steigungverhültnis

f—) =

\27ir )

12,7

= 0,068 ^ 0,07

2 . 29,325 . 7i

und somit nach der Tabelle S. 77 der Wirkungsgrad (die Mutter wird gedreht) der Schraubenspindel und Mutter hinreichend genau

7j₁ — 0,0236;

ferner ist das Übersetzungverhältnis

25 - 0 24

und somit nach der Tabelle S. 81 der Wirkungsgrad der Zahnräder, zwischen i — 0,3 und 0,2 für zl — 6 geschätzt

rjz == 0,935;

endlich ist das Hebelverhältnis

269    7,22

und das Zapfenverhältnis

16,5

36 ^ 0,458

und somit nach der Tabelle S. 81 der Wirkungsgrad der Vorgelegewelle zwischen \ und 4- und

a 6

geschätzt, hinreichend genau

(i)-

0,5 und 0,4

?]₃ — 0,960.

Es ergibt sich hiermit der Wirkungsgrad der Winde

V — Vi • ^2 • Vz — 0,236 . 0,935 . 0,960 — 0,212.

Weil nun

K = 2 . 27 = 54 kg

so ergibt die Gl. (90 die theoretische Kraft

E₀ = 7i . K = 0,212 . 54 -- 11,448 ^ 11,5 kg, womit sich nach Gl. 97 die zu hebende maximale Last Q ergibt, nämlich

2n .260 . 25 . 11,5

= 6165 kg 6000 kg.

12,7 . 6

Für die Beanspruchung der Zahnräder gilt die Gl. (101, für welche der Zahndruck P bestimmt ist durch die Momentengleichung

“^- 800*.

P Rx — K . a mit P —

Hiermit wird aus Gl. (101 die Beanspruchung. 16,8 . P _ 16,8 . 390

b .t

70 . 37,7

— 2,48    2,5 kg\mm².

2. Beispiel. Es ist eine Schraubenwinde mit Kegelräderantrieb nach Fig. 1, Taf. IX, zu construieren und sollen hiefür die Dimensionen der Schraubenspindel, Zahnräder und Vorlegewelle bestimmt werden. Die maximale zu hebende Last soll 6000 kg betragen unter der Voraussetzung, dass an der Handkurbel zwei Männer mit je 27 kg wirken.

Nach Gl. (94 ergibt sich für

P = Q = 6000 kg

der Kerndurchmesser der Schraubenspindel

= 0,67 VP = 0,67 V6Ö00 = 51,898    52 mm

und folglich nach Gl. (93 die Steigung

dx 52 1Q 4

welche nach dem englischen Zoll abgerundet ergibt

Zoll engl. — 12,7 mm

d. i. 2 Gänge auf 1 Zoll engl, oder 10 Gänge auf 127 mm. Hiermit ergibt sich der äußere Gewindedurchmesser

und für diese Abrundung

d = dt + 5 = 52 + 12,7 •= 64,7 ^ 65 mm

— d — s — 52,3 mm und der mittlere Halbmesser des Gewindes

29,325 mm

Demnach wird das Steigungsverhältnis

U-) =

\2 7i r)

12,7

= 0,068    0,07

2 . 29,325 . 3,142

und nach der Tabelle S. 77 der Wirkungsgrad der Spindel und Mutter (die Mutter wird gedreht) hinreichend genau

Vi — 0,236.

Wählt man nun den Kurbelhalbmesser a — 260 mm und die Zähnezahl des aus Schmiedeisen hergestellten und mit seiner Achse im ganzen geschmiedeten Getriebes Li — 6, so erhält man nach Gl. (108 die Zahntheilung

t = 2,763^/^

und wegen PR — Ka und K = 54; z — 6 auch

\^/54.260

= 36,75

und nach der Tabelle S. 84 für die Nächstliegende Stichzahl

t = 2,763 .

GO ■

12; r — 37,699 mm.

Man hätte übrigens auch für

(f) - I? - 2340

mit Hilfe dieser Tabelle unmittelbar den Nächstliegenden Wert

t — 37,699 mm;

entnehmen können.

Hiernach ergibt sich der Halbmesser des Getriebes

¹

Detailzeichnungen dieser, bei unseren Constructionen nicht gebräuchlichen und deshalb vom Verfasser in den constructiven Figuren 5 bis 7, Tafel XI, gar nicht zur Anwendung gebrachten complicierten Bremsvorrichtung sind enthalten in Riedler, Personen- und Lastenaufzüge, und Uhland, prakt. Maschinen - Constructeur. 1877, S. 362, Tf. 76.

²

4. Herstellung der Flaschenzüge. Die Seil- und Kettenrollen der gewöhnlichen Flaschenzüge werden aus Gusseisen hergestellt, gebohrt und an der Nabe eben gedreht. Die Spurkränze der Seilrollen werden ausgedreht, um das Seil gegen übermäßige Abnützung zu schützen. Das Gussmodell der Rolle ist, senkrecht zur Achse, im Mittel des Spurkranzes getheilt und die Seil- oder Kettenspur wird in der Form durch einen Sandkern gebildet. Die Außen- und Zwischenbleche werden aus Blechtafeln ausgehauen, mehrere Stücke zusammengespannt, nach dem durch die Zeichnung

³

Eine einfache Construction solcher Ratschen für Handvorschub ist bei den Sperrwerken in Fig. 11 und 12, Taf. II, zur Darstellung gebracht. Der Handhebel c ist neben dem Sperrad auf der Spindel frei drehbar, wogegen der in Fig. 10 und 11, Text, ersichtliche Hebclansatz, in welchen erst ein Steckschlüssel als Hebelarm einzusetzen ist, ein gegabeltes Hebelauge besitzt, zwischen dessen beide Lagerlappen sowohl das Sperrad als auch der V förmige, mit den beiden Schenkelspitzen angreifende Sperrkegel eingeschoben und letzterer im Charnierbolzen drehbar ist. Die auf der unteren Spindel gezeichnete Ratsche ist für den Transport abziehbar und deshalb das Sperrad auf einer im Hebel gelagerten Hülse aufgekeilt.

⁴

Die Zugkraft eines Arbeiters kann mein im Durchschnitt nehmen, wenn K die mittlere Kraft in kg, und c die mittlere Geschwindigkeit ihres Angriffspunktes in Metern pro Secunde bezeichnen:

⁵

Da die Schraubenspindel auf der Drehbank geschnitten wird, und diese gewöhnlich eine Leitspindel mit englischem Gewinde hat (2 bis 4 Gänge auf einen Zoll englisch), so wird man auch die Steigung s nach dem englischen Zoll abrunden und in der Zeichnung cotieren, da andernfalls besondere Wechselräder erforderlich sind, um mittelst englischer Leitspindel ein metrisches Gewinde zu schneiden. Für die Aufsuchung des betreffenden englischen Maßes kann die Schraubentabelle (Note S. 20) dienen.

3 . 12 — 36 mm

GO-

Um nun den Zapfenhalbmesser r zu finden, muss der Wellendurchmesser d* der Vorgelegewelle berechnet werden und dieser ergibt fich aus der Gl. (13 mit

* - V »5-

S‘ = 2 kgjmm?; PR = Ka = 54 . 260 = 14040

und wenn man setzt

so ergibt sich nach der hiesür berechneten Tabelle S. 18 nach Kalibermaß abgerundet d* — 33 mm und mithin

d*

x = — — 16,5 mm.

Nun kann der Wirkungsgrad rjs der Vorgelegewelle mit Hilfe der Tabelle S. 81 hinreichend genau geschätzt werden.

Es ist hiesür

RL=Sß

x 16,5 _

260    7,22 Utlb Rt ~ 36 — 0,458

und somit der Wert von rj₃ zwischen 0,953 und 0,964 hinreichend genau geschätzt

t]₃ — 0,960.

Es erübrigt nun noch die Bestimmung des Übersetzungsverhältnisses

*8

. Q.

und hierzu dienen die Gleichungen (90 und (97, welche verbunden ergeben K=~ .    .

Z 7t a z₂

Um aber diese Gl. benützen zu können, muss vorher ij bekannt sein. Nach Gl. (95 7] = 7jt . rj₂ . fehlt aber hiesür noch rj2r d. i. der Wirkungsgrad der Zahnräder. Man wird nun zuerst für letzteren mit zt = 6 aus der Tabelle S. 81 schätzungsweise einen Wert annehmen, z. B. rj₂ — 0,933 und erhält hiermit annähernd

V ⁼ Vi • V2 a Vs — 0,236.0,933.0,960 — 0,211 und nun ergibt sich, weil zt — 6 schon gewählt ist, aus vorstehender Gleichung

= 24,55    25.

^    ‘2 na'Zl‘ K

Demnach wird

12,7 . 6 . 6000 0,211 . 2 . 260.7t . 54

*2

= 0,24

und dem entsprechend nach Tabelle S. 81 wird sich n₂ zwischen 0,933 und 0,938 ergeben annähernd rj₂ — 0,935, womit z₂ — 25 ohne weiteres beibehalten werden kann. Es wird nun der Halbmesser

— 150 mm

2-¹²

*• =5,1 (i) = -⁵

und die Zahnbreite b = 2t und weil t — 37,699 nach oben abgerundet wurde, so kann b nach unten abgerundet werden, also

b = 2 t = 2 . 36,75 = 73,50 ^ 70 mm.

Nimmt man den äußeren Durchmesser der Mutterhülse im Lager nach Gl. (85 mit 100 mm an, so wird der innere Durchmesser di der Spurlagerfläche ebenso groß und der äußere Durchmesser da ergibt sich, wenn p = 1 Icg/mm² den Abnützungsdruck bezeichnet, aus der Gleichung

(da² — di²) •    p

6000 + 7854 = 13854

(^t) = T + (¹⁰⁰²-t) =

Bei der Schraubenwinde mit Schneckenantrieb ist der Rechnungsgang genau derselbe wie im vorhergehenden Falle, nur kommt hier statt der Kegelräderübersetzung die Schneckenradübersetzung und für % der Wirkungsgrad des Schneckenrades mit der Schnecke in Rechnung; % aber ist hier schon in % eingeschlossen.

Der Wirkungsgrad der Schnecke ist nun übereinstimmend mit jenem der durch selbe gebildeten Schraubenspindel und somit der Tabelle S. 71 (die Spindel wird gedreht) zu entnehmen.

Für die Schneckenradübersetzung ergibt sich, wenn noch z₂ die Zähnezahl des Schneckenrades bei einfacher Schnecke bezeichnet, die theoretische Kraft K₍₎ aus der Arbeitsgleichung

(109

K₀ . 2 xa — Q

Kn =

(110

2xa ' z₂

Bezüglich der Dimensionierung der Bestandtheile dieser Winde ist noch zu bemerken, dass die Zahntheilung t des Schneckenrades, welche nach dem englischen Zoll abzurunden ist, als Steigerung der Schnecke, und der zugehörige Zahndruck P₂ durch die Arbeitsgleichung unter Berücksichtigung der Reibungswiderstände der Schnecke, entsprechend ihrem Wirkungsgrade %, verbunden sind: w₂ . K. 2 x a — P₂ . t

(111

woraus folgt

P.-

(i)

— y/₂ . K . a

(112

Hierbei ist gewöhnlich a — 200 mm und im Maximum K—21 kg für einen Mann.

Das Verhältnis zwischen dem Theilkreishalbmesser der Schnecke E₁ und der Theilung t kann man frei wählen und setzt erfahrungsgemäß das Steigungsverhältnis (Zahnschräge des Schneckenrades)

(113

2x P,

- 4 bis J5

im Mittel

0,125

2xR₁

woraus im Mittel der Theilkreishalbmesser der Schnecke

. (114

(115

während der Theilkreishalbmesser i?₂ des Schneckenrades bestimmt ist durch die Gl.

— Z2

. . (116

Durch Substitution von (-J^) aus Gl. (116 in Gl. (112 erhält man unmittelbar

rj₂ . K . a

(117

womit

für    nach Gl. (108 oder nach der zugehörigen

Tabelle S. 84 auch die Theilung t und Zahnbreite b bestimmt ist.

1. Beispiel. Eine Schraubenwinde mit Schneckenantrieb nach Fig. 5 bis 8, Taf. IX, weist folgende Dimensionen auf:

d = 65 mm] s — 12,7 mm; r — 29,825 »; —-— — 0,068    0,07;

Zrn

4- = 0,125.

z₂ = 20;

2/?! TT

Mit welcher Kraft muss man an der Kurbel vom Halbmesser a — 200 mm wirken, um mittelst dieser Winde die Last Q — 6000 kg zu heben?

Es ist nach Gl. (110 die theoretische Kraft

ferner nach Gl. (90

wobei für

= 0,07

2na

nach der Tabelle S. 77 (die Mutter wird gedreht) der Wirkungsgrad der Schraubenspindel — 0,236 und nach derselben Tabelle für

= 0,125

als Steigungsverhciltnis (die Spindel wird gedreht) der Wirkungsgrad der Schnecke ?/₂ — 0,463, demnach der Wirkungsgrad der Winde

v = Vl .    = 0,236 . 0,463 = 0,1093

und somit die wirkliche Kraft an der Kurbel

K ----

. 3,03 =f 27,7 kg.

berechnet

0,1093

2. Beispiel. Für eine Schraubenwinde mit Schneckenantrieb sind bereits

d — 65 mm] s — 12,7 mm] r = 29,325 mm] — 0,068    0,07.

Es sind die Dimensionen der Schnecke und des Schneckenrades so zu bestimmen, dass ein Mann, bei der maximalen Kraftleistung von 27 kg am Halbmesser der Kurbel a — 200 mm die Last von 6000 kg heben kann.

Nimmt man für die Schnecke nach Gl. (114

2ttF₁

so ist der Wirkungsgrad derselben nach der Tabelle S. 77 (die Spindel wird gedreht) rj₂ — 0,463 und für

4- = 0,126

.<

= 0,07

2 7t r

ist der Wirkungsgrad der Schraubenspindel nach derselben Tabelle (die Mutter wird gedreht) ?j₁ — 0,236, mithin der Wirkungsgrad der Winde

V ~ ⁷h • V2 ⁼⁼ 0,236.0,463 — 0,1093.

Die Gl. (90 ergibt nun für K — 27 kg die theoretische Kraft K₀ — ij . K = 0,1093.27 = 2,95 kg.

Nun ergibt sich aus Gl. (110 die Zähnezahl des Schneckenrades

6000 _ OA _

2. 200.3,142 ¹ 2,95    20/5 ^ ~°

% .=

12,7

2 a 7t K0 und die Gl. (117 das Verhältnis

rj₂ . K. a = 0,463.27 . 200 = 2354,4. Hiermit ergibt endlich Gl. (108 die Theilung

\3iPR    \³/

= 2,763    == 2,763 V 2354,4 = 36,75

deren Abrundung mit Rücksicht auf die Herstellung der Schnecke nach dem englischen Zoll erfolgt, wofür die Tabelle Note S. 20, t — l⁷/ie Zoll engl. — 36,5 mm als zunächst gelegenen Wert ergibt.

Die. Anzahl der Gewindgänge n₂ auf einen Zoll englisch ist hiefür

1. 16

v₂ — y —23¹    )

Die Schraubenwinden erfordern wegen ihres geringen Wirkungsgrades viel größere Übersetzungsverhältnisse als die folgenden Zahnstangenwinden und bewirken deshalb das Heben der Last langsamer als letztere; sie sind jedoch der großen Sicherheit wegen, die sie gegen das Zurückweichen unter der Last bieten, in vielen Fällen den Zahnstangenwinden vorgezogen.

Angenähert kann man für gewöhnliche Verhältnisse durchschnittlich den Wirkungsgrad der Zahnstangenwinde mit einfacher Räderübersetzung

= 1,83

(118

IV. Die Winden.

CO

rH

V = 0,75 also ~

und jenen der Zahnstangenwinde mit doppelter Räderübersetzung

rj — 0,68 also —

= 1,47

119

annehmen.*)

Die theoretische Kraft K₀ an der Kurbel ergibt sich, wenn nach dem Räderschema Fig. 15 und 16, Taf. IX, r den Theilkreishalbmesser des Zahnstangengetriebes, z dessen Zähnezahl, Rx R₂ die Halbmesser zx z2 die Zähnezahlen der ersten Räderübersetzung und Rs Rx die Halbmesser, z₃ z₄ die Zähnezahlen der zweiten Räderübersetzung bezeichnen, und der Kurbelhalbmesser a ist, für die Zahnstangenwinde mit einfacher Räderübersetzung

Kn =

. Q =—. . . a R₂

Z2

. . . (120**)

*) Der Wirkungsgrad rj der Zahn st angen winde setzt sich zusammen aus jenem der Zahnstangenbewegung ?ju der Zahnstange mit dem Getriebe rj2f der Zahnräder rj₃ und der Vorgelegewelle rj₄ bei einfacher Übersetzung. Bei doppelter Räderübersetzung wiederholt sich rj₃ und ?/₄, (17 = ?jl . ?j₂ . rj₃ . t/₄). Diese Wirkungsgrade sind mit Ausnahme von ^ aus den Tabellen S. 81 zu entnehmen oder nach den betreffenden Formeln leicht zu berechnen; rj₁ aber ergibt sich aus der Formel (nach Weisbach-Herrmann, Lehrbuch der Ingenieur- und Maschinenmechanik, zweite Aust. 3. Th. 2. Abth. S. 20):

Vi =

1 -j- 2»

-e Ci

worin e — horizontaler Abstand der Lastauflage auf der Pratze vom Zahustangentheilriss, l — verticaler Abstand der beiden gegenseitigen Rückenstützen der Zahnstange, = horizontaler Abstand der letzteren,

— 0,15 — Reibungscosfficient.

**) Bezeichnet nach Fig. 15, Taf. IX, P₁ den Zahndruck am Theilkreishalbmesser Ri beziehungsweise i?₂, so ergibt sich die Gleichstellung der Drehungsmomente

K₀ . a — P₁ . Rx Px . R₃ = Q.r

woraus durch Multiplication beider Gleichungen

K₀ . a . P₁ . R₂ — P₁ . R, . Q . r

und für die Zahnstangenwinde mit doppelter Räderübersetzung

R₁ R

Durch Verbindung dieser Gleichungen mit der Gl. (90 und Substitution der Werte für rj aus (118 und (119 erhält man die wirklich erforderliche Kraft K an der Kurbel für die Zahnstangenwinde mit einfacher Räderübersetzung

1,33 . —. A. . Q = 1,33 .

a zä

und für die Zahnstangenwinde mit doppelter Räderübersetzung

r Rl a

Für die Dimensionierung der Zahnräder und der Zahnstange, welche Theile des geringeren Gewichtes wegen bei den Wagenwinden aus

K0 —

1. ₌

z₃ z₄

11

. Q......(121*)

Ct Ro

^ . Q ... . (122

K = 1,47 . - . -¹- . % . Q = 1,47 . a z₂

5- • Q ... (123

und hieraus ergibt sich

r Rx ~aR₂*

Q.

Nun ist auch für die Theilung t der beiden Zahnräder 2tzR₁ — zp 2 71 Pi₂ — z₂t

woraus durch Division beider Gleichungen

Ei ₌*i

R₃ ^2

und durch Substitution in die Gl. für K₀ ergibt sich endlich obige Gl. (120

*) Bezeichnet nach Fig. 16, Taf. IX, Px den Zahn druck im Theilkreise von Rx und J?₂; P₃ den Zahndruck im Theilkreise von R₃ und R₄, so ergibt die Gleichstellung der Drehungsmomente

K₀.a = Px .

• ^2 ⁼ P3 •

P₃ . R± = Q . r

woraus durch Multiplication aller drei Gleichungen

R₀ . a . Pt . Z?₂ . P₃ . R4 — Px . Rt . P₃ . R₃ . Q . r

und hieraus ergibt sich

K = —

a R₂

und weil wie bei der einfachen Räderübersetzung

Rt 2,    i?₃

unb t> ~

WS*

so folgt sofort obige Gl. (121.

Schmiedeeisen hergestellt werden, gelten wieder nut den zugehörigen Voraussetzungen die Gl. (101 bis (103.

Man wendet hierbei wegen der minder genauen Lagerung kleine Zahnbreite an und geht mit der Beanspruchung S sehr hoch, macht deshalb für Schmiedeeisen*)

für die mittleren Werte

⁶ - u

lp =

cf. CH

= 1 bis 1,2 /§ — 8 bis 10 kg/mm²

V> —

(124

S = 9 kgjmm2 ergibt die Gl. (103

t = 1,31 VP

(125**)

und für die Zähnezahl z und den Theilkreishalbmesser R auch aus Gl. (104 vjTR V z

t = 2,21

(126

Um möglichst kleine Dimensionen zu erhalten, nimmt man gewöhnlich zi ~ z3 — z — 3    5

z₂ = 16 bis 18 z₄ = 18 bis 22 a — 200 mm üs= 6 bis 8 kg

und versieht die Getriebe zur Verstärkung mit Seitenscheiben.

*) Für die gusseiserne Zahnstange des gewöhnlichen Schützenaufzuges bei Wasserrädern und Turbinen kann man nehmen

1 = 2

V = t

Hiermit wird

S — 2,5 kgl mm². yS = 5

und demnach sind die Gleichungen (197 und (108 sowie die zugehörige Tabelle S. 84 unmittelbar zu deren Dimensionierung anwendbar.

Das Zahnstangengetriebe erhält hierbei 11 bis 15 (gewöhnlich 13) Zähne.

**) Der Vergleich der Gl. (125 mit jener (107 ergibt, dass man die Werte der Theilungen der Tabelle S. 84 mit

1,31 _ st71*

1,833    0,715

zu multiplicieren hat, um für denselben Zahndruck P die Theilung t für schmiedeiserne Windenräder zu erhalten.

1. Beispiel. Es liegt eine Pratzenwinde mit doppelter Räderübersetzung voran welcher folgende Dimensionen abgenommen wurden:

14; b = 45; 2 = 4;

Theilung der Zahnstange t — 43,982 mm;

r = 28 mm\ zt = 4; z₂ = 18;    = 4; z₄ == 22; a = 200 mm.

Es ist zu berechnen, mit welcher Kraft man mittelst derselben die Last Q = 1000 kg heben kann und welche Beanspruchung hierbei die Zahnstange erfährt. Es ist nach Gl- (123 die an der Kurbel wirklich erforderliche Kraft

_ Ä7 r zx z₃ _.    28    4

“    '    -~^'~Zz'Vt'U- ' ⁷ ‘ 2ÖÖ 18 22

und aus Gl. (101 erhält man für die Beanspruchung der Zahnstange wegen

P = Q = 1000 kg 16,8 . P 16,8 .1000

4 . 1000 — 8,3 kg

45 . 44

— 8,5 kgjmm².

2. Beispiel. Es ist die Zahntheilung und Breite für die Räder zt und z2 der im vorstehenden Beispiele angeführten'Winde zu bestimmen.

Man hat für das Moment

PR = K. a = 8.200 = 1600

und die Zähnezahl

z = z₁ = 4

das Verhältnis

/Pig\ ₌ 160 V;    4

= 400

und hiefür nach Gl. (126

1 3 J -p -p    _

t = 2,21 \— = 2,21 . \s/400 = 2,21 . 7,37 = 16,28

oder durch Multiplication des Tabellenwertes mit 0,715 und Abrundung für eine ganze Stichzahl nach der Tabelle S. 84 abgerundet

t = 18,85

Nun wird die Zahnbreite

b = 1,1 t = 1,1 . 16,28 = 18 mm und weiter ergeben sich die Theilkreishalbmesser

*■ = fl')-

2.6 = 12 mm

9 . 6 = 54 mm.

3. Beispiel. Wie groß ist die erforderliche Räderübersetzung für eine einfache Pratzenwinde, wenn hiermit die Last Q = 250 kg, bei einer Kraftäußerung von 6 kg an der Kurbel, gehoben werden soll?

Es ist nach Gl. (122

1,33    Q

a Zz

und hieraus

^ = 1,33. — .

z j    a

zu deren Auflösung nun noch r bekannt sein muss. Es ist sonach noch die Zähnezahl des Zahnstangengetriebes z und dessen Theilung zu bestimmen.

Nach Gl. (125 ergibt sich die Theilung der Zahnstange für P= Q = 250 kg mit t = 1,31 . V25Ö = 1,31 . 15,8 = 20,698 und für eine ganze Stichzahl nach der Tabelle S. 84

t = 21,991

-1 = 7.

71

Wählt man nun die Zähnezahl des Zahnstangengetriebes z = 4, so wird

dessen Radius

tH , (M

. 4 . 7 = 14 mm

■²■(+)=}

und nun erhält man nach vorgenannter Gleichung

f = ¹'³³-|cr? = ³'⁸⁸^ ⁴‘

Nimmt man also zt — 4, so erhält man

z₂ — 4 . 4 = 16

Bei den Trommelwinden kann man unter gewöhnlichen Verhältnissen den Wirkungsgrad²) durchschnittlich setzen,

(-y) das Verhältnis des Zapfenhalbmessers zum Trommelhalbmesser;

Seilstärke d =

10 mm

20 mm 30 mm

40 mm

50 mm

Kette

0,959

0,939    0,920

0,901

0,883

0,972

Für die genaue Bestimmung des Wirkungsgrades rj der ganzen Winde hat man bei Benützung der Tabellen oder zugehörigen Formeln die Wirkungsgrade für die Zahnräder und die Borgelegewelle (Tabellen S. 81) und für die Trommel zu bestimmen und deren Product zu bilden.

wenn einfache Räderübersetzung vorhanden:

rj — 0,90, also ~

= 1,10.

wenn doppelte Räderübersetzung vorhanden:

= 1,20

(128

rj — 0,83, also —

Bezeichnet man den Halbmesser der Windentrommel bis Seil- oder Kettenmittel mit q, die Zähnezahlen von der Kurbelwelle weg der Reihe nach mit z₁ z₂ z₃ z₄ und die zugehörigen Theilkreishalbmesser mit Rt ß₂ Rs Rit endlich den Kurbelhalbmesser mit a, so ist die zum Heben der Last Q erforderliche theoretische Kraft Ka an der Kurbel

für die Trommelwinde mit einfacher Räderübersetzung

Q R± q......

und für die Trommelwinde mit doppelter Räderübersetzung

R, R,

K₀ = 2-. Z-L- , Q = a z₂

(129

Ts _Q zi z3 s)_ Q

11a    - - . - ♦ "---.    - -

a z₂ zi

und demnach aus Gl. (90 mit Rücksicht auf (127 und (128 die wirklich

erforderliche Kraft K an der Kurbel,

für die Trommelwinde mit einfacher Räderübersetzung

.    . Q= 1,1 . Q

z₂    a

und für die Trommelwinde mit doppelter Räderübersetzung

1,2.-^ .

a

a R.₂ ' Ra

. . . (130

1,1. Q

a

’ R₂ '

Q.....(131

R-¹-    . Q . (132

— .    . Q = 1,2.2

z₂ z₄    a

Für die Dimensionierung des Hanfseiles gilt wieder die Gl. (51

S. 45 oder die zugehörige Tabelle S. 46; für die Dimensionierung der

Ketten die Gl. (55 S. 46 oder die zugehörige Tabelle S. 47.

' R₂ i?₄

Den Trommelhalbmesser nehme man, wenn wieder 6 den Durchmesser des Hanfseiles, beziehungsweise des Ketteneisens bezeichnet, für Hanfseile

(133

für Ketten

q — 3,5 ö big 4 6

p = 10 6 bis 12 6 .

(134

Die Trommellänge wird nach der Aufwindelänge berechnet oder, wenn keine bestimmte Aufwindelänge vorgeschrieben ist, gleich dem 3- bis 3,5fachen Trommeldurchmesser angenommen.

Für die Dimensionierung der gusseisernen Zahnräder gilt wieder die Gl. (101, worin man praktischen Ausführungen entsprechend setzen kann

j = 2 bis 2,5

S — 3 bis 2 kgl mm³

wobei die Beanspruchung S bei dem an der Handkurbelwelle aufgekeilten Rade am kleinsten genommen werden soll und Räder von mehr als 80 Zähnen mit rp — 2,5 und S= 2 kg/mm² ausgeführt werden können. Setzt man für Räder unter 80 Zähnen

rp =

(185

⁶ =2

S = 2,5 kgl mm³ .

und für Räder mit mehr als 80 Zähnen

«'    r-" ............

S=2kgjmm³

so wird in beiden Fällen übereinstimmend mit Gl. (106 xp.S—5................

(186

(137

und man erhält die Theilung nach den Formeln (107 und (108 S. 83 oder nach der zugehörigen Tabelle S. 84. Die Getriebe erhalten Seitenscheiben zur Verstärkung, wo es thunlich ist, und macht man unter gewöhnlichen Verhältnissen bei den Bauwinden t nicht gern kleiner als 25 mm.

Hierbei sind folgende Zähnezahlen und Übersetzungsverhältnisse gebräuchlich, und zwar für einfache Räderübersetzung 2j — 11 bis 1 z₂ — 65 bis 9

Ol Ol

*rl

16i4

für doppelte Räderübersetzung

und für das erste Vorgelege von der Handkurbel ausgehend

für das zweite Vorgelege

er

Z4

Für die Bestimmung der Wellendurchmesser d‘ gilt die Gl. (18 S. 16, worin man, ohne weitere Berücksichtigung der Biegung, setzen kann: für die Vorgelegewellen

>S' = 2 kgl mm'²

für die Trommelwelle

S‘ = 3 bis 4 kgjmm und kann man sich sonach unter Berücksichtigung der zugehörigen Voraussetzungen zur Bestimmung des Wellendurchmessers wieder der Tabelle S. 18 bedienen, welche die Wellendurchmesser für 8‘ — 2 kgjmm2 direct entnehmen lässt.

(138

Die Radarme werden bei den Winden gewöhnlich mit Rippenquerschnitt ausgeführt, und erhält die in der Radebene liegende Hauptrippe eine Verjüngung gegen den Radkranz zu, wie in Fig. 12 und 13, Taf. XII, skizzirt, und kann man nehmen \ = 0,75 h bis 0,8 h letzteres bei Rädern mit kurzen Armen, wenn ht die Arnihöhe am Radkranz, h die Armhöhe des bis zum Achsenmittel verlängert gedachten Armes int Achsenmittel bezeichnet.

Die Rippendicke ö kann man nehmen

(139

6 — ~ h...............

o

Bezeichnet noch:

A- die Anzahl der Arme,

d‘ den auf Torsion berechneten Wellendurchmesser für 8‘ — 2 kgjmm²............

A§ — die Beanspruchung der Zähne nach Gl. (106, so erhält man,

wenn bloß die Hauptrippe auf Biegung in Rechnung kommt, aus der Gl.

PR = 4-. 6 . h². S . A 0

h — 1,817 . \

und durch Verbindung dieser Gl. (142 mit jener (15 h, = 1,38 .

PR

V-~A

(140

(141

(142

d‘

endlich durch Verbindung der Gl. (142 mit jener (108

y=0,658.\³'V|........' - -

Für den bei Windenrädern wohl nur selten angewendeten ovalen (elliptischen) Armquerschnitt, erhält man mit den gleichen Bezeichnungen

6 = ^

(144

(145

P R= *    # .h². S . A . . .

und hieraus die Armhöhe im Achsenmittel h= 1,597. \/ y>.    ....

und mit Gl. (15 und (108 auch 1 = 1,169.

| = 0Z578 .

Die Anzahl der Arme nehme man gleich 4, 6, 5 oder 8, wozu man als Anhalt nehmen kann

A d‘

wobei d‘ auf Torsion für S‘ — 2 kgl mm² nach Gl. (15 berechnet ist.

Für die an den beiden Kurbeln vom Halbmesser a einer Bauwinde, zusammen genommen wirkende Kraft K können zweierlei Annahmen gemacht werden. Wird K größer angenommen, so fällt die Räderübersetzung kleiner aus und die Zahnräder werden stärker, und umgekehrt. Man kann sonach praktischen Ausführungen entsprechend setzen: für leichte Winden K= 20 kg

a — 360 bis 400 mm j für schwere Winden K= 32 kg

a — 450 bis 500 mm Hierbei wirkt ein Mann an der Kurbel mit 10 bis 16 kg. Man findet jedoch auch zwischenliegende Werte angewendet und K bis 64 kg

(146

(147

(148 -

(149

(150

(151

> . (152

bei besonders schweren Winden, in welchem Falle 4 Mann mit je 16 kg an den beiden Kurbeln (2 Mann an jeder) wirkend vorausgesetzt sind.

Bei den Wandaufzugmaschinen Taf. XIV und XV ist nur eine Kurbel vorhanden und mithin K= 10 kg in Gl. (151 und K— 16 hg in Gl. (152 zu setzen.

Die Länge l des Kurbelgriffes nehme man: für einen Mann an der Kurbel

l ----- 250 bis 300 mm

für zwei Männer an der Kurbel

ö-----400 bis 450 mm

d = 40 bis 45 mm.

und den Durchmesser d des hölzernen oder eisernen am Kurbelstift drehbaren Kurbelgriffes

Die beiden Kurbeln der Bauwinden werden am zweckmäßigsten unter 120° gegen einander gestellt.

Die Fußhöhe h der Bauwinden kann man nehmen, bis zum Trommelmittel, für einfache Winden

h = 350 bis 400 mm

für Winden mit doppelter Räderübersetzung

h = 400 bis 500 mm.

mm.

Die Aufstellung der Trommelwinden erfolge so, dass die Höhe H der Kurbelwelle über dem Fußboden betrage 5 = 900 bis 1100

Die Ständerdimensionen ergeben sich nach der Disposition der Wellen und Verbindungsstangen dem Gefühle nach in der Zeichnung selbst, und die Querverbindungen erhalten 20 bis 26 mm Durchmesser bei einfachen und 25 bis 36 mm bei doppelten Winden.

In Hinsicht der Größe der zu hebenden Last Q kann man unter gewöhnlichen Verhältnissen einfache Räderübersetzung anwenden für Q = 400 bis 1000 kg

und doppelte Räderübersetzung für

Q = 750 bis 3000 kg directe Last am Trommelhalbmesser q.

1. Beispiel. Es liegt eine Trommelwinde mit einfacher Räderübersetzung nach Fig. 1 bis 3, Taf. XII vor, welche folgende Dimensionen ausweist:

Trommelhalbmesser bis Seilmittel geschätzt ^ = 80 mm

Übersetzungsverhältnis /

Kur b eth a! b me sscr a = 360 mm.

. , ■ Z2. 0

Wie groß ist der Durchmesser 4 des zu verwendenden Hanfseiles zu nehmen, welche Last Q kann hiermit direct gehoben werden, und mit welcher Kraft K muss hierbei an den Kurbeln gewirkt werden?

Wählt man nach Gl. (133 den Trommelhalbmess er im Verhältnisse zum Seil

durchmesser

$ = 3,5 4

so ergibt sich hieraus durch Umkehrung der Seildurchmesser

^.80 =

d 3,5'<J 3,5 und diesem entspricht nach der Tabelle S. 45 die Last Q — 415 kg 400 kg

23,1 «^V' 23 mm

und hiermit ergibt die Gl. (131

.^.{•400 = 19,6    20 kg

1,1 .JL    H --- i,i

a ' z₂

also muss an jeder Kurbel ein Mann mit 10 kg wirken (leichte Winde).

2. Beispiel. Es sind die Zahnräder und Wellen für die im vorstehenden Beispiele behandelte Winde zu dimensionieren.

Wählt man die Zähnszahl des Getriebes

= 13

so ergibt sich jene des Stirnrades wegen

z₂ = 5 . 2| = 5 . 13 = 65.

Bezeichnet man mit P, den Zahndruck am Halbmesser Bx des Getriebes so wird das Moment

und mithin der Quotient

P₁.R₁ = K. a = 20 ♦ 360 = 7200

J₁R₁ _ 7200

²i

13

= 554

und bei Benützung der Tabelle S. 84 für

S — 2,5 kgjmm²

entsprechend dem Nächstliegenden Werte von

554

die Stichzahl und Zahntheilung nach oben abgerundet, weil man wegen Zufälligkeiten bei solchen Winden t nicht gerne unter 25 mm nimmt

— = 8

7T

t = 25,133 mni

und somit werden die Theilkreishalbmesser

. 8 = 52 mm

und

— 260 mm

und

b = 2 t = 2 ♦ 22 = 44 «^v- 45 mm.

Nach Gl. (15 S. 16 erhält man für den Durchmesser der Vorgelegewelle für S* = 2 kg\mm² (wobei eventuell der berechnete Durchmesser mit Rücksicht auf bedeutende Biegungsmomente noch etwas größer genommen werden muss):

d‘ = 1,366 \ZPR = 1,366 ^7200 = 1,366 . 19,3 = 26,36 ^ 26 mm

nach Kalibermaß abgerundet oder auch für PR — 7200 direct der Tabelle S. 18 entnommen, dann den Durchmesser der Trommelwelle für das Moment PR = Q e = 400 . 80 = 32000

wenn man sich der Tabelle S. 18 bedient und hier SJ — 3 kgl mm² setzt, also für (PK) = 32000 . | = 21300

den nächsten Wellendurchmesser sucht

d* = 40 mm.

3. Beispiel. Es sind die Hauptdimensionen einer einfachen Bauwinde, d. i. einer Trommelwinde mit einfacher Räderübersetzung nach Fig. 1 bi$ 3, Taf. XII zu bestimmen, für die mittels Hanfseil direct zu hebende Last von 750 kg unter der Voraussetzung, dass die Kraft an beiden Kurbeln 32 kg betrage (schwere Winde).

Es ist nach diesen Angaben

Q = 750 kg K = 32 kg

und der Last Q entsprechend der Seildurchmesser 4 nach der Tabelle S. 45 angenähert

= 30 mm.

Wählt man den Trommelhalbmesser nach Gl. (133

(> — 3,5 4 = 3,5 . 30 = 105 mm

und den Kurbelhalbmesser nach Gl. (152

a = 450 mm

so ergibt sich nach Gl. (131 das Übersetzungsverhältnis

iin ^    ^ i in 10^    750    „

lrl0-V- ~K ~ 1,10'450 • "32" = 6'⁰¹ ~ ⁶‘

*1

Wählt man ferner die Zähnezahl des Getriebes

zi = 13

so ergibt sich hiermit jene des Stirnrades

za = 6 . zx = 6 . 13 = 78.

Bezeichnet man nun wieder Px den Zahndruck am Halbmesser R₁ des Getriebes, so wird das Moment

P, Px = K . a = 32 . 450 = 14400 und somit der Quotient (-^) für die Zähnezahl zx

14400

,s

wonach die Tabelle S. 84 nach unten abgerundet die Stichzahl und Theilung ergibt

t = 28,274

und hiermit werden die Theilkreishalbmesser

= £i ( < ) ₌₌ 13 9 =

2 * ' n J 2 ' “

_ _^2    ( t \ _ 78 Q

- 2 ' ^)-T-Q

58,5 mm

— 851 mm

die Zahnbreite wird nach oben abgerundet

b = 2 t = 56,5    60 mW.

Wählt man die Länge Z der Trommel gleich dem 3,5fachen Durchmesser derselben, so erhält man, da der Durchmesser D der glatten Trommel D = 2 (> — & = 2 . 105 — 30 — 180 mm L — 3,5 . 180 — 630 mm.

4. Beispiel. Es soll eine leichte doppelte Bauwinde (Trommelwinde mit doppelter Räderübersetznng), nach Fig. 1 bis 4, Taf XVI ausgeführt werden für eine mittels Kette direct zu behebende Last von 1250 kg; es sind die Trommel- und Zahnräderdimensionen hiefür zu bestimmen.

Es ist nach diesen Angaben

Q = 1250 kg K = 20 kg

und nach der Tabelle S. 47 der Durchmesser des Ketteneisens

fl = 12 mm

und nach Gl. (134 der Trommelhalbm eff er bis Kettenmittel q = 10 & = 120 mm

und nach Gl. (151 der Kurbelhalbmesser

a — 400 mm.

Hiermit ergibt die Gl. (132 das totale Übersetzungsverhältnis

1,20 . Q

Z? Z4 = Zi * z₃

und wenn man wählt

a'K

= 1 20    120    1250

1,*° * 400 - 20

so ergibt sich hieraus

3,21

und man kann nehmen

= 13

z₂ = 3,21 . 13 = 41,73    42

Zg — 11

z₄ = 7 . 11 = 77.

Für das Getriebe zx auf der ersten Vorgelegewelle erhält man nun (PB\ ₌ K^a \ z /

und dazu nach der Tabelle S. 84 die Stichzahl und Theilung

(£>-

t — 25,133 mm

und somit werden die Theilkreis Halbmesser

*©lö

.8—52 mm

. 8 — 168 mm

endlich die Zahnbreite

b = 2 t = 50 mm.

Für das Stirnrad z₄ auf der Trommelwelle erhält man

(PR\    1250.120

V* /    s₄ 77

und dazu nach der Tabelle S. 84 Stichzahl und Theilung

1935

lÄ--.

und somit werden die Theilkreishalbmesser

t — 34,558 mm

. 11 — 60,5 mm Ä< = f • (i) = 2 -11= 423,5mm

endlich die Zahnbreite

ö — 2 t — 2 . 34,558 = 69,1 ^ 70 mm.

5. Beispiel. Es sind die Zähnezahlen der Vorgelegeräder einer schweren Trommelwinde zu bestimmen, mittels deren auf die Trommel auflaufender Kette die Last Q — 2000 kg direct, d. t. ohne Anwendung eines Flaschenzuges, gehoben werden kann. Es wird nach der Tabelle S. 47 der Durchmesser des Ketteneisens 4 — 15 mm

nach Gl. (134 der Trommelhalbmesser bis Kettenmittel q = 10 4 = 150 mm

nach Gl. (152

= 32 kg — 450 mm,

und somit nach Gl. (132 die totale Räderübersetzung

^.^ = 1,20.^.#

zt Zs    a K

und wenn man wählt

150 2000

= 1'²⁰-45Ö- 32

---- 25

so ergibt sich hieraus

und man kann nehmen

r, == 13

z₉ = 3,57 . 13 = 46,41    46

*3    =    11

z₄ = 7 . 11 = 77.

6. Beispiel. Es sind die Armdimensionen für das Zahnrad im 2. Beispiele S. 101 zu bestimmen, dessen Zähnezahl z₂ — 65 ist. Es ist ferner bekannt i?₂ — 260 mm; y = 2; PR — 32000.

Sonach ergibt die Gl. (15 oder die zugehörige Tabelle S. 18 den Wellendurchmesser d* — 43 mm

und hiermit wird nach Gl. (150 die Anzahl der Arme

260

A =    43 ⁼⁶

also ergibt sich die Höhe der Hauptrippe im Achsenmittel nach Gl. (142

h = 1,817 .

40 mm

\yv.^=i,8i7.

und weiter die Dicke dieser Rippe nach Gl. (139

endlich die Rippenhöhe am Kranze nach Gl. (138

hx — 0,75 . Ji =■ 0,75 . 40 — 30 mm.

Für die französische Bauwinde oder Kettenradwinde gelten alle vorstehend für Trommelwinden angegebenen Regeln mit dem einzigen Unterschiede, dass statt der Trommel das Kettenrad von viel kleinerem Durchmesser zur Anwendung kommt und somit die Räderübersetzung kleiner und die ganze Winde compendiöser ausfällt. Die hierzu verwendeten Ketten müssen in allen Gliedern gleiche Theilung haben, nach welcher das Kettenrad zu dimensioniren ist (Kalibrierte Ketten).

1. Beispiel. Für die Last Q — 950 kg soll eine Kettenradwinde nach Fig. 23, Text, gebaut werden. Es sind die Hauptdimensionen des Kettenrades und die Zähnezahlen der Zahnräder zu ermitteln.

Für P — 950 kg wird nach Gl. (55 oder nach der zugehörigen Tabelle S. 47 der Durchmesser des Ketteneisens <¥— 10 mm und für eine englische Kette nach Gl. (70 die innere Gliedlänge l — 2,6 d — 26 mm, ferner nach Gl. (72 die innere Gliedbreite ö — 1,5 ck — 15 mm.

Wählt man für das Kettenrad die Zähnezahl z — 4= wie in Fig. 26 und 27, Text, so erhält man den Radhalbmesser bis zum Mittel des flach aufliegenden Kettengliedes nach Gl. (68

sin(^)

--- y ■ (26 + 10) • cotg ('j-)+ 2 (26-10).

r =    . cotg. (" ) + g- (/ — 4)-

. Z180°\

sm \-r)

= 18 + 11,3 =

= 18 . cotg 45°+ 8 .

— 29,3 mm.

Zeichnet man hiernach das Kettenrad im Mittelschnitt Fig. 26, Text, so findet man den Radhalbmesser des Kettenrades bis zum Mittel des hochgestellt aufliegenden Kettengliedes gleich 33,5 mm. Es wechselt also der Hebelarm der Last von 29,3 bis 33,5 mm und wird im Mittel zu nehmen sein.

sin 45 ⁰

* 0,707

q = — (29,3 + 33,5) — 31,4 mm.

Wählt man nach Gl. (151 K — 20 ky und a — 360 mm so ergibt die Gl. (131 das Verhältnis der Zähnezahlen der erforderlichen Zahnräder

^ = 1,1. <'    = 14.^4    = 4,56

zt    a h    360    20

und hiermit für die gewählte Zähnezahl z, = 13 jene

Zn = 4,56 . 13 = 59,28 ^ 60.

4. Herstellung der Winden. Die Spindel und Mutter der Schraubenwinden wird auf der Drehbank geschnitten und da diese gewöhnlich mit englischer Leitspindel versehen ist, so wird das Gewinde ebenfalls ein englisches. Die Auffindung der erforderlichen Wechselräder erfolgt am einfachsten aufgrund der Anzahl der Gewindegänge auf die Länge gleich einem Zoll englisch oder auf 127 mm gleich 5 Zoll englisch. Bezeichnet man mit

n₁ — Anzahl der Gewindegänge auf 1 Zoll englisch oder auf 127 mm der Leitspindel,

n.₂ — desgleichen des zu schneidenden Gewindes, und mit

zx Sz z₃ z₄ der Reihe nach die Zähnezahlen der erforderlichen Wechsel-räder nach Fig. 8, Taf. XVI, angeordnet, so ist, da n₁ und n₂ auch gleichzeitig ausgeführte Umdrehungszahlen sind,

«2 ₌ +8 «X Z₂ ' +

und man wählt nun nach den im Rädersatze vorhandenen Zähnezahlen die diesem Übersetzungsverhältnisse entsprechenden aus.

Für die. gewöhnlich vorkommenden Gewinde der Whitworth'schen Scala werden den Drehbänken gewöhnlich sogenannte Wechselrädertabellen beigegeben. Diese Tabellen enthalten besonders ausgeführt die Egalisierräder, d. i. jene für das Glattdrehen, und die Wechselräder znm Gewind-

schneiden für rechtes und für linkes Gewinde?) Die Anfertigung einer solchen Tabelle erfolgt am besten für jede Drehbank mit Rücksicht ans ihre Eigenthümlichkeiten, da die der Übersetzungszahl entsprechenden Räder auch noch hinsichtlich ihrer Durchmesser den Verhältnissen der Drehbank angepasst sein müssen.

Die Schnecken werden gewöhnlich ans Schmiedeisen oder Stahl, aber auch aus Gusseisen, hergestellt und erhalten des einfachen Profils wegen mit dem Schneckenrad entweder reine Evolventen-Ver-zahnung mit der Eingriffslinie unter 75" oder die sogenannte Gerad-

*) Nachstehende Tabellen enthalten als Beispiel die Wechselräder zum Schneiden der häufigst vorkommenden Gewinde für eine Supportdrehbank zum Schraubenschneiden mit 265 mm Spitzenhohe, nach Ausführung der Ottakringer Eisengießerei und Maschinenfabrik von Reinhard Fernau & Co. in Wien. Die Leitspindel hat Vs Zoll englisch Steigung, also 2 Gänge auf 1 Zoll englisch. Der vollständige Rädersatz mit IOV2 mm Theilung hat die Zähnezahlen 20, 25, 30, 35, 40, 45, 50, 55, 60, 60, 65, 70, 75, 80, 85, 90, 95, 100, 105, 110, 115, 120. Das 60 Zähne-Rad ist doppelt beigegeben zum Aufstecken auf den Zwischenbolzen (z₂ — z₈ nach Fig. 8, Taf. XVI) wenn zwei Räder schon das Verhältnis (??₂ : z?₃) ergeben, falls das Rad auf der Leitspindel nicht achsial verschoben werden kann, und um mit zt — z₄ das Leitspindelgewinde zu schneiden. Die Bezeichnung der Zähnezahlen entspricht der Cotierung in Fig. 8, Taf. XVI.

Tadelte der Wechselräder zum Schraudenschneiden.

a) Rechtes Gewinde.

Steigung in Zoll engl.

Anzahl der Gänge auf 1 Zoll engl.

Steigung in Zoll engl.

Anzahl der Gänge auf 1 Zoll engl.

tT

„!k

24    120    40    100

25

Vs

120    60    50

40

V20

20    120    40    100

30

Ve

4V«

90

60

40

Vis

18    120    40    90

30

V,.

100

60

50

V16.

16    120    50    100

30

Vt

70

90

40

7,4

14    120    40    70

30

V,

60

90

40

Vi

12    120    50    100

40

Vs

50

90

40

V,

11

120 60 110

40

v₂

60

70

60

V10

10

120 60 100

40

Vs

iy₂ 1 90

40

120

V.

120    60    90

40    1

50

60

100

Ve

120

60

30

Vs.

74.

45

60

120

Vt

120    60 I 70

40    2

V,

50    100    60

120

Ve

120

60

40    4

V₄ ! 30 I 90 I 45 I 120

flanken-Zahnstangen-Verzah nung, wobei das Fußprofil der Zahnstange sowohl als des Getriebes durch eine Gerade gebildet ist, der Zahnkopf der Zahnstange aber durch eine gemeine Cycloide und jener des Getriebes durch eine Evolvente. Größere, aus Gusseisen hergestellte Schnecken erhalten gewöhnlich letzteres Profil. Kleine Schnecken werden mit der Achse in einem Stück geschmiedet, größere auf der zugehörigen Welle aufgekeilt. Die Schnecken werden wie andere Schrauben auf der Drehbank geschnitten. Schmiedeiserne Schnecken werden zweckmäßig im Einsätze gehärtet, um der Abnützung besser zu widerstehen.

Kleinere Schneckenräder erhalten prismatische nach der Zahnschräge (t: 2 xRi) zur Schneckenradachse schrägstehende Zähne, wie in Fig. 7 und 8, Taf. XVIII. Größere Schneckenräder erhalten nach dem Schraubengang gebildete Zähne mit hohlem Zahngrunde und hohler Kopffläche entsprechend der Krümmung der Schnecke. Dieselben werden gewöhnlich

b) Linkes Gewinde.

Steigung in Zoll engl.

Anzahl der Gänge auf 1 Zoll engl.

Zwischenrad

Steigung in Zoll engl.

Anzahl der Gänge auf-1 Zoll engl.

Zwischenrad

24

120

45

40 I 100    25

Vß A

120    45

40    50

60

Vso.

20

120

45

40

100    30

90    45

50

40

Vi«

18

120

45

40

90

30

V.

16

120

40

50

100

30

V« 4

²/r    3V„

100    40

70    45

45

50

50

40

14

14

120

45

40

70

30

V. _3

60    50

60

40

Vi,

12

120    40

50

100

40

²4 a¹/,

50    60

70

40

Tu

11

120

45

40

110

60

60

50

70

60

VlC)

10

120

45

40

100

60

IV,

90

45

50

120

'JjL

120

45

40

90

60

50

60

70

100

Tb

120

40

50

30

z_u

45

60

70

120

Vt.

120

45

40 ! 70    60

l_k

50

45    100    60

120

V«

120    30

50

40

30

60

90! 45 ! 120

¹

Hiebei beachte man dass, wie nachstehend bei der Herstellung der Spindeln über das Aufsuchen der zum Gewindschneiden erforderlichen Wechselräder angegegeben, in deren Zähnezahl jedenfalls die Factoren des Nenners tion n₂ enthalten sein müssen; da im vorliegenden Falle dieser Nenner eine Primzahl, so muss diese selbst in den Zähnezahlen vorkommen, es gehört also hierzu ein Wechselrad mit 23, 46, 69, 92, 115 Zähnen, wovon letzteres wohl gewöhnlich im Rädersatze enthalten ist.

²

Bezeichnet y den Halbmesser der Trommel bis zum Seil oder Kettenmittel; R den Theilkreishalbmesser des auf der Trommelwelle aufgekeilten Zahnrades;

<jp — 0,08

den Reibungscoäfficient; 6 die Werte Note S. 44 mit q statt r, so ist (nach Weisbach-Herrmann, Lehrbuch der Ingenieur- und Maschinenmechanik, zweite Aufl. 3. Th. 2. Abth. S. 78) der Wirkungsgrad der Windentrommel

1 — v

1 + a +<jp. —

und für ~ — 0,2; — •== 0,25 ergibt sich hiefür folgende Tabelle:

³

6t5 5,5

c) Egalisierräder.

Steigung

in

Millimetern

Z2

*2

~4

53/

aoo

120

25

100

20

aus Gusseisen hergestellt, entweder mit den Zähnen gegossen oder voll gegossen und auf der Räderfräsmaschine gefräst.

Die schmiedeisernen Zahnstangen und Zahnräder werden voll geschmiedet und kalt ausgemeißelt oder ausgefräst. Die kleinen Getriebe werden mit ihren Achsen in einem Stück voll geschmiedet und ausgemeißelt, wobei zur Zahnverstärkung Seitenscheiben stehen bleiben. Die Verzahnung ist hierbei, wegen der kleinen Zähnezahl des Getriebes (3 bis 5), mit Rücksicht auf die Eingriffsdauer, wie schon S. 66 angeführt, die doppelte Punktverzahnung oder die gemischte Verzahnung, letztere bei 3 Zähnen des Getriebes, mit bis zum Durchschnitt verlängerten Zahncurveu am Zahnkopf.

Bei den gusseisernen Getrieben mit 11 bis 15 Zähnen und Zahnstangen der Schützenaufzüge (Note S. 93) kommt wegen der kleinen Zähnezahl, mit Rücksicht auf die Eingriffsdauer gewöhnlich die C y c l o i d e n-verzahnung zur Anwendung. Ans dem gleichen Grunde erhalten die Zahnräder der Trommelwinden die CycloidenVerzahnung, und zwar als Satzräder mit dem Wälznngskreisdurchmesser gleich dem Theilkreishalbmesser des Rades mit 11 Zähnen,*) weil das kleinste zur Verwendung gelangende Rad 11 Zähne hat. Das Getriebe mit 11 Zähnen erhält hierbei gerade, radiale Fußflanken.

Die gusseisernen Zahnräder der Winden werden gewöhnlich nur ansgebohrt und an der Nabe eben abgedreht, im übrigen aber unbearbeitet belassen. Dasselbe gilt bezüglich der aus, Gusseisen hergestellten Windentrommel. Die Auskeilung erfolgt entweder mittels Nasenkeil, oder in anderer Weise, wie schon bei den Sperrädern (S. 23) angegeben.

Die Herstellung der Sperr- und Bremswerke ist bereits früher behandelt (S. 22 und 36).

(i)

ober Theilung t des Getriebes mit ?,?= 11 Zähnen ist her zugehörige Theilkreishalbmesser R bestimmt burch bte Gleichung

2 R =

) Für bie Stichzahl

woraus

*• O)

* - f • GO = iF'(i) =

5,5 .

(Ä-

1,75 . U

Der Halbmesser r bes Wälzungskreises für Sätzräber, bei welchen bas Rab von 11 Zähnen als kleinstes, gerabe Fußflanke erhält, ist somit

- ü = 2,75 ...

(g-

0,875 . t.

Das Kettenrad oder die Kettennuss der französischen Bauwinde wird bei kleiner Zähnezahl mit der Achse in einem Stück voll geschmiedet aus Bessemerstahl hergestellt und nachträglich gezahnt wie in Fig. 26, Text, gezeichnet. Bei größerer Zähnezahl wird es aus Gusseisen oder Stahlguss hergestellt und viereckig auf die Achse aufgepasst oder ausgebohrt und aufgekeilt. Die Verzahnung entspricht der Form und Gliedlänge der angewendeten Kette.

Wird statt einer gewöhnlichen Kette die Gall'sche Kette Fig. 7 bis 9, Taf XIII, angewendet, so ist das Kettenrad und Kettenführungsstück entsprechend der Gliedlänge der Gallischen Kette herzustellen. Windwerke mit Gallischer Kette kommen zumeist an Krahnen vor. Auf Taf. XIIl ist in Fig. 7 bis 9 die Gallische Kette mit dem zugehörigen Kettenrade, und in Fig. 10 und 11 als Beispiel einer Winde mit Gall'scher Kette eine Laufkrahnkatze dargestellt. Die Hauptdimensionen dieser aus Laschen und Bolzen hergestellten Kette, mit Angabe der, für die Erzeugnisse von Zobel, Neubert & Co., durch Zerreißversuche bei annähernd fünffacher Sicherheit festgestellten zulässigen Belastung P in kg, die Anzahl der Lamellen i und das Kettengewicht pro 1 m Länge, sind mit den Bezeichnungen nach Fig. 7 bis 9, Taf. XIII, in nachstehender Tabelle enthalten:

Tabelle für Gallische Retten.

mm

mm

d₂

di

mm

mm

mm

mm

<S"h5

<§■ ha

©SgSgSSS&Sgggg-s;

»O GO

CO CO Ci

tD GO GO 00 OD

1,5

2,5

4,5

4,5

5,3

t^COrHr-llO    A ~

° ~    S2S 3‘S sffs

100

250

500

750

1000

1500

2000

3000

4000

5000

6000

7500

10000

15000

20000

V. Die Krahne.

1.    Zweck und Arte» der Krahne. Krahne sind Maschinen, vermittels welcher größere Lasten auf mittlere Höhen gehoben, hierauf in horizontaler Richtung innerhalb des Bereiches der Maschine bewegt und endlich wieder herabgelassen werden können. Man bedient sich derselben in Magazinen und Gießereien, oben und unten drehbar gelagert und gestützt; oder freistehend nur auf dem Fundamente oder in demselben drehbar gelagert und gestützt, in Fabriksräumen, Höfen, Eisenbahnstationen und Quais; oder auf einem Wagengestelle fahrbar, auf Eisenbahnstationen, von einer zur andern transportabel, um gelegentlich schwere Güter ein- und auszuladen (löschen); endlich auf feststehenden Schienen gradlinig den Schienen entlang laufend und unterscheidet demnach folgende, für die gewerbliche und industrielle Praxis im allgemeinen wichtige Krahne:^)

Magazinkrahne,

Gießereikrahne,

Freistehende Krahne oder Qnaikrahne,

Fahrbare Krahne oder Eisenbahnkrahne,

Laufkrahne

Bockkrahne oder Gerüstkrahne

2.    Haupttheile der Krahne. Jeder Krähn besteht im allgemeinen aus dem Krahngerüste und dem Windwerk.

*) Andere Arten von Krahnen specieller Verwendung sind die Uferkrahne der Fluss- und Seedampfschiffahrt zum Umladen (Löschen) der Güter, stabil als sogenannte Scherenkrahne oder drehbar als besonders construierte schwere Quaikrahne oder, mit Rücksicht auf das Constructionsmaterial, sogenannte Blechkrahne; ferner die hydraulischen Krahne der Bessemeranlagen; die Dampfkrahne, letztere fahrbar oder stabil und drehbar gelagert.

Nach ihrer Antriebsart theilt man auch die Krahne in solche mit Handbetrieb oder gewöhnlich eK rahne; solche mit Transmissionsbetrieb oder T r a n s m i ssi o ns-kra h n e; solche mit Betrieb durch Druckwasser vermittels Pumpen und Accumulatoren oder hydraulischeK rahne; endlich solche mit Dampfbetrieb oder D am pf kräh ne.

In den Rahmen dieses Leitfadens sind, dem Zweck desselben entsprechend, nur die gewöhnlichen Krahne einbezogen, bezüglich der übrigen Krahne sei hier verwiesen auf: Rühlmann, Allgemeine Maschinenlehre; Weisbach-Herr mann, Lehrbuch der Ingenieur- und Maschinenmechanik; Uh land, Praktischer Maschinenconstructeur; Riedler, Bericht über die wissenschaftlichen Excursionen der Hörer der Maschinen-bauschule an der k. k. technischen Hochschule in Wien 1873-1875.

rH

tsö

Maschinen zur Ortsveränderung.

Beim Magazinkrahn ist das Krahngerüste gebildet durch die um eine verticale Achse drehbare Krahnsäule, Strebe- und Zugstangen. Die Fig. 5 bis 16, Taf. XVII, zeigen einen Magazinkrahn mit hölzerner Säule und Strebe (Lerchenholz, wenn der Krähn im Freien steht), welche mit gusseisernen Armierungsstücken versehen sind. Das Spurlager zur Stützung der Krahnsäule ist auf das Fundament geschraubt und das Kopflager an eine Gebäudemauer. Die beiden Zugstangen bestehen aus Rundeisen, die für die Einhängung mit entsprechenden Augen versehen sind. Das Windwerk mit doppelter Räderübersetzung ist an der Krahnsäule (Fig. 5 und 6) befestigt. Die Vorgelegewelle mit den Handkurbeln ist achsial verschiebbar, um ein auf derselben sitzendes mit z₃ gleiches Getriebe in z₄ einzurücken und somit auch mit einfacher Räderübersetzung (z₃: z₄) arbeiten zu können, um kleinere Lasten rascher zu heben. Die Kette ist mit einem Ende am oberen Armierungsstück der Strebe (Fig. 5) angehängt und läuft um die den Haken tragende lose Rolle, sodann über eine fixe Rolle am Strebenkopfe, eine solche oben an der Säule und von dieser auf die mit Kettenspur versehene Kettentrommel. Das Gussstück, welches die lose Rolle uckschließt, dient dazu, die Kette niederzuziehen, wenn der Haken ohne weitere Belastung herabgelassen werden soll. Eine andere Form eines solchen Gussstückes (Zuleggewicht) über einem Doppelhaken, ist in Fig. 13 bis 15, Taf. XY, gezeichnet.

Das Sperrad sitzt bei Magazinkrahnen mit doppelter Räderübersetzung gewöhnlich, wie in Fig. 6 ersichtlich, auf der zweiten Vorgelegewelle. Eine Bremse ist hierbei zumeist nicht vorhanden.

Die Last kann mittels des Magazinkrahnes gehoben, gesenkt und im Kreise vom Halbmesser gleich der Ausladung in horizontaler Richtung bewegt werden.

Ein Magazinkrahn mit aus Flacheisen und gusseisernen Verbindungsstücken für die Drehzapfen gebildetem Krahngerüste ist in Fig. 1 bis 6, Taf. XX., in 2 Ansichten (Fig. 1 und 2) nebst dem Detail der Bremse (Fig 3 bis 5) und dein oberen Lager (Fig. 6) dargestellt. Das Windwerk mit einfacher Räderübersetzung ist an der Säule und Strebe befestigt. Das Sperrad sitzt auf der Trommelwelle. Zum Herablassen der Last von einem Stockwerk ist eine Bremse vorhanden. Die Bremsscheibe ist mit dem Stirnrad verschraubt,

Fig. 15, Taf. XVIII, zeigt einen Magazinkrahn mit Säule aus Rundeisen, Strebe aus Winkeleisen, oben und in der Mitte durch Zugstangen angehängt. Das Windwerk mit Kettenrad ist auf der Strebe

befestigt und die Kette läuft von der Trommel über eine oben an der Strebe angebrachte fixe Rolle und trägt am herabhängenden Ende direct den Lasthaken. Das über dem Lasthaken angebrachte Kugelgewicht dient dazu, die Kette niederzuziehen, wenn der Haken ohne weitere Belastung herabgelassen werden soll.

Fig. 9, Taf. XVI zeigt einen kleinen Magazinkrahn mit an einer Säule montierten Lagern und Antrieb durch Kette und Kettenscheibe, wie er in Magazinen und Fabriksräumen angewendet wird, um unten freien Manipulationsraum zu haben.

Fig. 14, Taf. XVI zeigt einen kleinen Magazin- oder Wandkrahn mit hohler gusseiserner Säule und besonders montiertem Windwerk, mit Antrieb durch Kette und Kettenscheibe, wie er auf Fabriks- und Magazinshöfen zur Anwendung kommt, um Gegenstände auf ein höheres Niveau oder in ein höheres Stockwerk zu schaffen, dabei aber das Windwerk von unten anzutreiben. Die Detailconstruction eines derartigen Wandkrahnes mit darunter montierter Wandaufzuqmaschine ist in Fig. 1 bis 6, Taf. XV ersichtlich.

Kleine Magazin- oder Wandkrahne aus Flacheisen, swerden auch mit Kettenführung zwischen zwei am Kopflager angebrachten vertikal drehbaren Führungsrollen ausgeführt, wobei als Windwerk eine Bau-winde mit einfacher Räderübersetzung dient.

Fig. 13, Taf. XVI zeigt einen Magazinkrahn mit aus Winkeleisen und Eisenblech durch Vernietung gebildetem steifen Krahngerüste.

Fig. 10 bis 12, Taf. XVI zeigen einen Magazinkrahn ohne Säule. Die Strebe ist unten mittels Kugelzapsen im Spurlager gestützt und oben mittels Zugstangen an einen im Kopflager drehbaren Zapfen gehängt, dessen verlängerte Drehungsachse durch den Kugelmittelpunkt des Spurlagers geht. Das Windwerk ist an der hölzernen Strebe befestigt.

Fig. 29, Text zeigt einen freistehenden Magazinkrahn mit hölzerner Säule und Strebe, wie er auf Fabrikshöfen zur Anwendung kommt. Die Krahnsäule ist unten im Spurlager gestützt und der Kopfzapfen dreht sich in einem durch hölzerne,'mit schmiedeisernen Armierungstücken an besondere Fundamente befestigte Streben getragenen Lager.

Der hier abgebildete Krähn weist noch die Eigenthümlichkeit auf, dass die Strebe nicht direct mittels Zugstange an die Säule befestigt ist, sondern durch eine Kette in ihrer Lage erhalten wird und mittels derselben herabgelassen oder aufgezogen werden kann. Diese Kette ist mit einem Ende am Kopf der Krahnstrebe befestigt, über die an den

Pechan, Leitfaden des Maschinenbaues. I. 3. Aufl.

Zugstangenenden auf ihrem Bolzen lose drehbare Kettenrolle geführt und läuft von hier über eine oben an der Säule angebrachte fixe Rolle auf eine conische Kettentrommel. Der Antrieb dieser Kettentrommel erfolgt durch ein Windwerk mit Räderübersetzung, welches die Schilde gemeinsam hat mit dem übrigens unabhängigen Windwerk zum Heben und Senken der Last, mit cylindrischer Trommel.

Das Windwerk ist an der Säule fest uud die Lastkette läuft von der fixen Rolle im Strebenkopfe direct auf die Trommel, um beim Heben und Senken der Strebe keine bedeutende Verkürzung und Verlängerung zu erfahren, indem sich die Strebe um den tiefer als das Windwerk liegenden Bolzen dreht.

Fig. 29. Derrickkrahn oder Dreifußkrahn (freistehender Magazinkrahn). |

Die Windentrommel zum Herablassen und Aufziehen der Strebe ist deshalb conisch und die Kette hängt bei herabgelassener Strebe an dem kleineren Trommelradius, weil die Zugkraft in den Zugstangen in dieser Lage größer ist als bei aufgezogener Strebe, wie sich leicht auf graphischem Wege, durch Aufzeichnung der Strebe in ihren verschiedenen Lagen, ergibt, die Kraft au der Kurbel des Windwerkes aber constant bleiben möchte.

Dieser Krähn stellt somit einen Magazinkrahn mit variabler Ausladung vor und wird Derrickkrahn oder Dreifußkrahn genannt.

Bei schweren Krahnen steht das Spurlager auf gemauertem Fundament und ist mit demselben durch entsprechend lange Fundament-

schrauben verbunden (Fig. 5, Taf. XVII) - bei leichteren Krahnen erfolgt die Befestigung desselben mittels Steinschrauben auf einem Quader (Sandstein) (Fig. 15, Taf. XVIII), oder mittels durchgehender Schrauben und entsprechend breite Gegenplatten an einer Wand (Fig. 14, Taf. XVI), oder endlich bei ganz leichten Krahnen durch gewöhnliche Flanschen-schrailben an einer eben vorhandenen gusseisernen Säule (Fig. 9, Taf. XIV).

Durch Anwendung eines Flaschenzuges statt einer losen Rolle kann in jedem Falle die Leistungsfähigkeit des Windwerkes ergänzt werden. Mit Rücksicht auf die bedeutenden Reibungswiderstände des Flaschenzuges ist es jedock zweckmäßiger, das Windwerk kräftig genug zu coustruieren und selbst die untere lose Rolle wegzulassen, also den Lasthaken unmittelbar an das Kettenende anzuhängen. (Fig. 9 und 18, Taf. XVI, Fig. 15, Taf. XVIII).

Die Zahnräder des Windwerkes sitzen gewöhnlich außerhalb der Windenschilde (Fig. 6, Taf. XVII), bei den Windwerken mit Kettenrad von Megy, Echeverria & Bazan innerhalb des in einem Stück hergestellten gusseisernen Windenrahmens (Fig. 9, Taf. XVI, und Fig. 15, Taf. XVIII). Das Sperrad ist bei doppelter Räderübersetznng gewöhnlich auf der zweiten Vorgelegewelle (Fig. 6, Taf. XVII), bei einfacher Räderübersetzung auf der Trommelwelle (Fig. 1 und 2 Taf, XX), oder auf der Vorgelegewelle (Fig. 15, Taf. XVIII) angebracht.

Das Windewerk selbst ist entweder an der Krahnsäule (Fig. 5, Taf. XVII), oder an der Strebe (Fig. 15, Taf. XVIII), oder an beiden zugleich befestigt (Fig. 1 und 2 Taf. XX), was bei der Dimensionsbestimmung zu berücksichtigen sein wird.

Die Gießereikrahne besitzen die Einrichtung zum Heben und Senken der Last und zur Bewegung derselben in horizontaler Richtung im Kreise vom Halbmesser gleich der Entfernung der Last von der Drehungsachse der Krahnsäule und radial hin und zurück. Dieselben haben zwei verticale Drehzapfeu gleicher Anordnung wie die Magazinkrahne, von welchen sie sich dadurch constructiv unterscheiden, dass statt der Zugstangen der Ausleger oder Schnabel vorhanden ist, auf welchem der Krahnwagen oder die sogenannte Katze fährt.

Das Krahngerüste ist hier durch feste Verbindung (Verschraubung) der Säule mit der Strebe und dem Ansleger hergestellt.

Die Fig. 1 bis 4, Taf. XVII und Fig. 1 bis 14, Taf. XVIII, zeigen einen leichten eisernen Gießereikrahn mit an der Strebe befestigtem Windwerk.

Befindet sich die Katze gerade über dem oberen Strebenende, wie in Fig. 6. Taf. XIX, schematisch dargestellt (Ausladung AJ, so erscheint das Krahngerüste und das Windwerk genau so beansprucht, wie beim Magazinkrahn, wonach für die Dimensionierung des ganzen Krahnes mit Ausnahme der Drehzapfen, des Auslegers und der Katze dieselben

WWW

"i[.....>». i

ate,m

fSFii' e    ———

,5 f'tm # 9äR?-K4 W E^MMW Jm ?xjw !d ^WM«W

lMW»

W jii'¹

3r

i.

f :■

i >

I«

y-s:|

/j

!-

r %'i

Sy

Fig. 30. Eiserner Gießereikrahn für 5000 kg Tragfähigkeit.

Bestimmungen gelten wie bei jenem, jedoch die Zugstangen im Ausleger zum Ausdruck gelangen.

Steht die Katze am äußersten Ende der freien Ausladung A auf dem Ausleger, wie in Fig. 7, Taf. XIX, so erfolgt die stärkste Beanspruchung der Drehzapfen auf Biegung und hiernach deren Dimensions-bestimmunz. In dieser Stellung der Katze und in jener im Mittel

zwischen der Strebe und Säule ist der Ausleger am stärksten auf Biegung beansprucht und darnach seine Dimensionierung.

Die Krahnkatze besteht aus zwei Schilden aus Gusseiseu oder Schmiedeisen, welche die Lager der Achsen für die Laufrollen und jene für die Kettenrollen enthalten und in geeigneter Weise mit einander verbunden sind. Die Laufrollen laufen bei leichten Krahnen auf Flacheisenschienen oder auf dem eisernen Ausleger selbst, und bei schweren Krahnen auf Eisenbahnschienen, welche auf den Wangen des Auslegers befestigt sind.

In Fig. 8, Taf. XVII. und Fig. 14, Taf. XVIII, ist eine Katze einfachster Form dargestellt, bei welcher als Schilde schmiedeiserne Laschen

;Q

FS

Fig. 31. Gießereikrahn mit durch Zugstangen armiertem Ausleger.

vorhanden sind und die Kettenrollen auf den Achsen der Laufrollen sich drehen.

Die Verschiebung der Krahnkatze erfolgt gewöhnlich durch eine Kette, welche beiderseits mit ihren Enden an die Katze befestigt und über zwei an den Enden des Auslegers gelagerte Kettenrollen geschlungen ist, wie in Fig. 1, Taf. XVII. Die eine dieser Kettenrollen, jene in der Nähe der Krahnsäule, ist im Spurkränze gezahnt (Fig. 8 bis 6, Taf. XVIII), auf ihrer Achse aufgekeilt und vermittelt den Antrieb für die Verschiebung der Katze; die zweite dient bloß als Leitrolle für die Kette. Die Drehung der Achse mit der gezahnten Kettenrolle kann auf verschiedene Weise erfolgen.

In Fig. 1, Taf. XVII. erfolgt die Drehung der genannten Kettenrolle für die Katzenverschiebung durch eine Schnecke mit dem Schneckenrad. Die Bewegungseinleitung wird durch eine Kettenscheibe und herabhängende Kette bewerkstelligt. Das Detail dieser Anordnung zeigen die Fig. 5 bis 6. Taf. XVIII, in Ansicht und Draufsicht. In Fig. 1 bis 8, Taf. XIX, erfolgt der Antrieb der gezahnten Rolle für die Verschiebung der Katze durch eine schief vom Ausleger zum Säulenfuß herabgehende Zwischenwelle und zwei Paar Kegelräder mittels Handkurbel; in Fig. 31, Text, in ähnlicher Weise, jedoch mit verticaler

so

i/i

U //

ii

Fig. 32. Gießereikrahn mit Antrieb durch Kette und Kettenrad.

Knrbelwelle und nur ein Paar Kegelräder. In Fig. 30, Text, erfolgt die Verschiebung der Katze mittels flachgängiger Schraubenspindel, zwei Paar Kegelräder mit schief herabreichender Zwischenwelle, durch Handkurbel.

Den Zug in der Kette zur Verschiebung der Krahnkatze kann man unter gewöhnlichen Verhältnissen gleich setzen ¹ji der am Lasthaken angehängten Last.

Fig. 30, Text, zeigt einen schweren eisernen Gießereikrahn und lässt zugleich die Befestigung des Kopflagers mittels Diagonalstreben an den Gebäudemauern erkennen, welche entweder, wie hier dargestellt, eiserne Träger, oder wie nach der Form des Kopflagcrs bei dem friiher

besprochenen leichteren Krähn, Holzbalken sind. Das Windwerk ist bei diesem Krähn an der Säule befestigt.

Die Fig. 1 bis 3, Taf. XIX, stellen einen Gießereikrahn mit hölzernen Constructionstheilen und eisernen Verbindungsstücken im Krahn-gerüste dar. Das Windwerk ist hierbei ebenfalls an der Säule befestigt.

LlZ

Fig. 33. Freistehender Krähn mit gemauertem Fundament.

Fig. 31, Text, zeigt die Armierung des hölzernen Auslegers durch Zugstangen aus Rundeisen, ebenfalls mit unten angeordnetem Windwerk; in Fig. 32, Text, hingegen ist das Windwerk oben angebracht und der Antrieb desselben zum Heben und Senken der Last erfolgt durch eine Kettenrolle und herabhängende Kette in gleicher Weise wie jener für die Bewegung der Krahnkatze.

Hinsichtlich der Detailconstruction des Windwerkes gilt alles wie beim Magazinkrahn.

Durch Anwendung eines Flaschenzuges kann auch hier die Leistungsfähigkeit des Windwerkes ergänzt werden. Gewöhnlich aber befinden sich in der Katze nur zwei Führungsrollen und die Last hängt an einer losen Rolle, wie in Fig. 1 bis 4, Taf. XVII, und Fig. 1 bis 14, Taf. XVIII.

X-

NX

^ElZZ

V;

V'i

'.‘i

Fig. 34. Freistehender Krähn ohne Fundament-Mauerwerk.

Die Kette wird am zweckmäßigsten, wie in Fig. 1, Taf. XVII, und Fig. 1, Taf. XIX, ersichtlich am freien Ende des Auslegers befestigt und von dort über die erste Rolle der Katze herab, um die lose Rolle und über die zweite Rolle der Katze hinauf, endlich über eine fixe Rolle am zweiten Ende des Auslegers auf die Windentrommel herabgeführt, weil hierdurch vermieden ist, dass die Verschiebung der Krahnkatze gleichzeitig eine Hebung oder Senkung der Last im Gefolge hat. Letzteres tritt ein, wenn das zweite Kettenende an der Krahnkatze selbst befestigt ist, oder die Kette von der Katze gleich auf die Windentrommel herabläuft.

Freistehende Krahne oder Quaikrahne haben im allgemeinen dieselbe Einrichtung wie die Magazinkrahne, und unterscheiden sich von diesen wesentlich nur durch die Form des drehbaren Krahngerüstes, welche durch die abweichende Aufstellung bedingt ist, und nach letzterer kommen zwei typische Ausführungen vor.

x    \

\ ^

Mi

Bl

111

Fig. 35. Eiserner Drehkrahn (Blechkrahn) auf gemauertem Fundament.

Das Krahngerüste ist nach dem ersten Typus von der Krahnsäule unabhängig hergestellt und ans dieser drehbar montiert; die Krahnsäule aber ist in der gusseisernen Fundamentplatte fest und ragt über das Fundament empor. Beispiele dieser Aufstellung zeigen die Krahne in Fig. 4 und 5, Taf. XIX, Fig. 1 bis 3, Taf. XXI, und Fig. 33 bis 36,

Text, und die Details der Lagerung die Fig. 4 bis 6, Taf. XXI, und Fig- 4 bis 8, Taf. XXII, oben mit Spurzapfen, unten mit Frictionsrollen.

„iS

mm

Mi:

mm WM

»|pn

ieiiiSiiififfliii

Fig. 36. Großer freistehender Krähn mit Drehung durch Getriebe und Zahnkranz.

Nach dem zweiten Typus ist das Krahngerüste mit der Krahn-säule in einem Stück hergestellt, letzere reicht in das Fundament herab (Schacht, daher auch Schachtkrahn) und ist unten im Spurlager und in der Höhe des äußeren Arbeitsniveaus bei kleineren Krahnen (Fig. 37,

Text) in einem ausgebohrten Halslager, bei größeren Krahnen (Fig. 38, Text) dagegen mittels Frictionsrollen in dem Fundamentkranze gelagert.

Die Fig. 38, Text, gibt zugleich ein Bild eines Dampfkrahnes, bei dem das Windwerk nicht von Hand, sondern durch eine kleine, am Krahngerüste montierte Dampfmaschine angetrieben wird.

st

mm

je

Fig. 37. Kleiner Quaikrahn mit an der Quaimauer montierten Lagern.

Die Krahne mit ans der Fundamentplatte fester aufwärts stehender Krahnsäule werden entweder mit ihrer Fundamentplatte auf ein gemauertes Fundament aus Ziegeln und Quadern aufgeschraubt, wie insbesondere in Fig. 33, Text, zu ersehen und in diesem Falle erscheint das Gewicht

des Fundamentes bei der Stabilitätsberechnung mit in Betracht, oder die Fundamentplatte ist recht breit ausgebildet und frei auf eine Anschotterung gestellt, wie in Fig. 34, Text, zu ersehen und in diesem Falle erscheint nur das Gewicht der gusseisernen Fundamentplatte und ihrer Schotterfüllung bei der Stabilitätsberechnung in Betracht gezogen.

bi

Fig. 38. Großer freistehender Krähn mit ins Fundament hinabreichender drehbarer Säule (Schachtkrahn).

Die Drehung des Krahngerüstes erfolgt in gewöhnlichen Fällen wie beim Magazin- und Gießereikrahn durch Ziehen am Lasthaken, dagegen bei vorhandenen Niveaunterschiedeu am Arbeitsplätze, wie z. B. bei Krahnen am Flussufer, durch Handkurbel und Räderübersetzung mit feststehendem Zahnkranze, wie insbesondere in Fig. 36, Text, zu ersehen.

Der fahrbare Krähn oder Eisenbahnkrahn stimmt principiell mit dem freistehenden Krähn mit Fundamentplatte überein, nur befindet sich hier letztere auf einem Wagengestelle und ist der Stabilität wegen, der Strebe gegenüber ein verstellbares Gegengewicht vorhanden. Zum Schutze gegen das Umkippen wird der Wagen durch Zangen an die Eisen-

.dl

---

mm

Fig. 39. Fahrbarer Krähn (Eisenbahnkrahn) für 3000 hg Tragfähigkeit.

bahnschienen angehängt und letztere werden durch übergelegte Eisenbahnschienen gegen das Aufreißen geschützt. Fig. 39, Text, zeigt einen solchen Krähn einfachster Art für die meist gebräuchliche Tragfähigkeit von 3000 kg.

Um int Eisenbahnzuge mit dem Krähn durch das Normalprofil fahren zu können, wird die Strebe herabgelassen, sobald der Krähn ans eine andere Station befördert werden soll.

Die Laufkrahne besitzen die Einrichtung zum Heben und Senken der Last und zur Bewegung derselben horizontal nach zwei zu einander senkrechten Richtungen.

Die Krahnkatze läuft auf der Krahnbrücke auf Schienen und letztere auf Eisenbahnschienen, welche durch Säulen oder Gebäudemauern gestützt, entsprechend hoch liegen.

Gewöhnlich befindet sich an der Katze ein Windwerk mit entsprechender Räderübersetzung und Handkurbeln zum Heben und Senken der Last, ferner ein Räderwerk mit entsprechender Übersetzung und Handkurbel zur Verschiebung der Katze.

Sehr häufig findet man, nanientlich in kleineren Werkstätten, als Katze eine gewöhnliche Trommelwinde mit Laufrollen (Fig. 21, Text) oder eine durch Handkurbel und Zahnräderantrieb fahrbare Trommel-winde (Fig. 22, Text) verwendet.

Die Einrichtung der Krahnbrücke ist aus Fig. 40, Text, zu entnehmen. Dieselbe ist hier aus eisernen Trägern gebildet, sonst wohl auch häufig aus Holzbalken, welche durch Zugstangen aus Rundeisen armiert sind. Die Verbindungsstücke dieser Träger, an ihren Enden, enthalten die Lager für die vier Laufrollen der Brücke, deren zwei gegenüber stehende entweder durch eine an der Krahnbrücke hingeführte Achse direct verbunden sind oder durch eine durchlaufende Vorgelegewelle und Zahnräder gleichzeitig angetrieben werden, wie in Fig. 40, Text, um die gleichmäßige beiderseitige Verschiebung der Krahnbrücke ans den Lauf-schienen zu bewirken.

Der Antrieb der Brückenverschiebung erfolgt von der auf der Krahnbrücke stehenden Bedienungsmannschaft, wenn auch das Windwerk der Katze oben angetrieben wird. Weil nun aber das Auf- und Absteigen der Bedienungsmannschaft umständlich und zeitraubend ist, komnit in neuerer Zeit gewöhnlich der Kettenantrieb von unten zur Anwendung, oder, namentlich bei schweren Krahnen, der Transmissionsantrieb.

Einen Laufkrahn, bei welchem sämmtliche Bewegungen mittels Kettenrollen und herabhängende Ketten von unten ansgeführt werden und daher das Aufsteigen auf die Krahnenbrücke nur behufs Ölung der Lager und überhaupt behufs Instandhaltung der Maschine erforderlich ist, zeigt die Fig. 40, Text, tut perspektivischen Bilde nach der Ausführung von Mohr Federhaff in Mannheim. Die einzelnen Bewegungsmechanismen sind darin leicht in ihrem Zusanimenhange zu verfolgen.

I’

V. Die Krahne.

wß

dS

yOOfi*

iiccc^

i¹

Fig. 40, Lanfkrahn mit Antrieb von unten durch in den Arbeitsraum herabhängende Ketten.

Bei Laufkrahnen mit oben beschäftigter Bedienungsmannschaft muss zum Schutze der letzteren ein entsprechend breiter, den Trägern entlang laufender Fußboden mit Schutzgeländer vorhanden sein, und das Herablassen der Last mittels der Bremse bei still stehenden Handkurbeln erfolgen.

Die Laufkrahne kommen hauptsächlich in den Montierungswerkstätten der Maschinenfabriken und Eisenbahn-Reparatur-Werkstätten zur An-

ms‘

M/

mm

Fi.q. 4L Bockkrahn oder Gerüstkrahn.

Wendung, weil sie, nach vorgenannter Einrichtung, die ganze Grundfläche beherrschen, welche sich innerhalb der Laufschienen befindet.

Die Bockkrahne oder Gerüstkrahne haben eine Krahnkatze wie die Laufkrahne, welche auf der Krahnbrücke verschoben werden kann; letztere ruht aber auf einem auf den Erdboden gestützten Gerüste, welches entweder auf festem Fundamente unverrückbar oder mittels Rollen auf Eisenbahnschienen verschiebbar ist. In Fig. 41, Text, ist ein auf dem Fundamente feststehender eiserner Bockkrahn von Mohr & Federhaff in

Mannheim mit Antrieb von unten (wie beim Gießereikrahn) dargestellt, welcher, abgesehen von der eigenartigen Construction des Krahngerüstes, dieselbe Einrichtung zeigt, wie sie beim Gießereikrahn vorkommt.

Bei schweren Krahnen kommt statt der gewöhnlichen Kette die Gall'sche Kette zur Anwendung.

3. Dimensionsbestimmung. Der Zusammensetzung des Krahnes aus z dem Krahngerüste und dem Windwerke folgend, zerfällt die Dimensions-bestimmnng desselben in zwei Theile und hieran schließt sich jene des Fundamentes und der Befestigungsstücke.

Die Dimensionierung des Windwerkes erfolgt bei allen vorgeführten Krahnen nach denselben Grundsätzen wie bei den Trommelwinden und Kettenradwinden und gelten hier auch die dort aufgestellten Gleichungen.

Zu diesen kommen nur noch die Wirkungsgrade der jeweilig vorhandenen fixen oder losen Rollen, eventuell eines Flaschenzuges, in Betracht, welche mit jenem der Trommelwinde multipliciert, den Wirkungsgrad des Krahnwindwerkes ergeben. Hiefür kann man den Wirkungsgrad rjr einer fixen oder losen Rolle für die bei den Krahnen fast ausschließlich zur Anwendung kommende Kette durchschnittlich mit i)r == 0,96 in Rechnung stellen.

Bezeichnet nun nach der Cotierung in Fig. 8 bis 10, Taf. XIX:

Q die zu hebende Last in Kilogramm,

T den Kettenzug des auf die Trommel auflaufenden Kettenendes in Kilogramm,

q den Trommelhalbmesser bis zum Kettenmittel in Millimeter, zi z2 za zi die Zähnezahlen der Übersetzungsräder, i?₂ Ra Ri deren Theilkreishalbmesser in Millimeter, a den Kurbelhalbmesser in Millimeter,

K die wirklich erforderliche Kraft an beiden Kurbeln, so ergibt sich für einfache Räderübersetzung nach Gl. (131

~r~ . T ...    . (158

Z2

JsT = 1,1 . Q- . -5l . t =

a

und für doppelte Räderübersetzung nach Gl. (132 . h. . T = l,2 .

Rs

1,2 .

a

^ . T . . . (154

R\

Z2 Z4

' Ri ’ Ri

Ist nur eine Leitrolle vorhanden, wie z. B. bei dem in Fig. 15, Taf. XVIII, dargestellten Krähn, so ist

1,04 . Q

(155

0,96 '

rjr

T — —. Q =

Sind zwei Rollen vorhanden, eine feste und eine lose, wie in Fig. 4, Tafel XIX und in der schematischen Fig. 8, Taf. XIX, so ist

T = —

. . . (156

1,08 .

= 1,04^. ,

Sind zwei feste und eine lose Rolle vorhanden, wie z. B. bei dem in Fig. 5, Taf. XVII, und int Schema in Fig. 10, Taf. XIX, dargestellten Krähn, so ist:

?]r

\rjrJ 2

1,12 .

= 1,04» .    ^

Ist ein Flaschenzug mit n Rollen und dem überdies aber eine feste Rolle vorhanden, so ist:

T = 1    1 Q

. . . (157

Wirkungsgrad ,/

Vr n

(158

Hinsichtlich der Zähnezahlen gilt dasselbe wie bei den Trommelwinden (S. 97), nur kommen hier für z₂ bei einfacher und für z₄ bei doppelter Räderübersetzung auch noch größere Zähnezahlen in Anwendung, weil diese Räder durch andere Constructionstheile in ihrer Größe nicht so eingeschränkt sind wie bei den Bauwinden.

Die Kettentrommel wird mit Kettenspur ausgeführt und die Trommellänge nach der, der Anfwindelänge entsprechenden Anzahl der Kettenwindungen bestimmt. Um nicht zu lange Trommeln zu erhalten, wählt man den Trommelhalbmesser auch größer als nach Gl. (134.

Unter Voraussetzung von 4 Männern an beiden Kurbeln mit je 16 kg Kraftäußerung (vergl. die nach Gl. (151 und (152 folgende Bemerkung), also für K = 64 kg geht man mit einfacher Räderübersetzung bis zu T = 800 bis 1250 kg.

Darüber hinaus aber kommt doppelte oder dreifache Räderübersetzung zur Anwendung.

In solchen Fällen, in welchen eine Überanstrengung des Krahnes durch Heben schwerer Lasten als jene für welche das Krahngerüste dimensioniert ist, nicht zu befürchten ist, wird die Kraft an den beiden Kurbeln zusammen K = 32 kg, beziehungsweise K = 20 kg und noch kleiner angenommen (vergl. Gl. (151 und (152).

1. Beispiel. An einem freistehenden Krähn für 3000 kg Tragfähigkeit nach Fig. 4 und 5, Taf. XIX, werden folgende Angaben abgenommen:

4 — 13 mm — Durchmesser des Ketteneisens,

D — 300 mm — äußerer Trommeldurchmesser, a = 400 mm — Kurbel Halbmesser,

— 14 — Zähnezahl des Getriebes auf der Kurbelwelle, = 70 =

„ eingreifenden Stirnrades,

„ Getriebes auf der zweiten Vorgelegewelle,

„ eingreifenden Stirnrades auf der Trommelwelle,

= 14 =

= 91 =

Wie groß ist die am Kurbelhalbmesser wirklich erforderliche Kraft K zum Heben der maximalen Last von 3000 kg?

Da hier die Last an einer losen Rolle hängt und im Strebenkopfe eine Leitrolle (fixe Rolle) vorhanden ist, so ergibt sich der Keltenzug nach Gl. (156

T = 1,08 .    = 1,08 .    = 1620 kg.

In Gl. (154 ist q der Trommelhalbmesser bis zum Kettenwinkel also 1'    , 1 t 300,13

Q = D T- Y • J    Y ⁼ 156,5 mm

und hiemit wird die Kraft an den Kurbeln

156,5 14 14

400 • 70.^- 1630 = 23,4^24 kg.

1,2 . -⁹- . Ä    T = 1,2 .

a z₂ z₄

2. Beispiel. Wie lang müsste bei dem im vorhergehenden Beispiele behandelten Krähn der Kurbelhalbmesser a werden, wenn die Kraft an den Kurbeln nur K — 20 kg betragen soll?

Die Gl. (132 ergibt die Länge des Kurbelhalbmessers

und mit dem zuvor berechneten Wert

1 O    zi    zs    T

a =    1,2    .    P    .    —    .    —    .    yr

*    z₂    zA    K

ergibt sich hiermit

T = 1620 kg

a = 1,2 . 156,5

14 14 1620

——- — 467    470 mm.

' 70 * 91 * 20

Da im vorhergehenden Beispiele bereits

K = 23,4 kg für a — 400 mm

berechnet ist, so wäre der zu Kx — 20 gehörige Kurbelhalbmesser auch, wegen sonst gleich bleibenden Verhältnisse einfacher erhalten worden nach der Gl.

23,4.400 ₌

ei i =

Ki

468    470 mm.

3. Beispiel. Ein Magazinkrahn nach Fig. 15, Taf. XVIII, mit Kettenrad--winde soll für die Last Q — 500 kq ausgeführt werden.

Wie groß muss die Räderübersetzung werden, wenn man mit der Kraft K — 20 kg ant Kurbelhalbmesser a — 360 mm die vorgeschriebene maximale Last Q — 500 kg heben soll, und welche Dimensionen müssen die Zahnräder erhalten?

Für die Last Q — 500 kg ergibt sich nach der Tabelle S. 47 der Durchmesser des Ketteneisens d — 7,5 mm und wenn eine deutsche oder langgliedrige Kette angewendet wird, die innere Gliedlänge nach Gl. (71

l = 3,5 4 = 3,5.7,5 -=- 26,25 mm

ferner die innere Gliedbreite nach Gl. (72

b = 1,5 4 = 1,5.7,5 = 11,25 mm

Für ein Kettenrad mit 5 Zähnen ist der Radhalbmesser des Kettenrades bis zum Mittel des flach aufliegenden Kettengliedes nach Gl. (68

sin

= ~ . (26,25 + 7,5). cotg 36° + j . (26,25-7,5). s™-₀ -

= 4- . 33,75.1,37638 + 4.18,75 . —~- = 23,23 +15,95 = 39,18    39,2 mm.

Z    Z    U,00773

Durch Zeichnung findet man den Radhalbmesser bis zum Mittel des hochgestellt anfliegenden Kettengliedes gleich 41,7 mm und somit im Mittel

q = Y • (39,2 + 41,7) = 40,45 ^ 40,5 mm.

Da hier nur eine feste Rolle am Strebenkopfe vorhanden ist, so ergibt sich der Kettenzug T nach der Gl. (155 mit

T ==' 1,04 . Q = 1,04.500 = 520 kg und für einfache Rüderübersetzung nach Gl. (153

T_ 405 520 „ ₀₀    „ „

¹ K    1,1 ‘ 360 ⁻ 20 “ 3,32    3,3‘

^=1,1

zx    a

Wählt man nun die Zähnezahl des Getriebes Zi = 14

so ergibt sich jene des Stirnrades

z₂ = 3,3 . 14 = 46,2 ^ 46.

Nimmt man für Gusseisen nach Gl. 135

so erhält man mit

Vj ~ ~ — 2 S — 2,5 kg/nun²

_K . a 20.360

14

514

nach der Gl. (108 oder nach der zugehörigen Tabelle S. 84 nach der Stichzahl abgerundet

8; t = 25,133 mm

und somit die Zahnbreite

(0-

b t = 2 t = 2.25,133    50 mm.

4. Beispiel. Es sind die Hauptdimensionen des Windwerkes und die Befestigungsschrauben hierzu für einen nach den Skizzen in Fig. 5 bis 16, Taf. XVII, auszuführenden Magazinskrahn, für Q — 4000 kg Tragfähigkeit und 3 m Hubhöhe des Lasthakens zu bestimmen.

Hier kommen zwei Leitrollen und eine lose Rolle vor und es ist somit der Kettenzug nach Gl. (157

1,12. |- = 1,12.    2240^

hierfür ergibt sich nach der Tabelle S. 47 der Durchmesser des Ketteneisens

4 — 16 mm

und nach Gl. (134 der Trommelhalbmesser bis Kettenmittel

? = 10 4 bis 12 4,

welcher mit Rücksicht auf die Trommellänge L auch größer genommen werden kann und soll hier gleich diese Bestimmungsart vorgenommen werden. Es werde nun vorausgesetzt, dass letztere 420 mm innerhalb der Trommelränder nicht überschreiten soll und dass eine englische oder kurzgliedrige Kette angewendet werde, welche nach Gl. (70 und (72 die Dimensionen

l — 2,6 4 — 2,6 . 16 — 41,6 mm b — 1,5 4 — 1,5 .16 — 24 mm

erhält. Die Steigung s (Fig. 6, Taf. XVII) der Kettenwindung wird sonach, wenn man 5 mm Zwischenraum zwischen den Gliedern zweier aufeinanderfolgenden Windungen lässt

s — & —J— 2 cf“ -f- 5 mm = 56 -j— 5 = 61 mm 60 mm und die Anzahl der Windungen n auf die Länge L der Kettentrommel, wenn eine Windung (s) mehr als erforderlich bleiben soll, und für den beiderseitigen Zwischenraum zwischen Kettenmittel und Trommelrand ebenfalls s in Abzug gebracht wird,

420—120

= 5.

L — 2s

60

Weil hier der Lasthaken an einer losen Rolle angehängt erscheint, so ist die Aufwindelänge La der Kette gleich der doppelten Hubhöhe des Lasthakens also La — 2 . 3000 — 6000 mm

und demnach die Länge einer Kettenwindung am Trommelumfange vom Halbmesser q

2 71 Q— -

s n

La 6000 ionn

-— — 1200 mm 5

woraus der Trommelhalbmess er bis Kettenmittel

1200

? =

Demnach wird das Verhältnis

2 71

— 196    200 mm.

oder

^_200_ lOA

4    16    12,5

e = 12,5 4

was beibehalten werden kann.

Da hier T> 1250kg, so wenden wir jedenfalls doppelte Räderübersetzung an und setzen die Kraft an den Kurbeln K — 32 kg und den Kurbelhalbmesser a = 450 mm (Gl. 152).

Hiermit ergibt die Gl. (154 die Räderübersetzung

200 2240 * 450 ' 32

= 37,33

^ 1,2 . . ~= 1,2

zx z₃    a is.

und wenn man wählt (vergl. S. 130 und S. 97)

z, •= 13 z₂ == 70 z₃ = 13

was als passend beibehalten werden kann.

Zur Berechnung der Zahntheilung nehmen wir für die Räder zx und z2t weil ;₂ <80 ist nach Gl. (135

* ⁼7 ⁼ 2

S = 2,5 kglmm2 y . S = 5

und für die Räder z₈ und z4f weil z₃ 80 nach Gl. (136

— = 2,5

S = 2 kglmm2 V . S = 5

und erhalten somit nach Gl. (108 oder nach der zugehörigen Tabelle S. 84 abgerundet, die Stichzahl, Theilung und Zahubreite für die Räder zx z₂ wegen

1108

32.450

13

TT

t = 28,274 mm b = 2 t = 56,5    55 mm

und für die Räder z₈ z₄ wegen

4978

T.q 2240.200

90

— = 14

71

t = 43,982

b = 2,5 . t = 2,5.44 = 110 mm

die zugehörigen Theilkreisdurchmesser ergeben sich nun der Reihe nach mit

13.9= 117 mm

so erhält man hieraus

37,33 . 13 . 13

70

= 90,12 <^90

A =

D₂=z₂ .

(0-

70 . 9 = 630 mm

D,=

13 . 14 — 182 mm

^4 =

90.14 = 1260 mm.

Die erste Borgelegewelle erhält für S* — 2 kg/rnm² nach der Gl. (15 oder dazugehörigen Tabelle S. 18 für

(PB) = K. a = 32.450 = 14400

den Durchmesser

d¹ = 33 mm.

Die zweite Vorgelegewelle erhält für S⁴ = 2 kgfmm², ebenso für

&K.a.^ =

(PR) — K . a .

32 . 450.70

13

77540

den Durchmesser

d⁴ — 60 mm.

Die Trommelwelle erhält für S⁴ — Skglmni² dem Torsionsmomente (R . R) = T . q = 2240.200 = 448000 entsprechend, nach derselben Tabelle, wenn dieses Moment mit dem Neductionsfactor

(I)

für S⁴ — 2 gegen S⁴ — 3, also mit und sonach in der (PR) Rubrik die Zahl

multipliciert oder durch

(f)

dividiert

448000 . Y = 298670

aufsucht, den Durchmesser

d⁴ — 95 mm

oder bei bhecter Berechnung ohne Benützung der Tabelle nach Gl. (13 für S⁴ — 3 kg/mm

. S‘

.P.R

\ ¹⁶

. 448000 =s

3,1416.3 — \/760500 — 91,3    95 mm.

Sperrad und Sperrkegel werden nach den im Capitel „Sperrwerke" gegebenen Regeln dimensioniert und gezeichnet.

Die lose Rolle und die beiden fixen Rollen oder Leitrollen erhalten alle gleichen Rollenhalbmesser r und zwar nach Gl. (52

r - 10,5 d == 10,5 .16 = 168 ^ 170 mm.

Die zugehörigen Rollenachsen erhalten nach Gl. (46 den Durchmesser d = 3 r) — 3 . 16 — 48    50 mm,

können übrigens nach Ausführung der Zeichnung nochmals nachgerechnet werden.

Ist in solcher Weise die Dimensionsbestimmung durchgeführt, so ergibt sich die Form und Dimensionierung der Windenschilde dem Gefühle nach in der Zeichnung.

Die Schrauben zur Befestigung der Windenschilde, im vorliegenden Falle an die Krahnsüule, werden so fest angezogeu, dass die zwischen Windenschild und Krahnsäule entstehende Reibung zur gegenseitigen Feststellung ausreicht. Man erhält sonach, wenn man vom Eigengewichte des Windwerkes absieht, als auf Verschiebung wirkende Kraft

T = 2 240 kg

und wenn man 6 Schrauben, wie in Fig. 5, Taf. XVII gezeichnet, anwendet und den Zug einer Schraube mit P bezeichnet und hier den Reibungscoöfficient zwischen Holz und Gusseisen

v — 0,5

in Rechnung setzt (vergl. S. 30) die Gl.

woraus

P -----

2240

6.0,5

= 746,7 kg

6 . P

und dem entspricht nach der Tabelle der Schrauben nach Whitworths Scala (Note S. 20) die Schraube Nr. 7 oder ⁷/s Zoll engl.

Die Dimensionierung des Krahngerüstes erfolgt nach seiner jeweiligen Form mit Rücksicht auf die Stabilität und Festigkeit.

Bei dem in Fig. 8, Taf. XIX, in schematischer Darstellung gezeichneten Magazinkrahn, mit an der Strebe befestigtem Windwerk erhält man*) mit den der Cotierung in Fig. 8 bis 10, Taf. XIX, entsprechenden Bezeichnungen:

Q — p hebende Last in Kilogramm,

Ni — Normaldruck senkrecht zur Achse des Spurlagers im Zapfenmittel, N, — Normaldruck senkrecht zur Achse des Kopflagers im Zapfenmittel, Nz — verticaler Achsendruck auf den Spurzapfen,

N — Druck in die Krahnstrebe,

T — Kettenzug,

Tt — von den Zugstangen auszuhaltender Zug,

*) Für die Stabilität des Krahnes ergibt sich, wenn man einnial den Drehpunkt im Spurlager annimmt und statt des Kopflagers eine Kraft 9?₂ substituiert, die den Krähn gegen das Umfallen stützt, die Momentengleichung %.H= Q.A + G.x

wenn man sodann den Drehpunkt in das obere Lager verlegt und statt des Spurlagers eine Kraft Ni substituirt, die den Krähn gegen das Ausweichen stützt W₁.H=Q.A + G.x

und aus diesen beiden Gleichungen ergibt sich obige Gl. (159, während Gl. (160 sich aus der Erwägung ergibt, dass das Spurlager den Krähn selbst und die daran hängende Last zu stützen habe.

Ist das Windwerk an der Strebe befestigt, so müssen die Kräfte 7\ und Q ihre Resultierende in der Richtung der Strebenkraft N haben und somit müssen sich ihre hierzu senkrechten Componenten gegenseitig aufheben und demnach ist, nach Fig. 9, Taf. XIX, woraus sich obige Gl. (161 ergibt.

Ist das Windwerk an der Krahnsäule befestigt, so tritt auch T in Hinsicht der Aufrechterhaltung der Strebe in Wirksamkeit und es ergibt sich für das Gleichgewicht der zur Strebe senkrechten Componenten nach Fig. 9, Taf. XIX,

Tx sin a -f- T . sin ß = Q . sin y

woraus obige Gl. (162 folgt.

In beiden Fällen wird die Strebe durch die in ihre Richtung fallenden Componenten von T, T₁ und Q auf Zerknickung beansprucht, da das Windwerk doch ziemlich nahe dem Strebenfuße angebracht ist und dieser Erwägung entspricht die obige Gl. (163.

Die Gl. (164 ergeben sich ans den rechtwinkeligen Dreiecken in Fig. 8, Taf. XIX; ebenso die Gl. (170 durch Auflösung des schiefwinkeligen Dreieckes ABC in Fig 11, Taf. XIX.

V. Die Krahne.

70

Cf — Eigengewicht des Krahnes in Kilogramm, x — Entfernung des Krahnschwerpunktes 0. in welchem das Eigengewicht concentriert gedacht werde, von der Drehungsachse der Säule in Millimeter,

A — Ausladung des Krahnes bis zum Lasthaken in Millimeter,

Ax — Ausladung der Strebe in Millimeter,

H — Säulenhöhe, d. i. Entfernung der beiden Zapfenmittel in Millimeter,

\ — untere Schenkellänge der Krahnsäule in Millimeter, h₂ — obere Schenkellänge der Krahnsäule in Millimeter, q — Länge der Normalen vom Strebendrehpunkt C auf die Richtung des Kettenzuges T,

ql — Länge der Normalen vom Strebendrehpunkt C auf die Richtung der Zugstange Tlf

L — Länge der Strebe in Millimeter,

Q . A -j- G . x

(159

% = % =

Ng =■ Q -)- G

Für den Fall, als das Windwerk an der Strebe befestigt ist (Fig. 8, Tast XIX), ergibt sich für die Zugstangen der Zug T __ Q . sin /

¹ sin a

Ist das Windwerk an der Krahnsäule befestigt (Fig. 10, Tast XIX), so ergibt sich für die Zugstangen der Zug Q . sin / — T . sin ß sin a

In beiden Fällen ist ferner der Druck in die Strebe N — Tx . cos a -f- T . cos ß -j- Q . cos / . . . . (163 und für die Bestimmung der Winkel ql — L . sin a

q = r + L . sin ß }    ............

Ax — L . sin /

Für annähernde Rechnung kann man setzen für Magazinkrahne. . Cf = 0,7 Q 6iS 0,8 Q . . . . für Gießereikrahne . . G = 1,1 Q.........

(160

(161

(162

(164

CO CO

07. Ql

und für beide . ... x

(167

Beim freistehenden Krähn bezeichnet G das Gewicht der drehbaren Theile desselben und man kann annähernd setzen:

CO CO

für gewöhnliche Krahne G — 0,5 Q.........fl

für Blechkrahne . . . G = 0,25 Q........(1

tg a =

(170

oder falls nach Fig. 11, Taf. XIX, übereinstimmend mit Fig. 10, Taf. XIX, die Seitenlangen a und b des Dreieckes ABC gegeben sind und 7 aus der letzten Gleichung in Gl. (164 berechnet ist, auch a • sin / b — a . cos 7 — U    Ji.    Ag

= L

Für die Normaldrücke N, — % werden die beiden Drehzapfen der Krahnsäule als Stirnzapfen berechnet. Sind dieselben, wie gewöhnlich, aus Schmiedeisen hergestellt und bezeichnet d den Zapfendurchmesser und l die Zapfenlänge, P ----- N, == Nz den Zapfendruck, so ist nach der Festigkeitslehre

d -----

\    ¹⁶    1 p

Vjt . S ' d

(171

und man kann nehmen 8 = 6 kg',mm²

(172

l ---- 1,5 d d ----- 1,125 V P

Für den Normaldruck % wird der Spurzapfen berechnet. Ist derselbe, wie gewöhnlich, mittels Stahlplatte armiert und bezeichnet d den Durchmesser der Lauffläche, p den Flächendruck in Kilogramm auf einen Quadratmillimeter und P — Ng den Normaldruck auf die Lauffläche, so ist für den vollen Zapfen

(173

- . d² .p = P

und man kann nehmen p <; 1 kg/mm²

d = V—

V Jt . jp

und speciell für p = 1 kg [mm2 d = 1,18 \ ~P

(174

(175

Für einen bohlen Zapfen auf Metallnnterlage kann man den Durchmesser der Höhlung gleich dem halben äußeren Durchmesser der Lauffläche setzen und erhält dann

CG

(176

- . ~ . d* . p = P

woraus

V| • I

rH

. . . (177

Hierbei kann man nehmen für einen Zapfen aus Stahl p — 0,75 kg [mm²1 d = 1,5 V~P

für einen Zapfen aus Schmiedeiseu p — 0,5 kg/mrn²1 d = 1,84 V“P /    ’ ‘

Für den Zug 1\ werden die Zugstangen berechnet. Sind deren, wie gewöhnlich, zwei aus Rnndeisen vorhanden und bezeichnet d ihren Durchmesser und S die zulässige Beanspruchung in Kilogramm auf einen Quadratniillimeter, P = T₁ den auf sie entfallenden Zug, so ist

2 . d².4- ■ 3 = P

4

(178

(179

(180

Weil nun die Zugstangen der Länge nach gewöhnlich roh bleiben, so ist es angezeigt, der Sicherheit wegen S klein anzunehmen und kann man nehmen

S = 2 bis 4 kg [mm²

(181

'S ' p 1 und speciell für S = 2 kg [mm2 d = 0,56 V P⁻ . ’ . .

Die Strebe wird auf Zerknickungssestigkeit durch den Druck Ol beansprucht und ist als an beiden Enden frei drehbar zu betrachten. Bezeichnet

W das Trägheitsmoment des mittleren Strebeuquerschnittes,

E den Elasticitätsmodul des Strebenmaterials,

L die Länge der Strebe wie vorher und m — 20 den Sicherheitscoöfficienten,

P -= m . N den der Sicherheit wegen größer in Rechnung gestellten Druck in die Strebe,

(182

so ist nach der Festigkeitslehre W. E

Z²

(183

und hieraus ergibt sich

W - p • A²

x* . E........

Den Elasticitätsmodul kann man setzen

fitr Schmiedeeisen

E = 20000 .........

(184

(185

für Gusseisen

E = 10000

(186

für Holz

E = 1000

(187

Erhält die hölzerne Strebe in der Mitte ihrer Länge einen Kreisquerschnitt (Fig. 16, Taf. XVII) vom Durchmesser d, so ist

W = ~ d*

64

(188

und hieraus

V/64

d = \/~ . W= 2,13 VTr

(189

Erhält die hölzerne Strebe in der Mitte ihrer Länge einen quadratischen Querschnitt von der Seitenlänge b, so wird

wSt

12

(190

und hieraus

b = V/12 W

(191

Für den sehr häufig ausgeführten achteckigen Querschnitt der hölzernen Strebe, dessen umschriebener Kreis den Durchmesser d hat, ist

(192

W = 0,04 d*

und hieraus

== 2,24 V/ W

(193

0,04

Wird die Strebe aus Gusseisen hergestellt, so erhält sie den Kreuzquerschnitt Fig. 12, Taf. XIX, von der Schenkellänge h und Dicke b und hiefür ist das Trägheitsmoment bhs + \ V

12

(194

Die Strebe aus Holz oder Gusseisen wird gegen die Enden zu schwächer gehalten, so dass der dem Querschnitt umschriebene Kreis 0,7 bis 0,8 vom Durchmesser des mittleren Kreises erhält.

Wird die Strebe aus Profileisen¹) hergestellt, mit dem Querschnitt nach Fig. 18, Taf. XIX, so ist übereinstimmend mit Fig. 14, Taf. XIX, das Trägheitsmoment

bh'd — (b — V

12

(195

In beiden letzteren Fällen ist der einfachere Vorgang bei der Dimensionsbestimmung der Strebe in der Regel der, dass man sich den Verhältnissen der Zeichnung entsprechend, dem Gefühle nach oder der Erfahrung angepasst, die Dimensionen des Querschnittes wählt, hiefür nach Gl. (194, beziehungsweise (195 das Trägheitsmoment W berechnet und probiert, ob hiermit der Gl. (188 entsprochen ist. Ist dies nicht gleich nach den ersten Annahmen der Fall, so wird man leicht die nöthige Dimensionsänderung erkennen. Sehr bequem ist hiefür die Benützung der Tabellen (Note S. 141 bis 144).

Nr.

Breite

Höhe

Dicke

Querschnitt

in

des

Profils

Quadrat-

Millimeter

Gewicht per Meter

in

in Millimeter

Kilogramm

Entfernung des Schwerpunktes von der Basis in Millimeter

M^Trägheitsmoment bezogen auf die Schwerpunkts-Achse

parallel zur Basis

senkrecht zur Basis

siggägs&g

196

330

498

693

928

1197

1826

2587

4000

1,5

6,5

8600

9100

2,6

8,6

3,9

5,4

7,2

9,3

14,2

20,2

31,2

10,8

12,6

14,7

16,9

20,8

24,8

31,2

26700

63700

123200

231600

390400

923400

1861600

4614000

26900

63100

127100

230600

387200

924000

1886500

4534100

Die Krahusäule ist auf Biegung beansprucht, und sind für die gefährlichen Querschnitte die Biegungsmomente (% . \) und (% . ha) und die anzuwendende Festigkeitsformel lautet, wenn P statt und N

W

und l statt 7t, und h.₂ gesetzt wird und Z — — den Querschnittsmodul vorstellt

(196

Hiefür wird auch die bekannte graphische Darstellung des Momenten-diagrammes zur Förderung der Vorstellung dienen. Ist das Windwerk an der Krahusäule fest, so wird hierbei unter Umständen auch der Kettenzug T in Betracht zu ziehen sein.

Für \ = h.₂ = o erhält man den Magazinskrahn ohne Säule, welcher in Fig. 10 bis 12, Taf. XVI, dargestellt ist.

¹

Nachfolgende Tabellen enthalten die vom österreichischen Ingenieur- und Architekten-Verein aufgestellten Typen für gewalzte T= und Doppel Träger, H-Eisen und Eisen mit den Bezeichnungen in Fig. 12 bis 16, Taf. XXII, nach der Zeitschrift des österreichischen Ingenieur- und Architekten - Vereines, XXXIV. Jahrgang. 1882. S. 7.

Tadelte der V- Profile.

Die Beanspruchung S in der stärkst gespannten Faser der auf Biegung beanspruchten Säule kann mau unter gewöhnlichen Verhältnissen setzen für Schmiedeiscu

(197

S — 5 bis 7 kg/mvi-

für Gusseisen

(198

<8—2 bis 3 kg'mm

Tabelle der L - Profile.

Breite

Nr.

Höhe

der

Steg-

des

li

Flan

schen

dicke

Flan

schen

dicke

Querschnitt

in

Profils

Quadrat-

Millimeter

Gewicht per Meter

in

Trägheits-

Moment

Quer

schnitts-

Modul

in Millimeter

Kilogramm

" ^ P 5 SD ZD CO 00    <1 05 Ci Ui

OxOCnOCHOüiOOlO'üx'o'ox

^ S SS p E ol 5 5 C p co o oo

O Oi Ol © O O« Ol © © Ql üi o o

15840

28640

44800

67310

93310

127980

165950

215230

267310

333660

402000

487870

574630

475100

1145400

2240200

4038800

6531700

10238300

14935100

21522600

29404100

40038800

52260400

68302100

86194400

S = 0,5 bis 0,7 kgjmm2 Beim Gießereikrahn gelten für die Stellung der Katze über dem Strebenkopfe (Fig. 6, Taf. XIX) alle vorstehenden Gleichungen, wobei der Ausleger an die Stelle der Zugstangen tritt und besondere Stützen und Nebenstreben, die zur Verhinderung der Durchbiegung der Strebe angebracht werden, außer Betracht bleiben. Die Stirnzapfen aber werden für die Ausladung A (Fig. 7, Taf. XIX) und der Ausleger auf Biegung berechnet und ist hierbei die bekannte graphische Darstellung des Momentendiagrammes für die besonderen Stellungen der Krahnkatze der Vorstellung beziiglich dieser Beanspruchung recht förderlich.

für Holz

(199

Beim freistehenden und beim fahrbaren Krähn hat man nur noch zu beachten, dass H die Höhe der Krahnsäule vom Mittel des Spurzapfens als Stirnzapfen, bis zum Mittel des Halszapfens bezeichnet, wie in den schematischen Darstellungen in Fig. 9 und 10, Taf. XXII, rotiert.

Die Drücke P₁ und P₂ auf die Frictionsrollen werden wie in Fig. 11, Taf. XXII, für den betreffenden Normaldruck,J?₁ graphisch bestimmt.

Tabelle der 1- Profite.

Nr.

des

Breite Höhe der    Steg-

Flan- dicke "    schen £

Flan

schen

dicke

Querschnitt

in

Profils

Qadrat-

MiÜimeter

Gewicht per Meter

in

Trägheits-

Moment

Quer

schnitts-

Modul

in Millimeter

Kilogramm

80

52

10

4,0

6,0

900

100

7,0

60

13

130

4,5

7,0

1230

9,6

72

16

160

5,5

84

8,5

1850

14,4

18

6,5

180

9,5

2510

19,6

90

20

200

7,0

11,0

3090

24,1

96

22

220

102

8,0

12,0

3710

28,9

24

240

108

9,0

13,0

4400

34,3

24a

9,5

240

135

26

9,5

14,5

14,5

5140

5920

40,1

260

114

46,2

28

10,5

15,5

5940

46,3

280

120

28a

11,0

17,0

6790

52,9

280

150

30

11,0

17,0

7810

60,9

300

126

32

12,0

18,0

7700

60,1

320

132

35

13,0

19,0

8680

67,7

350

141

40

14,0

21,0

400

156

16,0

24,0

10230

13120

79,8

102,3

961000

2058000

5186000

10568000

16459000

24020000

38922000

47307000

57275000

63394000

84297000

101960000

108702000

138059000

194556000

323168000

24000

41200

79900

132100

182900

240200

308400

394200

477300

487600

602100

728300

724700

862900

1111800

1615800

Bci dem Lauft rahn und Bockkrahn ist die Krahnbrücke auf Biegung beansprucht und darnach in bekannter Weise zu dimensionieren.

1. Beispiel. Bei einem Magazinkrahn nach Fig. 5, Taf. XVII, für 4000 kg Tragfähigkeit, mit runder hölzerner Strebe wurden folgende in Fig. 10 und 11, Taf. XIX, rotierte Dimensionen abgenommen:

Länge der Strebe

L — 5200 mm

Länge des Zwischenstückes der Säule . . . . H—hx — l\₂ — hz~ 3130 mm

Ausladung der Strebe

A₁ = 3330 mm

Es ist der Durchmesser jeder der beiden Zugstangen und der mittlere und Enddurchmesser der Strebe zu bestimmen.

Weil die Kettenrollen am Kopf der Krahnstrebe und an der Krahnsänle gleiche Durchmesser erhalten, so ist die über beide laufende Kette parallel zur Zugstange und somit ist

<iß = «

und beide Winkel können aus dem Dreieck ABC Fig. 11, Taf. XIX, bestimmt werden, sobald y bekannt ist. Letzterer ergibt sich aus der Gl. (164

sinr = ,

wonach mit Hilfe der trigonometrischen Tabelle abgerundet

7 = 39° 50'.

3330 a 52ÖÖ = °'⁶⁴⁰⁴

Tabelle für -re Profile -er gleichschenkeligen Winkel.

Schenkel-

Querschnitt

Länge I Dicke L • | d

in

Quadrat-

Millimeter

Gewicht per Meter

Schenkel-

Querschnitt

in

Länge

Dicke

in

in Millimeter

Kilogramm

Quadrat-

Millimeter

Gewicht per Meter

in

in Millimeter

Kilogramm

111

144

-T-P

60

70

141

184

224

275

264

325

375

444

425

504

564

651

684

791

0O rH TH IO 05 io CO c> t* rl CO 04

hhhnwwcqcococo^ooo

70

70

80

80

80

90

90

90

100

100

100

120

120

120

00 M 00

O'OJM^SoSmcoSoOOO

Nun sind für das Dreieck ABC (Fig. 11, Taf. XIX) zwei Seiten und der bou ihnen eingeschlossene Winkel bekannt, nämlich

— H — ht — J}₂ — h₂ — 3130 mm — L = 5200 mm <£ C = y = 39° 50'

3130 . sin 39° 50'

5200 — 3130 . cos 39° 50' ~~

tg« = j

und ergibt sich somit der Winkel aus der Gl, (170 a . sin y

—»ö . COS Y

3130.0,6404

sonach abgerundet

__ 2004,5 n?1fiR

5200 — 3130 . 0,7679    2796,5    '

werden

« = /?=: 35° 40'.

Der Kettenzug kann hier ohne Rücksicht auf Reibungswiderstände angenommen

T = -j . Q = 2000 kg

und man erhält nun den Zug Tt den die Zugstangen auszuhalten haben nach Gl. (162

4000 . sin 39° 50' — 2000 . sin 35° 40'

T,

Q sin y — T sin ß

sin a

sin 35° 40'

4000.0,6404 — 2000.0,5830 _ 1395,6

0,5830

0,5830

= 2393 ^ 2400 kg

Tabelle der 6-Profile.

Nr.

Breite

des

Innerer

Durch

messer

Höhe

Fuß

breite

Kopf

breite

Fuß-

dicke

Kopf-

dicke

Bogen-

dicke

Profils

<k

i n Millimeter

16

160

100

55

21

210

75

24

240

156

87

26

260

170

95

Ö N (M iO CO CO Th rfi

Oi

<} G3 03 «Di CD O «Di

CD OO

Ox

© rH

»O N03 O

«Di

Di

Entfernung

Nr.

des

Profils

Schwerpunktes von der Basis

Querschnitt in Quadrat-Millimeter

Gewicht per Meter

in

Trägheits-

Moment

Querschnitts-

Modul

W: e

in Millimeter

Kilogramm

oder

Z~W: (h—e)

iS

05 h* 05

26,6

37,0

43,0

47,3

1086

1934

2524

3023

8,5

15,1

19,7

23,6

456900

1515200

2696200

3826200

16100

39900

61300

80300

Maschinen zur Ortsveränderung.

rH

womit für S — 2 kg/mm² nach Gl. (182 der Durchmesser jeder der beiden Zugstangen für P = Tx = 2400 kg

d = 0,56 V P = 0,56 . V 2400 = 27,4    30 mm.

Der Druck in die Strebe N ergibt sich nun nach Gl. (163 Sft = Tx cos a -(- T cos ß -f- Q cos y — 2400 . cos 35° 40' -f~ + 2000 . cos 35° 40' + 4000 . cos 39° 50' —

= 4400.0,8124 + 4000.0,7679 = 6646 ^ 6650 kg.

Setzt man nun der Sicherheit wegen

P = 20.92 = 20.6650 = 133000 kg

so ergibt die Gl. (184 das Trägheitsmoment W des mittleren Strebenquerschnittes, wenn für Holz der Elasticitätmodul nach Gl. (187 gesetzt wird

E == 1000

= 364383500 ^ 364400000

P. E² 133000.5200²

7t² . E

9,8696 . 1000

und weil hier die Strebe einen Kreisquerschnitt erhält, so ergibt sich dessen Durchmesser d aus Gl. (189

d = 2,13 ^/W=2,13 . \4/,%4400000    300 mm

und die Strebenenden erhalten den Durchmesser

d₀ — 0,7 d bis 0,8 d — 210 mm bis 240 mm

wovon hier

d₀ — 210 mm

beibehalten werden mag, um etwas leichtere Armierungsstücke zu erhalten.

2. Beispiel. Es sind die Dimensionen der Drehzapfen für die Krahnsäule eines Magazinkrahnes ’ für 4000 kg Tragfähigkeit nach Fig. 5, Taf. XVII, zu bestimmen, wenn nach der Cotierung in Fig 10, Taf. XIX, gegeben sind:

Ausladung des Krahnes . . A = 3600 mm Höhe der Krahnsäule . . . H = 4100 mm

Schätzt man das Eigengewicht G des Krahnes nach Gl. (165 G = 0,7 Q = 0,7.4000 = 2800 kg

und die Schwerpunktsentfernung

900 mm

]-A =4-3600 = 4    4

so erhält man nach Gl. (159 die Zapfendrücke

Q . A + G. x _ 4000.3600 + 2800.900

4100

= 4126,8    4130 kg

und hiefür wird der Durchmesser des Stirnzapfens nach Gl. (172 wenn P =    =

— 91₂ — 4130 kg gesetzt wird

d — 1,125 V 4130 = 72 ^ 75 mm

und die Zapfenlänge

/ = 1,5 d = 1,5.75 = 112,5    110 »

Der Zapfendruck für den Spurzapfen wird nach Gl. (160 % = Q -f G = 4000 + 2800 = 6800 kg

und bei Anwendung eines vollen Spurzapfens, welcher hier wegen langsamer Drehung der Krahnsäule angewendet werden kann, mit Stahlarmierung, für den Abnützungsdruck

p = 1 kgl mm²

nach Gl. (175 der Zapfendurchmesser,

d — 1,13\sP== 1,13 V6800 = 93,2^-95 mm.

3. Beispiel. Es sind die Dimensionen des Gabelzapfens zur Verbindung der Strebe mit dem Säulenarmierungsstück zu bestimmen für den im vorstehenden 1. Beispiel behandelten Krähn.

Bezeichnet, wie in Fig. 8, Taf. XVII, rotiert d₃ den Durchmesser und l₃ die Länge des Gabelzapfens, d und l die Dimensionen des gleichwertigen Stirnzapfens, P — yi — 6650 kg die Belastung, so erhält man für S — 7,5 kg\mm² nach Gl. (14

d = 0,879    . I

und wenn man der soweit ausgeführten Zeichnung in Fig. 8, Taf. XVII,

Z₃ — l — 150 mm

entnimmt, so ergibt sich

und nach Gl. (35

d = 0,879 . \V 6650.150 = 87,8 ^ 90 mm

0,63 . \J-j = 0,63 ds = 0,63 . d = 0,63.9<J*= 56,7    60 mm

</

was beibehalten werden kann.

4. Beispiel. Ein eiserner Gießereikrahn nach Fig. 1 bis 4, Taf. XVII, und Fig. 1 bis 14, Taf. XVIII, für 2000 kg Tragfähigkeit erhält mit den Bezeichnungen nach Fig. 6 und 7, Taf. XIX, folgende Dimensionen:

Ausladung    der    Strebe

Ax — 3300 mm

Hohe der Krahnsäule Untere Schenkellänge Obere Schenkellünge

Es sind die Dimensionen des oberen Drehzapfens der Krahnsäule und der Querschnitte der Strebe und des Auslegers zu bestimmen.

Nach Gl. (159 ist der Zapfendruck

Q . A -f- G . x

und wenn man nach Gl. (166 und (167 nimmt

G = 1,1 Q = 2200 kg

A =    . 4200 — 1050 mm.

4    4

2000.4200 + 2200.1050

5800

= 1847 ^ 1850 kg

hiermit wird nach Gl. (172 der Zapfendurchmesser

d — 1,125 V P — 1,125 V 1850 — 48,2 <^v- 50 mm

und die Zapfenlänge

l — 1,5 d = 1,5.50 — 75 mm.

Steht die Krahnkatze in der äußersten Stellung, wie in Fig. 7, Taf. XIX, so ist A₂ = A — A₁ — 900 mm

und wenn — = Z der Qnerschnittsmodul und S die Beanspruchung Pro 1 mm² des

e

Auslegers bezeichnet, so gilt die Festigkeitsgleichung

W

Q.A₂ = S. — = S . Z

woraus für S — 7 kg\mm‘ Z =

Q . A₂ _ 2000.900

^ 257000.

Da nun der Ausleger aus zwei gleichliegenden -Trägern besteht, wie in Fig. 9, Taf. XVIII, ersichtlich, so entfällt auf einen die Hälfte, nämlich

= ^ = 128500

und diesem entspricht nach der Tabelle der j^-Profile (Note S. 141, Tabelle S. 142) das Profil Nr. 16, mit (Z, = 127980)

—    160 mm

Profilhöhe.....

Flanschenbreite . . .

Stegdicke......

Flanschendicke .... welches als passend beibehalten werden kann.

die Krahnkratze im Mittel der Strebenausladung At, so ist das Bie-

gungsmoment

Q . A,

— 6,44    6,5 kg/mm?

und somit die dort herrschende Beanspruchung wegen nunmehr beibehaltenem Z = 2 . 127980 = 255960 ^ 256000 Q . A: ₌ 2000.3300 4 . Z “ 4.25600

also kleiner als bei der äußersten Stellung der Katze, somit zulässig, und das gewählte Profil kann beibehalten werden.

Für den Druck in die Strebe gilt die Gl. (163, wobei der Zug Tx durch den Ausleger auszuhalten kommt.

Nun ist nach Fig. 1, Taf. XVII, und Fig. 6, Taf. XIX, mit den früheren

Bezeichnungen

< <* = ß

und

somit aus dem rechtwinkligen Dreieck

H — Äj — h₂ ~ Ax Aga

und hieraus

tg o =

H — Jh —    _ 5800 — 120 — 200 _ 5480

3300

3300

= 1,6606.

a = ß = 59° y = 90 — a. = 31°

Demnach ergibt sich abgerundet

Q — 1000 kg genommen

und hiermit aus Gl. (162, wenn annähernd T = wird

Q sin y — T sin ß _ 2000 . sin 31° — 1000 . sin 59°

sin 59°

— 202 kg

sin 06

2000.0,5150 — 1000.0,8572 ~~    0,8572

und nach Gl. (163 der Druck in die Strebe N — Tt . cos 06 —j T . cos ß -j- Q . cos y — 202 . cos 59° -)- 1000 . cos 59° 4~ + 2000 . cos 31° = 1202.0,5150 + 2000.0,8572 = 2338,4    2340 kg

und für Gl. (185

p = 20.91 = 46800 kg E = 20000

nach Gl. (184 das Trägheitsmoment des Strebenquerschnittes, mit

L = V5480² + 3300² = 6400 mm

^9710000

P. L²_46800 . 6400²

7i² . E ~ 9,8696.20000 In der äußersten Stellung der Katze wird der Verticaldruck auf die Strebe um den Gegendruck in der Krahnsäule

Qi =

Q ^2 Q    ₌ 0,273 Q

H Alt H 3300    '    ^

vermehrt und beträgt sonach

Q₂ = 1,273 Q

und dem trägt man annähernd Rechnung, wenn man W in demselben Verhältnisse vergrößert und setzt

W = 1,273.971000 = 12360000.

Weil aber zwei gleich gestellte H-Eisen in der Strebe sind, so entfällt ans eines Wt = W = 6180000

und dem entspricht (Tabelle S. 142) das Profil Nr. 14 mit dem Trägheitsmomente

W = 6531700

mit den Dimensionen

h — 140 mm b —    60 mm

d — 7,5 mm d —    11 mm

Profilhöhe . .

Flanschenbreite Stegdicke . . .

Flanschendicke .

Mit Rücksicht darauf, dass hier das Windwerk an der Strebe befestigt ist und diese sonach durch den Keltenzug eine Durchbiegung erfährt, ist für die Strebe ein etwas stärkeres Profil angezeigt und wird obiges Nr. 16 wie für den Ausleger beibehalten.

Die Dimensionierung des Fundamentes erfolgt mit Rücksicht auf die Stabilität, wobei im allgemeinen der Druck des anschließenden Erdbodens außer Betracht bleiben kann.

Bezeichnet bei betn in Fig. 17, Taf. XXII, schematisch dargestellten Fundament eines Magazinkrahnes

Gl das Gewicht des Fundamentmauerwerkes in Kilogramm,*) h die Fundamenttiefe bis zu den Ankerplatten der Fundamentschrauben in Millimeter,

b die halbe Fundamentbreite, wenn das Fundament als prismatischer Körper von quadratischer Grundfläche gedacht wird, in Millimeter, Ng — Verticaldruck auf den Spurzapfen in Kilogramm,

Ni — horizontaler Schub, welcher das Fundament umkippen will, in Kilogramm,

Hi — Höhe ihres Angriffspunktes über der Fundamentsohle in Milli

meter,

so erhält man für die Stabilität

Ni - Hx = (N, + Gt).b

(200

* und hieraus

Q gr«. •

b

- % ■ • •

Gewöhnlich nimmt man hiefür H₁=%.b......

Aus <t₁ ergeben sich dann bei bekanntem specifischen Gewichte des Mauerwerkes die Dimensionen b und h desselben und darnach wird das Fundament mit entsprechenden Absätzen von ¹/₂ oder 1 Ziegelbreite vom Mittel der Höhe h nach unten breiter, nach oben schmäler als b oder von oben mit b beginnend für die Ausführung gezeichnet, wie in Fig. 18, Taf. XXII, dargestellt. Die Ankercanäle erhalten quadratischen Querschnitt mit 225—300 mm Seitenlänge, wenn die Fundamentschrauben nicht gleich bei Ausmauerung des Fundamentes mit eingemauert werden.

Die Größe der Auflagfläche der Spurlagerplatte aus dem Fundament und die Größe der Anlagfläche der Ankerplatten der Fundamentschrauben, sowie der Gegenplatten von Mauerschrauben ist mit Rücksicht auf den Flächendruck zu berechnen.

Bezeichnet

P den Normaldruck auf die ganze Fläche in Kilogramm, p den Druck pro 1 mm² in Kilogramm,

F die Druckfläche in Quadratmillimeter,

. (201

(202

*) Siehe hierüber Note S. 3.

so ist

P = F.p

(203

und hieraus

(204

und man kann nehmen für Gusseisen auf Ziegelmauerwerk p — 0,01 bis 0,02 kgjmm2 für Gusseisen auf Quadern

p — 0,05 bis,0,08 kg/mm2 Bezeichnet für den freistehenden Krähn ohne gemauertes Fundament (Fig. 34, Text, und Fig. 19, Taf. XXII),

Gl das Gewicht der Fundamentplatte sammt der darauf festen Krahn-säule und der Schotterfüllung der Platte in Kilogramm, b die halbe Fundamentbreite, wenn wieder das Fundament als prismatischer Körper von quadratischer Grundfläche gedacht wird, in Millimeter,

G das Gewicht der drehbaren Theile des Krahnes in der Entfernung x von der Drehungsachse in Kilogramm,

Q die Last in Kilogramm,

A die Ausladung des Lasthakens in Millimeter, so erhält man für die Stabilität

Q . (A — b) = G₁ .b + G.{b — x)

(205

(206

(207

woraus

Q.(A — b) — G.(b — x)

(208

Gi>

Dieselben Gleichungen (207 und (208 gelten auch für den freistehenden Krähn mit auf das Fundament geschraubter Platte, wenn in Gx auch das Gewicht des Fundamentmauerwerkes eingeschlossen ist.

Die Fundamentschrauben werden in jedem Falle so stark angezogen gedacht, dass schon durch die entstehende Reibung zwischen Fundament und Platte keine Verschiebung eintreten kann. Der auf die Fundamentschrauben oder Wandschrauben zur Befestigung des Kopflagers ausgeübte Zug lässt sich in jedem Falle leicht durch die Gleichstellung der statischen

Momente ermitteln und hiefür ergeben sich die Schraubendimensionen nach der Whitworth'schen Scala mit Hilfe der zugehörigen Tabelle (Note S. 20.;

1. Beispiel. Es sind die Dimensionen des aus Ziegelmauerwerk herzustellenden Fundamentes eines Magazinkrahnes für 4000 kg Tragfähigkeit nach Fig. 5, Taf. XVII zu bestimmen, für welchen bereits bekannt ist (2. Beispiel, S. 146):

H = 4100 mm N, = 4130 kg Ng = 6800 kg

Zunächst ergibt die Gl. (202 die Höhe H, = 2 b

und hiermit wird aus Gl. (201 das Gewicht des Fundamentes

Gt = 2 . % — 9?₈ = 2.4130 — 6800 = 1460 kg.

Schätzt man nun die Höhe des Fundamentes

h = 0,9 Ht = 0,9.2 . b = 1,80 b

rechnet h und b in Decimetern und nimmt (Note S. 3) das Gewicht von 1 dm9 Ziegelmauerwerk

P = Ifikg

so wird

woraus

Gx = 2.6.2.6.1,8.6.7,2 b³ . 1,5 = 10,8 . b³

G\

1460

135

b³ = —

10,8 10,8

b — 5,13 dm 5,2 dm

oder

b 520 mm

und hiermit

h — 1,8 b — 1,8.520 — 936 mm 940 mm

und die ganze Höhe

Ht = 2 b = 1040 mm

Nun wird die Zeichnung ausgeführt und das Fundament stufenförmig nach unten verbreitert. Bei der Ausführung in Fig. 18, Taf. XXII, ist entsprechend der Bedingung b — 520 mm die obere Breite des Fundamentmauerwerkes b — 520 mm gesetzt.

2. Beispiel. Wie stark müssen die Fundamentschrauben für den Fall des vorhergehenden 1. Beispieles, und wie groß muss die Auflagfläche der Spurlagerplatte sein, wenn dieselbe auf Quadern zu liegen kommt?

Setzt man den Reibungscoefficient zwischen der Lagerplatte und dem Fundament q> = 0,3

und bezeichnet den auf eine der angewendeten vier Fundamentschrauben entfallenden Zug mit P so ergibt sich

3. Beispiel. Wie stark müssen die drei Schrauben zur Befestigung des Kopflagers an die Wand bei dem nach Fig. 5, Taf. XVII, ausgeführten Magazinkrahn für 4000 kg Tragfähigkeit werden, wenn der Lagerdruck

Nz = 4130 kg

bereits bestimmt wurde und wie groß muss die Druckfläche der Gegenplatten hierzu werden?

Steht die Mittelebene der Krahnsäule und Strebe senkrecht zur Wandfläche, wie in Fig. 5, Taf. XVII, gezeichnet, so haben die fraglichen drei Schrauben den Zug Nz auszuhalten und es entfällt auf jede derselben der Zug

P = S = E = 1377 kg

und dem entspricht die Schraube Nr. 10 oder 1V₄ Zoll englisch.

Wird der Krähn soweit seitlich gedreht, dass die genannte Mittelebene parallel zur Wandfläche zu stehen kommt, so muss eine Verschiebung des Lagers durch die Reibung zwischen der Lagerplatte und dem Mauerwerk hintangehalten werden und wenn der Reibungscoöfficient

<P — 0,3

*) Der äußere Gewindedurchmesser dieser Schraube beträgt rund d — 35 mm und somit ergibt sich das Verhältnis derselben zu oben berechneter Mauerwerkshöhe h — 940 mm

h 940    27'

Würde aber die ebenfalls nahezu entsprechende Schraube Nr. 10 genommen worden sein, so hätte sich ergeben

V. Die Krahne.

Ol

CO

woraus

( 0,3

4130

6800j ^ 1740 kg

entsprechend der Nächstliegenden Schraube Nr. 11 oder l⁸/₈ Zoll engl. S. 20).*)

Nimmt man den zulässigen Flächendruck zwischen der Lagerplatte und dem Fundament nach Gl. (206

p — 0,05 kgl mm²

und bezeichnet mit s die Seite der quadratischen Grundfläche der Lagerplatte in Millimeter, so ergibt die Gleichung

s².p = Ng-I-4^

-v

,,91a + 4P

-v

6800 + 6900

530 mm.

0,05

Nun wird man s dementsprechend in der Zeichnung ausführen. In Fig. 18, Taf. XXII, ist § — 700 mm ausgeführt.

d _ 31,75 ₌ 1 h ~ 940 _ 30'

Man erhält hingegen bei gegebenem d die Mauerwerkhöhe h = 27 d bis 30 d man kann somit auch d zur Wahl von h als Anhalt nehmen, und zwar nach guten Ausführungen h = 27 d bis 35 d.

gesetzt und mit P der Zug einer Schraube bezeichnet wird, so ergibt die Gleichung

Nz — 3. P. v

Jk ₌ «SO

3 . P 0,9    4090 J'

Dieser Zug erfordert mindestens Schrauben Nr. 16, d. i. solche von 2 Zoll engl. Durchmesser, die man als zu stark nicht ausführen wird. Hierdurch wird mau darauf hingewiesen, dass man das Kopflager nicht allein durch Wandlagerschrauben gegen seitliche Verschiebung sichern darf, sondern sich hiefür anderer Mittel bedienen muss, nämlich der seitlichen Verstrebung des Kopflagers. Eine solche vorausgesetzt, kann man übereinstimmend mit den Fundamentschrauben Nr. 11 d. i. l⁸/₈ Zoll engl, anwenden.

— 206500 mm².

Die Gegenplatte muss nach Gl. (204, wenn p — 0,02 kq\mm² nach Gl. (205 gesetzt wird, eine Anlagfläche erhalten von „ _ % _ 4130 0,02

4. Beispiel. Ein freistehender Krähn für 3000 kg Tragfähigkeit mit feststehender Säule und auf das Fundament geschraubter Platte, welche zusammen 800 kg Gewicht aufweisen, erhält 6 Fundamentschrauben, so dass stets deren zwei in der Entfernung vom Säulenmittel und zwei im Säulenmittel wirkend gedacht werden können, wie in Fig. 10, Taf. XXII, rotiert. Die Ausladung beträgt

A — 3600 mm

und die Entfernung der Fundamentschrauben

bx — 650 mm

Wie stark sind die Fundamentschrauben zu machen?

Schätzt man das Eigengewicht der drehbaren Theile und seinen Hebelarm nach Gl. (167 und (168

G = 0,5 Q = 1500 kg

900 mm

u-

setzt ferner

G₂ = 800 kg

und bezeichnet mit P den Zug einer der stärkst gespannten Schrauben, indem man voraussetzt, dass jene im Säulenmittel nur halb so stark gespannt werden, als die äußeren; setzt man ferner der Einfachheit wegen voraus, dass die Krahnplatte um eine durch das Mittel der äußeren Schrauben gehende Gerade kippen will, so erhält man für die Stabilität die Gleichung:

Q.(A — bx) + G ,{x-bx) = G₂.bx-\-P .bx + 2P.2bx

woraus

Q. (A — bx)-\-G. (x — bx)— G₂ . bx

5/>j

= 2740

3000.2950+1500.250 —800.650

5.650

und dem entspricht die Schraube Nr. 13 oder l⁵/₈ Zoll englisch.

5. Beispiel. Für den freistehenden Krähn des vorhergehenden 4. Beispieles sind die Dimensionen des Fundamentes zu bestimmen, welches oben und unten aus Quadern, dazwischen aus Ziegelmauerwerk besteht.

Rechnet man nun b und h in Decimetern und nimmt für das Fundament pro 1 dms das mittlere Gewicht (Note S. 3)

= 1,9 kg

Es ist nach Gl. (208 wenn G₁-\-Gi statt Gt gesetzt wird Q. (a — b) — G.{b — x)

G,=

@2

und wenn man schätzungsweise annimmt

b — 0,25 A — 0,25.3600 — 900 mm

auch

£i =

3000.2700

900

— 800 = 8200 kg.

1,5 + 2,35

so ist

und hieraus die Fundamenthöhe

'm ₌

4 b². p

oder in Millimetern ausgedrückt

ib'.h.p = Gx

8200

4.9'. 1,9

— 13,3 dm 14 dm

h — 1400 mm

was beibehalten oder auch zu Gunsten der Breite b etwas vergrößert werden kann.

4. Herstellung der Krahne. Bezüglich des Krahnwindwerkrs gilt im Wesentlichen dasselbe, wie bei den Tromnielwinden, nur wird hier gewöhnlich die Kette angewendet und die Trommel mit schraubenförmiger Kettenspur gegossen und in ihrer Länge der Auswindelänge der Kette angepasst, um möglichst eine Verwicklung der Kettenglieder und sohin für den Bestand der Kette nachtheilige Stöße zu vermeiden. Bezüglich der festen und losen Rollen und des Hakens gilt alles wie bei den Flaschenzügen, desgleichen bezüglich der gezahnten Kettenrollen der Gießereikrahne. Bei der Montierung des Windwerkes ist auf möglichst leichte Beweglichkeit aller beweglichen Theile zu sehen. Die Windenschilde werden hierzu der Sicherheit wegen passend gleichzeitig gebohrt.

Gusseiserne Armierungsstücke des Krahngerüstes werden am besten nur durch gleichgerichtete Schrauben an das anschließende Stück angeschraubt, um ein Verziehen durch das aufeinanderfolgende Anziehen der einzelnen Schrauben zu vermeiden.

Bei der Aufstellung feststehender Krahne mit drehbarer Säule ist durch Benützung des Senkels und der Wasserwage für möglichst genaue Verticalstellung der Drehungsachse zu sorgen. Bei den Lanfkrahnen und Bockkrahnen müssen die Laufschienen mit Hilfe der Wasserwage horizontal und beiderseits gleich hoch montiert und gehörig befestigt werden, um auch gegen seitliches Ausweichen geschützt zu sein.

Wird das Krahngerüste aus Holz hergestellt, so ist rechtzeitig dafür vorzusorgen, um möglichst trockenes Holz hiefür zu beschaffen. Für die Auswahl der Profile gewalzter Träger bedient man sich am besten der vom österreichischen Ingenieur- und Architekten-Verein aufgestellten Typen (Note S. 141), eventuell der besonderen Verzeichnisse jener Eisenwerke, welche man für die Lieferung in Aussicht genommen hat. Für die Gewichtsberechnung bei Kostenvoranschlägen dienen die dort ausgerechneten Gewichte pro laufenden Meter als Grundlage.

Hinsichtlich der Ketten sei noch bemerkt, dass nur probierte Ketten in Verwendung genommen werden sollen.

Quadratseite) ausgespart, wie in Fig. 18, Taf. XXII,

mm

Das Fundamentmauerwerk wird der Solidität wegen mit Cement ausgeführt und die Fundamentplatte, nachdem sie mit Hilfe der Wasserwage gehörig horizontal gestellt ist, mit Cement untergossen, um solide Auflage zu erhalten. Die Löcher für die Fundamentschrauben werden in die Quadern vor deren Versetzung mittels Stoßbohrer rund gebohrt (50 bis 70 mm Durchmesser) und im Mauerwerk beim Mauern viereckig (80 bis 120

gezeichnet, wozu man sich am besten eines übergelegten Lattenrahmens mit eingebohrten Löchern bedient. Damit beim Bohren der Stein nicht ausspringt, soll das Lochmittel der Fundamentschrauben mindestens 150 bis 200 mm von der Steinkante entfernt angebracht werden und wegen der Ausmauerung mindestens eine Ziegelbreite (150 mm) von der äußeren Mauerfläche bis zum quadratischen Fnndamentschraubenloch vorhanden sein.

VI. Die Pumpen.

1. Zweck und Arten der Pumpen. In der gewerblichen und industriellen Praxis finden die Pumpen Anwendung zur Speisung der Dampfkessel, zur Wasserhebung im allgemeinen und insbesondere zur Förderung des Wassers aus dem Brunnen in ein Reservoir, zur Erhaltung des Vacuums im Condensator durch Fortschaffung des warmen Wassers, des Dampfes und der Luft, als Gemisch aus dem Condensationsraum der Condensationsdampfmaschinen; endlich in besonderer Ausführung, zur Beschaffung des Druckwassers beim Betrieb der hydraulischen Pressen.

Ihrem Zwecke nach werden die Pumpen besonders benannt, und zwar Speisepumpen, Pumpen zur Wasserhebung, Luftpumpen, Presspumpen.

In Hinsicht der Construction unterscheidet man Kolbenpumpen, Dampfstrahlpumpen oder Jnjectoren, kolbenlose Dampfpumpen oder Pulsometer, Centrifugalpumpen und Rotationspumpen.

Die Kolbenpumpen werden unterschieden in einfach wirkende und doppelt wirkende, je nachdem die Wasserförderung nur während des Kolbenhinganges oder beim Hin- und Hergange des Kolbens erfolgt. Nach der Kolbenform werden die einfach wirkenden unterschieden in Pumpen mit Plungerkolben, Tauchkolben oder Mönchskolben und endlich solche mit Ventilkolben oder durchbrochenen Kolben.ADie doppeltwirkenden in Pumpen mit Metallkolben, (Kolben mit Dichtungsringen aus Metall), Pumpen mit Lederkolben, endlich Pumpen mit Hanfkolben, welche Hanfliederung zur Abdichtung des Kolbens enthalten.

Mit Rücksicht auf den Antrieb der Kolbenpumpen unterscheidet man Hand pumpen mit Antrieb durch Handhebel oder Handkurbel, Schwun grad und Räderübersetzung; Transmissionspumpen, welche mittels Excenter oder Kurbel von der Schwungradwelle einer Dampfmaschine oder von einer Transmissionswelle direct angetrieben werden und ferner solche, welche mittels Excenter oder Kurbel und eventuell mit Räderübersetzung mittels Riemen von der Transmission betrieben werden und Pumpen mit Riemenantrieb heißen; Dampfpumpen, bei welchen die Bewegung des Pumpenkolbens vermittels der gemeinsamen Kolbenstange und eines Dampskolbens durch Dampfdruck erfolgt. Eine besondere Art der Dampfpumpen sind die zur Abhaltung des Wassers von den Arbeitsräumen der Bergwerke dienenden Pumpen, die Wasserhaltungsmaschine it.¹)

2. Haupttheile der Pumpen und Wirkungsart derselben. Bei Betrachtung der Haupttheile der Pumpen ist es am zweckmäßigsten, der Eintheilung in Hinsicht der Construction zu folgen und darnach sind selbe nachfolgend aneinander gereiht.

Eine Handpumpe zeigen die Fig. 42 und 43, Text, in Ansicht und Durchschnitt. Sie besteht aus dem Punipencylinder mit der Stopfbüchse, dem Plungerkolben mit dem zu seiner Bewegung dienenden

Handhebel, der wegen der geradlinigen Bewegung des Kolbens erforderlichen Lenkstange nnd dem an den Pumpencylinder angeschraubten Ventilgehäuse, in welchem sich das Säugventil und darüber das Druckventil befindet. Jedes Ventil ist durch einen Anschlag im Hub begrenzt. Dieser Anschlag ist für das Druckventil am Deckel des Ventilgehäuses und für das Säugventil am Druckventile selbst angebracht. Die aus Metall hergestellten Ventile sind conisch auf ihre ebenfalls aus Metall hergestellten Ventilsitze aufgeschliffen. Letztere sind in das Ventilgehäuse schwach conisch eingepasst und hineingepresst. An das Ventilgehäuse wird

Fig. 42. Ansicht.

Ht

rRh

Handpumpe. (Fig. 42 und 43.)

unter dem Säugventil das Saugrohr, über dem Druckventil das Druckrohr angeschraubt.

Die Stopfbüchse erhält gewöhnlich Hanfpackung zur Dichtung (Hanfstopfbüchse). Die conisch cingeschliffenen Kegelventile sind der leichteren Instandhaltung wegen den Kngelventilen vorzuziehen, falls nicht die eventuell unvermeidliche Schiefstellung des Ventilgehäuses die Anwendung des Kugelventiles erforderlich macht, da sich das Kegelventil in diesem Falle möglicherweise klenimen könnte.

Wird der Pumpenkolben aufwärts gezogen, so entsteht unter demselben ein luftverdünnter Raum. Infolge dessen wird das Säugventil durch das, vermöge des äußeren Luftdruckes im Saugrohr nach auswärts

getriebene Wasser, geöffnet und der Pumpeneylinder mit Wasser gefüllt. Beim darauf folgenden Abwärtsgang des Kolbens fällt zuerst das Säugventil aus seinen Sitz zurück, wobei ein gewisser Wasserverlust eintritt, welcher um so größer ist, je größer der Ventilhub, daher dieser nur so groß sein soll, als unbedingt nothwendig; hieraus öffnet sich das Druckventil und das Wasser tritt aus dem Cylinder in das Druckrohr und durch dieses in den zu speisenden Dampfkessel. Bei ganz eingegebenem Kolben bleibt noch Wasser im Pumpeneylinder im sogenannten schädlichen Raum, welcher mit Rücksicht aus den Luftgehalt des Wassers möglichst klein ge-

Fig. 43. Durchschnitt.

’7ZZZ&

¹

Die Wasserhaltungsmaschinen sind ausführlich behandelt in: Weisbach-Herrmann, Ingenieur- und Maschinenmechanik, und A. Ri edler, Jndicator-Versuche an Pumpen und Wasserhaltungsmaschinen.

Irls

Handpumpe. (Fig. 42 und 43.)

macht werden soll. Zum Anlassen der Pumpe wird gewöhnlich ein Luft-hahn am Pumpeneylinder oder am Ventilgehäuse zwischen dem Saug-und Druckventile angebracht. Bei langer Saugleitung wird am unteren Ende des Saugrohres ein selbstthätiges Säugventil (Fußventil, Rückschlagventil) angewendet, um den Wasserabfluss zu verhindern und das Saugrohr vor der ersten Ingangsetzung mit Wasser füllen zu können.

Handpumpen werden gewöhnlich nur bei kleineren Dampfkesseln als Speisepumpen verwendet, bei größeren Kesseln finden sie nur als Nothpumpen Anwendung.

Der Pumpeneylinder ist eutmeber unten oder seitlich mit Flanschen versehen, zur Befestigung am Wasserreservoir oder an sonst geeigneter

Stelle.

Derselbe kann mit seiner Achse auch horizontal liegen,

wenn nur das Ventilgehäuse so angeschraubt ist, dass die Ventile sich vertical bewegen und ihre Sitzflächen horizontal liegen.

In Fig. 44, Text, ist eine als Presspumpe und Probierpumpe sür die Druckprobe der Dampfkessel gebräuchliche ebenfalls einfach wirkende

üli

U.

Mil

WNiMi

.z'

Fig- 44. Transportable Presspumpe.

Handpumpe, mit Manometer, Sicherheitsventil und verstellbarem Hebeldrehbolzen für wechselnde Hebelnbersetzung, dargestellt.

Ein einfaches Beispiel einer Handpumpe zur Wasserhebung bildet die allgemein angewendete Brunnenpumpe, gewöhnlich mit Holzröhren,

Ventilkolben mit Lederabdichtung und mittelst herabhängender Zugstange vertical auf und nieder bewegtem Hebel.

Handpumpcn mit Antrieb durch Handkurbeln und Schwungrad zeigen die Fig. 45 und 46, Text, erstere eine eincylindrige, letztere eine zweicylindrige. Auf Taf. XXIII zeigt Fig. 1 die Aufstellung einer doppeltwirkenden Handpumpe mit Antrieb durch Handkurbeln, Schwungrad und Räderiibersetzung für große Förderhöhen, Fig. 2, den Berticalschnitt, Fig. 8, den Horizontalschnitt durch den Pnmpeucylinder und die Ventilkästen mit Kautschuk- oder Lederklappenventilen, Fig. 4, den Durchschnitt des Saugkorbes mit dem selbstthätigen Abschlußventil und auf Taf. XXIV die Fig. 1 bis 3 die Details des Antriebes für zwei Cylinder mit zwei Stirnkurbeln. Der Sangkorb dient zur Abhaltung der Unreinigkeiten des Wassers. Das selbstthätige Säugventil ist über dem Saugkorb angebracht.

Fig. 47, Text, zeigt die perspectivische Ansicht des Antriebes für eine zweicylindrige Pumpe mit doppelt gekröpfter Kurbelwelle.

Die lange Kolbenstange (Fig. 1, Taf. XXIII) ist aus Gasrohr hergestellt und zwischen paarweise in verschiedener Höhe angeordneten Leitrollen gerade geführt. Es können jedoch statt einer so langen Kolbenstange auch horizontale doppelarmige Hebel (Balancier) angewendet werden, welche an ihren gleichliegenden Enden unter einander durch Zugstangen verbunden sind, deren oberster von der kurzen Schubstange, des Antriebes bewegt wird und deren unterster ebenfalls mit einer kurzen Schubstange die Kolbenstange bewegt (Balancier-Gestänge). Letztere Anordnung zeigt die durch Riemen von einer Locomobile betriebene Pumpe einer Eisenbahn-Wasserstation Fig. 48, Text. In Fig. 49 und 50, Text, ist eine andere Anordnung des Ventilgehäuses solcher doppelwirkender Brunnenpumpen gezeichnet. Hierbei liegen die vier Ventile in gleicher Höhe nebeneinander, durch Scheidewände getrennt im Ventilgehäuse, wie durch Verfolgung der Pfeile in Fig. 50, Text, leicht vorstellbar. Die Anordnung ist recht compendiös. Durch Abnehmen des aufgedichteten Deckels vom Ventilgehänse sind sofort sämmtliche Ventile zugänglich. Fig. 51 und 52, Text, zeigen eine ähnliche Anordnung der Ventile, jedoch mit übereinander liegenden Saug- und Druckventilen. Pumpen letzterer Art mit Lederklappenventilen eignen sich besonders zum Fördern großer Wassermassen durch Transmissionsbetrieb.

Eine beim Fabriksbetrieb zur Wasserhebung häufig angewendete Pumpe ist die Brunnenpumpe mit Kettenzng und Hand- oder Trans-

11

Pech an, Leitfaden des Maschinenbaues. I. 3. Anst.

162

M

%

(&MM

%

L

. I

%

i

1

1

- 5

fl

W

M

I

MW

m

ia

A

U

A

:

■

'ä

:

i

8

-77

z<

H

I' |

lÜw

|

W

-

ff.

MM

Handpumpen mit Antrieb durch Handkurbeln und Schwungrad.

Missionsantrieb. Dieselbe ist einfachwirkend. Der durch aufgelegte Gusseisenscheiben entsprechend belastete Plungerkolben wird beim Aufwärtsgang

II

**'■

si

::

Sii

'ii

:: 1

i|

II

grjj

WJ

DH

li!

di

-M

s5*™||

11

s>!

fl

III

MW

4»

■■

iaEl

BB

WM

Fig. 47. Pnrnpenantrieb mit Handschwungrad und Raderübersetzung für eine zweicyliudrige Pumpe.

der Kurbel gehoben, u. zw. mittels der am Kurbelzapfen angehängten, aus dünnem Rundeisen in langen Stäben durch Verhängung an den

eingebogenen Enden gebildeten Kette. Beim Abwärtsgang der Kurbel aber geht der Plungerkolben durch die Wirkung des Belastungsgewichtes nieder. Letzteres muss so groß sein, dass der Pumpenkolben das Wasser im Druckrohr aufwärts bewegt und überdies diese Bewegung durch den

KJ

i.

s->

‘ EM

-d

±_J

im

•' H

fr-

Fig. 48. Pumpe zur Wasserhebung auf große Förderhöhen mit Balancier-Gestänge.

Überdruck mit bestimmter Geschwindigkeit erfolgt, derart, dass die Zugkette stets gespannt erhalten wird und nicht schlängert.

Eine eigene Art der von Hand betriebenen Kolbenpumpen sind die Kettenpumpen. Eine solche ist in Fig. 5, Taf. XXIII, dargestellt. 3ln einer Kette sind in gleichen Entfernungen, zwischen Eisenplatten ein«

gespannte Lederscheiben angebracht, welche als Lederkolben durch die Kette im Rohr nach aufwärts gezogen werden und das darüber befindliche Wasser zur Rohrmündung emporheben. Diese Pumpe hat keine Ventile und ist deshalb besonders für dicke Flüssigkeiten geeignet. Sie ist insbesondere dort empfehlenswert, wo die Reparatur anderer Pumpen mit Schwierigkeiten verbunden ist.

Eine Transmissionspumpe, und zwar eine verticale einfachwirkende Speisepumpe, mit Antrieb durch ein auf der Schwungradwelle der Dampfmaschine aufgekeiltes Excenter und am Pumpencylinder angegossenem Ventilgehäuse ist in Fig. 7, Taf. XXIII, und 4, 5, Taf. XXIV. dargestellt, welche außer den schon früher angeführten Haupttheilen noch einen Windkessel besitzt, der in Fig. 7, Taf. XXIII, im Durchschnitt gezeichnet ist. Dieser Windkessel ist hier in das Druckrohr eingeschaltet (Druckwindkessel) und bei langer Rohrleitung zur Verhütung von Stößen und Rohrbrüchen erforderlich. Seine Wirkung besteht darin, das aus dem Pumpencylinder durch das sich öffnende Druckventil in das Druckrohr tretende Wasser augenblicklich aufzunehmen, bis, vermöge des sich steigenden Luftdruckes im Windkessel, die Bewegung des Wassers im Druckrohr und der Ausfluss aus diesem erfolgt.

Es wird deshalb auch der Druckwindkessel unmittelbar an das Ventilgehäuse anschließend, wie in Fig. 7, Taf. XXIII, oder statt des Deckels auf das Ventilgehäuse ausgeschraubt, wie bei der in Fig. 20 bis 22, Taf. XXII, und Fig. 6, Taf. XXIII, in der Zusanimenstellung und ihren Details dargestellten horizontalen, ebenfalls mittels Excenter von der Schwungradwelle der Dampfmaschine betriebenen Speisepumpe. Bei der Pumpe Fig. 7, Taf. XXIII, und Fig. 4 und 5, Taf. XXIV, ist der Cylinder unten mit seiner Fußplatte auf das Fundament ausgeschraubt; bei jener Fig. 20 bis 22, Taf. XXII, und Fig. 6, Taf. XXIII, mit seitlichem Fuße an einem in der Wand angebrachten Quader; bei jenen Figur 7 und 8, Taf. XXI, erfolgt die Befestigung des Cylinders mittels des an die Stopfbüchsenflansche angegossenen Fußes an das Dampfmaschinenbett. In Fig. 1 bis 3 und 28 bis 27, Taf. XXII, sind die Details einer. schiefliegenden einfachwirkenden Speisepumpe mit Mönchskolben und Excenterantrieb von der Schwungradwelle einer horizontalen Dampfmaschine dargestellt. Dieselbe zeigt noch als besonderes Detail ein Sicherheitsventil.

Die Anordnung der Speiseventile ist hierbei entweder so getroffen, dass das Drnckventil unmittelbar über dem Säugventil liegt und letzteres

wmm

Doppeltwirkende Kolbenpumpe mit Kautschuk- oder Lederklappenventilen.

(Fig. 49 und 50.)

wie in

üg

Fig. 49.

mSm

Emm

WWWII

burd) den Metallsitz des ersteren hindurch gesteckt wird, wie in Fig. 22, 4.af. XXII, oder es liegen die Ventile in getrennten Kammern,

Fig. 7, Taf. XXL Letzteres Detail wird namentlich bei kleinen Pumpen angewendet. In jedemFalle findet die Hubbegrenzung der Ventile durch entsprechend lange Anschläge statt, wobei diese Anschläge ausgebohrt sein und zur Führung des Ventiles mittels eingepassten Zapfenansatzes des letzteren dienen können. Behufs Einschränkung des Wasserverlustes beim Zufallen eines Ventiles, soll der Ventilsitz so tief unter dem seitlich anschließenden Rohrstutzen liegen, daß das darüber befindliche Wasser den raschen Schluß des Ventiles befördert.

Mg. 50.

is

iiisLi

II

SSSSSSSS

Jlp

I I

Doppeltwirkende Kolbenpumpe mit Kautschuk- oder Lederklappenventilen. (Fig. 49 und 50.)

In Fig. 58 bis 67, Text, ist die Detailconstruction einer verticalen Transmissionspumpe zur Dampkesselspeisung mit Riemenantrieb und

Räderübersetzung dargestellt, deren Saug- und Druckventile conisch ausliegende metallene Kegelventile sind.

Fig. 51.

Fch. 52.

jm

AM

i;':

h:

1]

III

ir

'ii: Vi

"11

l!

Sv.«

W"": " i: : I i'

Doppeltwirkende Pumpe mit Lederklnppenventilen.

(D — 262 mm; s — 866 mm; Dx = 116 mm; n = 45; Q = 95 -??.)

Für große hydraulische Pressen werden einfachwirkende Trans-missionspumpen mit Excenterantrieb angewendet, und zwar mit mehreren Pumpenkolben, wobei gewöhnlich die Einrichtung so getroffen ist, dass von der Hand oder selbstthätig, bei bestimmter Druckhöhc ein Säugventil nach

</rs^

-€

.¥ j¹

Fig. 54.

I|

t!

6-

■9:

rx

~9

enz^

Fig. 55.

-k

TT

2?

Jfc

‘Ä

i"?

'IT

t|

Hl

ittu

ZZrP

-iaL

Fig. 53.

Fig. 56.

Fig. 57.

Verticale Transmissionspumpe zur Dampfkesselspeisung mit Riemenantrieb und Räderübersetzung. (Fig. 53 bis 57.)

Maschinen zur Ortsveränderung.

r-H

dem anderen ausgehoben wird und dadurch der zugehörige Kolben leerläuft, bis endlich gegen Ende der Pressung nur ein einziger Kolben wirksam ist.

Eine Transmissionspumpe nach neuerem Typus mit Bajonettbalken wie bei Dampfmaschinen gebräuchlich, mit Riemenantrieb, Räderübersetzung und Klappenventilen ist in Fig. 58, Text, dargestellt.*)

Zu den Transmissionspumpen kann auch die mit der Dampfmaschine verbundene Speisepumpe gezählt werden, deren Kolben am Kreuzkopfbolzen der Dampfmaschine angekuppelt ist.

Von Dampfpumpen sind drei Arten hinsichtlich der Einrichtung der Dampfsteuerung zu unterscheiden, nämlich solche mit rotierender Steuerwelle, die zugleich Schwungradwelle ist, dann solche mit geradliniger Bewegung der Steuerungstheile vermittelst stellbarer Anschläge,¹) und endlich die Worthington Dampfpumpen, bei welchen die beiden nebeneinander montierten und miteinander verbundenen Pumpen ohne rotierende Steuerwellen, durch Hebelllbersetzung wechselseitig die Schieberbewegung bewerkstelligen.

Eine stehende Dampfpnmpe mit rotierender Steuerwelle «euerer Anordnung, ist in den Fig. 1 bis 6, Taf. XXV, dargestellt. Fig. 59,

*) In folgender Tabelle sind die Hauptdimensionen enthalten, in welchen solche Pumpen nach Fig. 58, Text, von der Maschinenfabrik Esslingen ausgeführt werden. Die mittlere Kolbengeschwindigkeit beträgt bei der angegebenen minütlichen Umdrehungszahl n der Pumpenknrbel c — 0,45 m pro Secunde und die Wassermenge ist für p — 0.8 nach Gl. (214 berechnet.

Cylinder-

durchmesser

J)

Umdrehungs-

Kolbenhub zahl der Pumpen-

s    kurbel in der

Minute

Wasserliefernng

mm

mm

Liter pro Minute

m³

pro Secunde

Brutto-Gewicht in kg circa

100

170

115

225

135

310

150

382

174

521

200

678

250

1060

0,00283

0,00374

0,00515

0,00637

0,00874

0,01130

0,01768

700

850

1300

1800

2200

3700

4300

Text, zeigt die Ansicht einer Wandpumpe ähnlicher Art.²) Beide Ausführungen sind nur dadurch verschieden, dass im ersten Falle die Theile der Pumpe an einem freistehenden Ständer, im letzteren Falle an einer Wandplatte montiert sind

III

|jg

Sä.....1

in

'im

ßj

■Ml

*1

I MH

Isfi

Fig. 58. Horizontale doppeltwirkende Transmissionspumpe zur Wasserhebung mit Riemenantrieb und Räderübersetzung.

Dampfcylinder

Pumpencylinder

Durchmesser j

Hub

Durchmesser |

Für Kessel zu solgeuden Pferdestärken

80

105

105

105

130

130

120

160

160

135

210

210

170

265

265

|    10-15

I 20-30 |    40-60

60-80 !j 120--150

Fig. 59.

HIHIHIHh:    ;i

mm:

liü

SJ

fl

ui

SK

Bissig

Ir jg|l j

v:'

Der Pumpencyliuder und das Ventilgehäuse zeigen dieselbe Einrichtung wie bei den früher besprochenen einfachwirkenden Trans-missionspumpcn und der Pumpen-cylinder ist mit Fußflanschen gegen Passleisten an den Ständer oder die Wandplatte geschraubt. In Fig. 1, 4 und 5, Das. XXV, ist die offen durchlaufende Anordnung der Passleisten beim Pumpen-cylinder, wie bei dem darüber ebenso am Ständer angeschraubten Dampfcylinder zu ersehen, welche mit Rücksicht auf die Bearbeitung unter allen Umständen der sonst noch häufig angewendeten geschlossenen Anordnung vorzuziehen ist. Zur Sicherung der beiden Cylinder in ihrer Lage, werden selbe bei der Herstellung nach vollendeter Montierung mit je zwei Prison-stiften versehen, welche conisch eingepasst, auch nach erfolgter Demontierung genau den Platz für die Cylinder feststellen.

Zur Dampssteuerung, also um zu bewirken, dass der Dampf in regelmäßiger Folge einmal unter und einmal über dem Kolben in den Dampfcylinder trete, ist hier die einfache Schiebersteuerung angewendet. Als inneres Steuerungsorgan befindet sich in dem, mittels ausgeschraubtem Deckel verschlossenen Schieberkastcn, der gewöhnliche einfache Schieber (auch Muschel-schieber genannt), an der durch die

Stopfbüchse aus dem Schieberkasten nach abwärts hervortretenden Schieberstange durch Muttern verstellbar und durch Gegenmuttern oder Splinte beweglich eingehändigt. Die Bewegung des Schiebers erfolgt durch das äußere Steuerungsorgan, nämlich durch das auf der Schwungradwelle aufgekeilte, zur Kurbelscheibe geformte Excenter und die Excenterstange.

Die Gesetze der Dampfvertheilung durch diese Steuerung sind dieselben, wie bei den Dampfmaschinen mit einfacher Schiebersteuerung.

In Fig. 60, Text, ist die Kurbel, durch welche die rotierende Bewegung der Schwungradwelle von dem mit der gemeinsamen Kolben = stanze verbundenen Kreuzkopfbolzen mittete Leitstange eingeleitet wird, im unteren todten Punkte gezeichnet und die Drehung derselben erfolgt im Sinne des Pfeiles. Hierbei ist das Excenter um den Voreilungswinkel <5 gegen die Senkrechte zur Schieberbewegungsrichtung vorgekeilt. Der Schieber ist aus seiner Mittelstellung schon so weit nach aufwärts geschoben, dass der untere Dampfcanal für die Dampfeiuströmung in den Cylinder und der obere für die Dampfausströmung geöffnet ist und man nennt die lineare Eröffnung v das lineare Voreilen. Man unterscheidet das äußere lineare Voreilen v für die Einströmung und das innere lineare Voreilen v, für die Ausströmung. Der Schieber wird mittels der Muttern an der Schieberstange so gestellt, dass beiderseits das gleiche lineare Voreilen stattfindet, wovon man sich bei abgehobenem Schieberkastendeckel durch Einstellung der Kurbel ans den einen und dann auf den anderen todten Punkt und Beobachtung des äußeren linearen Voreilens überzeigt. Zur Messung des linearen Voreilens wird am besten ein Keilmaß verwendet.^) Das lineare Voreilen ist erforderlich, damit der Dampf gleich zu Anfang der Bewegung des Kolbens auf diesen drückt. Dasselbe beträgt bei guten Ausführnngen i bis 1 von der Weite des Einlasscanals (2 bis 6 mm) und darf nicht zu klein sein, weil sonst zu Anfang der Kolbenbewegung die Dampfeinströmung behindert ist und der Dampf gedrosselt, also mit verringerter Spannkraft in den Dampfcylinder gelangt. Übrigens wird bei den gewöhnlichen Dampfpumpen des gewerblichen und industriellen Betriebes die Drosselung des Dampfes durch das Dampfeinlassventil, zur Regulierung des Ganges zur Pumpe benützt.

Der Raum zwischen dem Dampfkolben und Cylinderdeckel und jener der Canäle, welcher bei der Endstellung des Kolbens, also vor

*) Siehe des Verfassers „Leitfaden des Dampfbetriebes", 3. Aufl., S. 168,Fig. 96.

rffa

■ss]

fr

msm

a Canalweite. b Canalbreite. c Auspuffcanal. v Lineares Voreilen.

Pfeil 1: Dampfeinströmung. Pfeil 2: Dampfausströmung. Pfeil 3: Schieberbewegung. r Excentricität. cf Voreilungswinkel.

R Kurbel, in ihrer Stellung im todten Punkte.

09,

\71

X.

h=

Fig. 60.

Einfache Schieber-steuerung.

Der zum Betrieb erforderliche Dampf kommt vom Dampfkessel, durch das am Dom desselben angebrachte Dampfventil (Auslassventil, Absperrventil) in die Dampfrohrleitung, welche an das Dampfventil am Schieberkasten des Dampfcylinders angeschlossen ist. Durch letzteres gelangt der Dampf in den Schieberkasten und durch die Dampfcanäle in den Cylinder.

Anfang der Kolbenbewegung gefüllt werden muss, heißt schädlicher Raum und beträgt hier gewöhnlich 5 % vom ganzen Cylindervolumen. Derselbe soll möglichst klein sein und werden deshalb die Dampfcanäle a (Fig. 60, Text) möglichst kurz gehalten und um dies zu erreichen, die Arbeitsfläche, ans welcher sich der Schieber bewegt (Schieberspiegel), möglichst nahe an die Cylinderwandung heran gerückt, so dass eben noch genug Zwischenraum für den sich an die Cylinderwandung anschließenden Ausströmnngs- oder Auspuffcanal vorhanden ist.

3,

■/

f

mm

II

HgU

Der aus dem Dampfcylinder abströmende ausgenützte Dampf (Auspuffdampf) gelangt durch den Auspuffcanal c (Fig. 60, Text) in das daran angeschlossene Auspuffrohr, welches gewöhnlich entsprechend hoch über das Dach des Maschinenhauses hervorragt, und entströmt hier in die freie Luft.

Fig. 61. Wilsons Patent-Dampfpumpe.

Der Dampfdruck im Schieberkasten ist bei vollkommen geöffnetem Dampfventil etwas geringer als jener im Dampfkessel und wird in Atmosphären Überdruck (1 at = 1 kg\cms) ausgedrückt. Der Gegendruck des in die freie Lust entströmenden Dampfes beträgt etwas mehr als eine Atmosphäre, und zwar bis 1,2 at, weil der Dampf durch den Dampfkolben ins Freie hinausgedrückt werden muss.

Um das beim Anlassen der Pumpe sich im Dampfcylinder bildende Condensationswasser abfließen zu lassen, sind an den Cylinderenden Abflusshähne (Condensationswasserhähne, Zischhähne) eingeschraubt.

Die Schieberstellung soll so ausgeführt werden, dass, wie schon erwähnt, in beiden todten Punkten der Kurbel das gleiche lineare Vor-eilen vorhanden ist (Einstellnng des Schiebers ans beiderseits gleiches und hinreichend großes lineares Voreilen). Die Größe des linearen Voreilens ergibt sich im allgemeinen durch die Auskeilung der Excenterscheibe auf der Schwnngradwelle und insbesondere bei den Pumpen nach Fig. 1 bis 6, Taf. XXV, und Fig. 59, Text, durch richtige relative Stellung des Kurbelzapfens zum Excentermittel, die hier sehr leicht schon am Anreißtisch vor dem Bohren festgestellt werden kann. Das gleiche lineare Voreilen aber wird erzielt durch Einstellung des Schiebers und zwar durch Drehen der mit Schranbengewinde versehenen Schieberstange oder Excenterstange, entsprechend der jeweiligen Construction.

mKm

11

11111

Mg» 62. Horizontale Dampfpumpe mit durch Kurbelschleife angetriebener rotierender Steuerwelle.

Steht der Schieber in der Mitte zwischen seinem größten beiderseitigen Ausschub, so sind durch die an seiner Höhlung beiderseits anschließenden Lappen die Dampfeinlasscanäle nicht nur vollständig geschlossen, sondern nach innen und nach außen überdeckt und nian spricht deshalb von äußerer und innerer Überdeckung des Schiebers.

Die äußere Überdeckung bestimmt den Abschluss des Dampfeinlasscanals bevor der Kolben in seinem Laufe am Hubende angelangt ist und 'omit die Expansion des Dampfes, indem nach Abschluss des Canales kein Dampf mehr in den Cylinder nachströmen kann und mithin der darin

enthaltene Dampf sich ausdehnen (expandieren) muss. Bei der hier gewendeten einfachen Schiebersteuerung erfolgt gewöhnlich die Dampfeinströmung auf 0,9 oder 0,7 des Kolbenhubes, ersteres bei kleinen Pumpen.

an-

Die innere Überdeckung dagegen bestimmt den Abschluss des Dampf-auslasscanales, bevor der Kolben in seinem Laufe am Hubende angelangt ist und somit die Compression des Dampfes im Dampfcylinder.

Die Eröffnung der Ein- und Ausströmung des Dampfes vor dem Anlangen des Kolbens am jeweiligen Hubende infolge der äußeren und inneren Überdeckung und der Nothwendigkeit des linearen Voreilens ergibt die Voreinströmung des Dampfes in den Cylinder und die Vor'aus-

!7

am

fl

II

Hl

Fig. 63. Horizontale Dampfpumpe mit durch Leirstange und Kurbel angetriebener rotierender Steuerwelle.

strömung und demnach hat man folgende sechs Perioden der Dampfver-theilung: Voreinströmung, Einströmung (Füllung, Admission), Expansion, Vorausströmung, Ausströmung, Compression, welche sich auch im Jndi-catordiagramm³) erkennen lassen.

12

In Fig. 61, Text, ist Wilsons Patent-Dampfpumpe mit auf dem Dampfcylinder liegender Schwungradwelle und Schieberantrieb durch einen Excenterzapfen und Schleife in der Schieberstange, abgebildet?)

am

In Fig. 62, Text, ist die Decker'sche horizontale doppeltwirkende Pumpe mit Kurbelschleife mit einfacher Schiebersteuerung abgebildet, welche den modernen Typus der Montierung der freitragenden Cylinder-Bett durch Verschraubung mittels abgefräster Flanschen zeigt. Das Steuerungsexcenter ist auf der, das Schwungrad tragenden gekröpften. Kurbelwelle freitragend montiert. Die constructiven Details einer solchen

_J1

IllIISIllllll llllil

•ll⁴......

Mlcfcci£7! siegle. SisittcjcU't⁴

Fig. 64. Directwirkende Dampfpumpe.

In neuester Zeit wird mit Vorliebe die Anordnung der doppeltwirkenden liegenden Dampfpumpen mit rotierender Steuerwelle so .zur Ausführung gebracht, dass die rotierende Welle durch Leitstange und Kurbelscheibe vom gerade geführten Krenzkopf angetrieben, zwischen dem Dampfcylinder, und Pumpencylinder im Maschinenbett gelagert ist, an welches diese beiden Cylinder freitragend montiert sind. Eine elegante Ausführung dieser Art zeigt Fig. 63, Text.*) Das Steuerungsexcenter sitzt hierbei neben dem Kurbellager auf der Schwungradwelle.**)

doppeltwirkenden Dampfpumpe sind in Fig. 1 bis 14 auf Taf. XXVI dargestellt.

In Fig. 64, Text, ist die Decker'sche directwirkende Dampfpumpe mit Anschlagsteuerung abgebildet Dieselbe enthält in dem über dem Dampfcylinder liegenden cylindrisch ausgebohrten Schiebergehäuse einen runden, entsprechend geformten Kolbenschieber (^-Schieber). Die Anschläge auf der Schieberstange sind zur Veränderung des Kolbenhubes für eine andere zu liefernde Wassermenge verstellbar und deshalb durch Stellschrauben festgestellt. Um harte Stöße der Anschläge zu verhindern, sind

*) Die Hauptdimensionen, nach welchen diese Pumpen nach Fig. 63, Text, von C. W. Julius Blanke & Co. in Merseburg ausgeführt werden, enthält folgende Tabelle:

Durchmesser des Dampfcylinders,

mm............

Durchmesser des Wassercylinders,

mm............

Hub, mm..........

Rohr-Durchmesser für directen

Dampf, mm........

Rohr-Durchmesser für verbrauchten

Dampf, mm........

Saug- und Druck-Rohr-Durchmesser, mm.........

Touren pro Minute......

Leistung pro Stunde mm³...

Gesammte Saug- und Druck-Höhe bei 3^2 Atm. Dampfdruck, m .    45    40    40    30    30    35    32

Ungefähres Gewicht der Pumpe, kg    250    300    750    980 1800 2600    3450

**) Eine recht sinnreiche Anordnung des Excenters auf der am Lagerhals laufenden verlängerten Schwungradnabe, bei einer Dampfpumpe von Gebrüder Sulzer in Winterthur, ist in den Technischen Mittheilungen von der Weltausstellung in Paris 1878, in Dinglers polyt. Journal abgebildet.

100

130

180

210

250

300

350

50

75

100

125

150

175

200

110

160

230

260

350

400

450

20

26

33

40

50

60

65

26

33

40

50

60

75

80

35

50

65

80

100

120

140

75

75

60

60

45

40

35

4,5

18

27

40

50

Kautschuk- oder Lederscheiben beigelegt. Der durch den Anschlag in Bewegung gesetzte Kolbenschieber vollführt die weitere Bewegung unter Dampfdruck.⁵)

Die in neuerer Zeit vielfach als Pumpe zur Kesselspeisung, als Feuerspritze, für hydraulische Aufzüge und überhaupt für alle Zwecke der Wasserlieferung mit einem 10 bis 12 at erreichenden Wasserdruck, zur Anwendung kommende Worthington⁵®ampf))umpe normaler Con-struction ist in Fig. 65, Text in einer perspectivischen Ansicht in Fig. 66, Text, im Längsschnitt und in Fig. 67, Text, in der Stirnansicht auf die beiden Dampfchlinder mit den darüber liegenden Schieberkästen dargestellt. Die Worthington^am^nm^t dient bei entsprechenden Dimen-

II

Fig. 65.

sionen auch als Pumpe für die Wasserhebung auf geringe Förderhöhen, für Wasserstationen der Eisenbahnen re. Die Fig. 68, Text, stellt eine solche HT-rtLruAton-Dampfpumpe für geringe Druckhöhen dar.

Die Worthington -Dampfpumpe besteht aus zwei nebeneinander liegenden vollständigen doppeltwirkenden Dampfpumpen mit Schiebersteuerung ohne rotierende Steuerwelle. Die Schieberbewegung für die Dampfsteuerung wird für den linksseitigen Dampfcylinder Fig. 65 und 68, Text, mittels Hebelübersetzung von der rechtsseitigen Kolbenstange und für den rechtsseitigen Dampfcylinder von der linksseitigen Kolbenstange, beziehungsweise in Fig. 66, Text, für den rückwärtigen Dampfcylinder

von der vorderen Kolbenstange und für den mit seinem Schieberkasten im Dnrschschnitt gezeichneten vorderen Dampfcylinder von der rückwärtigen Kolbenstange abgeleitet. Es kommt sohin keine rotierende Steuerwelle aber auch kein ftoßbehafteter Anschlagmechanismus behufs Einleitung der Schieberbewegnng bor, sondern letztere erfolgt völlig stoßfrei durch Hebelübersetzung.

Jeder der beiden Dampfkolben öffnet, vermittels der zugehörigen Kolbenstange und Hebelübersetznng, vor Beendigung seines Hubes den Dampfeinlasscanal im Schieberkasten der anderen Pumpe, bleibt am

Fig- 66.

Fig. 67.

,F

nl

7/

rte

rj

Wortiiington-c£)ax\X$\\>\\m'$z. (Fig. 65 bis 67.)

Hubende stehen, wobei zugleich der Dampfeinlasscanal im Schieberkasten der anderen Pumpe vollständig geöffnet ist, und zwar bleibt der Kolben infolge der zwischen demselben und dem Cylinderdeckel eintretenden Com-pression des rückständigen Dampfes (Dampfpuffer) stehen und geht erst zurück, nachdem der zugehörige, durch die Kolbenbewegung im zweiten Cylinder mittels Hebelübersetzung bethätigte Dampfsteuerungsschieber den Dampfeinströmungscanal geöffnet hat.

Infolge dieser zeitweisen Arretierung der Pumpenkolben können die Pumpenventile sich allmählig auf ihre Ventilsitze senken, wodurch ein sanftes und stoßfreies Arbeiten erzielt wird.

Da der Dampfeinströmungscanal stets in einem der beiden Schieberkästen geöffnet ist, so ist auch kein todter Punkt vorhanden, sondern die Pumpe kann in jeder Stellung sofort angehen. Es wird sohin die

Pumpe durch einfaches Offnen oder Schließen des Dampfeinlassventiles in Gang gesetzt oder abgestellt.

Der Längsschnitt in Fig. 66, Text, ist durch die vorderen Cylinder geführt und zwar links durch den Dampfchlinder K und den Schieberkasten mit dem Steuerungsschieber S und rechts durch den Pumpencylinder mit dem Pumpenkolben B, Saugraum A und Druckraum C mit dem Windkessel D in der Ansicht darüber. Am Pumpencylinder ist der Druckwindkessel ausgeschraubt. Die beiden Figuren 65 und 66, Text, zeigen in ihrem Zusammenhalte die Steuerhebel in der vorderen und in der rückwärtigen

II

UM

Fig. 68. Worthington-Qavtipe für geringe Druckhöhen.

Ansicht. Die langen Hebel, wovon der auf der oberen Qnerwelle montierte in Fig. 66, Text, bei F in der Ansicht gezeichnete, in Fig. 65, Text, rückwärts steht, daher nur im oberen Theile sichtbar ist, greifen in die auf den Kolbenstangen aufgekeilten Muffen H ein. Die kurzen Hebelarme, wovon der auf der unteren Querwelle montierte G, in Fig. 66, Text, durch F gedeckt gestrichelt dargestellt ist, sind durch kurze Lenkstangen mit den Schieberstangen verbunden. Vom Schieberspiegel führen zu jedem Cylinderende zwei Canäle. Hiervon dient der äußere für die Dampfeinströmung und der innnere für die Dampfausströmnng. Es findet also die Dampfausströmung durch einen anderen Canal statt als die Einströmung und darauf beruht die Bildung des Dampfpuffers am Kolbenhubende.

Der Pumpenkolben B arbeitet in einer starken metallenen Führungsbüchse. Diese beiden Theile sind so montiert, dass sie schnell herausgenommen und nachgearbeitet, oder wenn nöthig, durch neue Stücke ersetzt werden können. Auch ist die Einsetzung eines etwas größeren oder kleineren Pumpencylinders leicht ausführbar, wenn dies das Verhältnis der Kraft zur Arbeitsleistung erforderlich erscheinen lässt.

Die Pumpenkolben liegen über den Säugventilen, damit unterhalb der sich reibenden Theile ein Raum vorhanden ist, in welchem sich fremde Bestandtheile ablagern können. Das vom Saugraum durch die Säugventile eintretende Wasser, geht um den Pumpenkolben und an dessen Ende vorbei, um durch die über dem Kolben liegenden Druckventile in die Druckkammer zu gelangen. Dasselbe nimmt also einen ziemlich geraden Weg. Die oberen und unteren Wandungen bieten für die Anordnung der Ventile große Flächenräume dar, und die Ventile selbst sind durch die mittels Deckel verschlossene Revisiousöffnungen von außen leicht zugänglich. Um nicht zu große Ventile zu erhalten, und auch für den Fall als eines durch irgend welche Umstände festsitzt, also außer Function tritt, nicht sofort den Betrieb einstellen zu müssen, sind mehrere Säugventile und mehrere Druckventile an jedem Cylinder angebracht. Die Zahl derselben richtet sich nach der Größe der Pumpe.

Die Figuren 4 und 5, Taf. XXVII lassen die für die Dampsver-theilung wichtigen Dimensionen ersehen und stellen, durch Auftragung der Kolbenwege als Abszissen und der Canaleröfsnungen als Ordinaten, zugleich die Dampfvertheilung dar. Es sind die vom Verfasser con-struierten Steuerungsdiagramme der Worthington = S a m p f5 pumpe und zwar ergibt das Diagramm Fig. 4 die Dampfvertheilung für den in Fig. 66, Text, hinten liegenden Dampfcylinder, dessen Schieber durch die auf der oberen Hebelwelle aufgekeilten Hebel bewegt wird, und das Diagramm Fig. 5 die Dampfvertheilung für den in Fig. 66, Text, im Schnitt gezeichneten vorderen Cylinder, dessen Schieber durch die auf der unteren Hebelwelle aufgekeilten Hebel bewegt wird. In Fig. 4, Taf. XXVII ist ferner außer dem Steuerungsdiagramme links der verticale Mittelschnitt des zugehörigen Dampfcylinders und Schiebers dargestellt. Der in der Mittelstellung gezeichnete Dampfvertheilungsschieber überdeckt die beiden zu den Cylinderenden führenden äußeren mit a rotierten Canäle, (Dampfeinströmungscanäle) durch welche der Dampf aus dem Schieberkasten in den Cylinder strömt, sobald dieselben bei der Schieberbewegung geöffnet werden, um die cotierte Größe e und es ist mithin e die äußere

Überdeckung. Wie ersichtlich, ist dieselbe nicht groß. Die inneren, für die Dampfausströmung bestimmten, ebenfalls zu den Cylinderenden führenden und mit a rotierten Canäle (Dampfausströmungscanäle) sind in der Mittelstellung des Schiebers nicht vollständig geschlossen. Es ist mithin die rotierte Größe i eine negative innere Überdeckung, welche behufs Erzielung eines hinreichend großen inneren linearen Voreilens für die Dampfausströmnng zu Beginn des Kolbenrückganges erforderlich erscheint. Die mit rotierten Dimensionen sind die Stegbreiten und a0 ist die Weite des Auspuffcanales, durch welchen der abgearbeitete Dampf in das Dampfausströmungsrohr gelangt. Die Schieberstange gh schließt sich bei g mittels eines Charnierbolzens an die kurze Lenkstange a‘g, mittels welcher die Schieberbewegung vom kurzen Hebel Oa‘ eingeleitet wird. Der zugehörige lange Hebel ist OA, und zwar sind Oa‘ und OA die Mittelstellungen beider Hebel, welche mit der Mittelstellung des vorderen Kolbens zusammentreffen. Dagegen sind Ob und OB die sich bei der Kolbenstellung am rechtsseitigen Hubende ergebenden Hebelstellungen, ferner Oc und OG die Hebelstellungen bei der Kolbenstellung im linksseitigen Hubende und zwar immer bei den Kolbenstellungen des vorderen Kolbens, dessen Kolbenweg unterhalb BC mit s' rotiert ist.

Der Kolbenhub des in Fig. 4, Taf. XXVII, selbst gezeichneten Kolbens (Mittelstellung voll gezogen, Endstellungen gestrichelt) ist oberhalb I und IV mit s cotiert, wobei die Dimension u‘ -f- sv die Strecke vorstellt, um welche der vordere Kolben aus der (mit der Muffe auf der Kolbenstange zusammenfallend gedachten) Mittelstellung bei A in der Richtung des Pfeiles px nach rechts gegangen ist, bis der linksseitige Dampfeinlasscanal a für den in Fig. 4 Taf. XXVII gezeichneten hinteren Cylinder um das lineare Voreilen geöffnet ist, damit der zugehörige Kolben seinen Rechtsgang in der Pfeilrichtung p₃ beginnen tarnt-

Für die in der Pfeilrichtung p, erfolgende Rechtsbewegung des vorderen Kolbens aus der Mittelstellung A bis P, wobei die Steuerhebel um den Winkel co aus der vertikalen Mittellage in der Richtung des Pfeiles p nach rechts bewegt wurden, ergibt die mit § rotierte Strecke RS den Schieberweg aus der Mittelstellung nach rechts für den gezeichneten Schieber des rückwärtigen Cylinders. Dieser Schieberweg ist int Punkte P für den zugehörigen Kolbenweg IP als Ordinate aufgetragen. Die Canaleröffnung JE für die Dampfeinströmung ist nun für den Schieber-weg § mit Rücksicht auf die äußere Überdeckung e JE = g — e == NM weil die durch N gezogene horizontale Gerade zu der durch P gehenden als Abscissenachse dienenden Kolbenweglinie im Abstande e parallel gezogen wurde, wie nach der Cotierung ersichtlich ist. Wird nun in gleicher Weise für die übrigen Kolbenstellungen die jeweilig zugehörige Schieberstellung ermittelt, so ergibt sich die Linie AD als Begrenzungslinie der die Schieberwege für die rückwärtigen Cylinder darstellenden Ordinaten für den Kolbenweg von A bis B in der Richtung des Pfeiles p₁ und ebenso bildet die Linie DA die Begrenzung der als Coordinaten aufgetragenen Schieberwege für den Rückgang des vorderen Kolbens von B bis A. Die vertikalen Schraffierungslinien von I bis D stellen mithin die Canaleröffnungen für die Dampfeinströmnng in den rückwärtigen Cylinder während des Rechtsganges des zugehörigen Kolbens durch die Wegstrecke s₂ dar. Ist der rückwärtige Kolben in D angelangt, so steht der vordere Kolben am Hubende und kommt dort zum Stillstände. Während dieser Stillstandspause des vorderen Kolbens bei vollständig geöffnetem Dampfeinlasscanale im rückwärtigen Cylinder, legt der rückwärtige Kolben die mit s₃ rotierte Wegstrecke von D bis F zurück. Es folgt darauf der Rückgang des vorderen Kolbens von B nach A welcher, wie schon angegeben, die nach FG hin, in der Bewegungsrichtung des rückwärtigen Kolbens, übertragene Linie DA für die Begrenzung der Schieberweg-Ordinaten ergibt. Die Linie FG schneidet die Linie der äußeren Überdeckung nach der Kolbenwegstrecke s₄ im Punkte II und dieser Punkt bezeichnet somit das Ende der Dampfeinströmungsperiode für den rückwärtigen Cylinder, beziehungsweise den Beginn der Expansion in demselben.

Es ist mithin der Kolbenweg s, während der Füllungsperiode im rückwärtigen Cylinder

— S2 + S3 + S4

und hierdurch das Füllungsverhältnis (st: s) bestimmt.

Die Canaleröffnung Ea für die Dampfansströmung durch den Ausströmungscanal, ist für den Schieberweg § aus der Mittelstellung nach links, im Hinblick auf die negative Überdeckung i

Ea — § -j- i

Werden diese Schieberwege aus der Mittelstellung nach links, welche sich für die Kolbenwege von A bis C ergeben, nach abwärts als Ordinaten aufgetragen, so ergibt sich die Linie AE' als Begrenzungslinie aller Schieberweg-Ordinaten für den Linksgang des vorderen Kolbens von A bis C und die Linie E‘A für den Rechtsgang des vorderen Kolbens

von C bis A. Bei G schließt sich mithin die nach GH in die Kolbenbewegungsrichtung nach dem Pfeil ps übertragene Linie AE‘ als Begrenzungslinie der für die Dampfausströmung maßgebenden Schieberweg-coordinaten an.

Im Punkte III schneidet diese Linie die in der Entfernung i oberhalb der Abscissenachse gezogene, dazu parallele Gerade und es beginnt somit bei der Kolbenstellnng im rückwärtigen Cylinder im Punkte III die Vorausströmungsperiode. Die Wegstrecke s₅ von II bis III entspricht somit der Expansionsperiode, welche bei II beginnt und bei III beendet ist. Die Wegstrecke se von III bis IV fällt in die Vorausströmungsperiode. In IV befindet sich der Kolben am Hubende, nachdem er von I bis IV den rotierten ganzen Kolbenhub s zurückgelegt hat. Es erfolgt nun der Stillstand, während welchem der vordere Kolben den Weg s„ zurücklegt. Durch weitere Übertragung der Strecke t nach tt (t — t₁) ergibt sich der Punkt T von welchem die Begrenzungslinie AE' nach links in der Pfeilrichtung _p₄ von T nach U übertragen ist, um die weiters für die Dampfausströmung maßgebenden Schieberwegs-Ordinaten zu erhalten, die zugleich in der Ordinate bei IV einschließlich i das innere lineare Voreilen für die Ausströmung zu Beginn des Kolbenrückganges darstellt. Es stellen ferner die von der Linie der negativen inneren Überdeckung i nach abwärts gezogenen verticalen Schraffierungslinien die Canaleröffnung für die Ausströmung dar, welche bis zur vollen Eröffnung der ganzen Canalweite a reichen. Der weitere Verlauf der Linie TU über ihren Durchschnittspunkt mit der die Schraffierungslinie begrenzenden Canalkante stellt die Überschiebung der äußeren Kante des Ausströmungscanales durch die innere Schieberkante dar. Ist der rückwärtige Kolben bei seinem Linksgange in der Pfeilrichtung jo₄ während der Wegstrecke s₇ nach U gelangt, so steht der vordere Kolben am Hubende bei C und bleibt dort stehen. Während dieses Stillstandes durchläuft der rückwärtige Kolben die Wegstrecke sg von U bis V und nun beginnt der vordere Kolben wieder seinen Rechtsgang von C nach A, welcher die nach VW übertragene Begrenzungslinie der Schieberweg-Ordinaten E‘A ergibt. Von dem Schnittpunkte der Linie VW mit der äußeren Canalkante des Ausströmungscanales weg, folgt die Verengung des Ausströmungscanales wie die bezüglichen verticalen Schrasfierungslinien erkennen lassen. Die Canalverengnng durch die Linie VW kommt jedoch nur so weit in Betracht, bis der nunmehr die Innenkante des Ausströmungscanales in der Cylinder-bohrung überschiebende Kolben, welcher daselbst endlich den vollständigen Canalschluss bewerkstelligt, eine geringere Canalerössnung für die Dampf-ausströmung hervorbringt, als sie der Schieber an der Ausmündung des Canales im Schieberspiegel ergibt. Beginnt nun bei der Kolben-stellung in m nach der Wegstrecke s₉ die Canalverengung durch den Kolben in der Cylinderbohrung, also nach der weiteren Wegstrecke a der Canalschluss daselbst, so ergibt die diagonale Gerade mn die Begrenzung der Canaleröffnungen in dieser Wegstrecke a und es wird mithin diese Linie vom Schnittpunkte mit jener VW weg, für die Canaleröffnung während des letzten Theiles der Ausströmungsperiode maßgebend. Die restliche Wegstrecke §« gehört der Compressionsperiode an. Am Ende derselben kommt der rückwärtige Kolben zum Stillstand. Der mittlerweile über A nach rechts gegangene vordere Kolben vollführt während dieses Stillstandes den Weg s„ (wobei u — u‘ ist) und es ist fernerhin für die Schieberbewegung am rückwärtigen Cylinder wieder die Linie AD maßgebend, welche behufs Ermittlung des Beginnes der Voreinströmungsperiode von W nach WX übertragen wurde.

Vorstehend wurde nur die Dampfvertheilung für die linke Kolbenseite des rückwärtigen Cylinders in Betracht gezogen. Jene für die rechte Kolbenseite ergibt sich in ähnlicher Weise mit den Begrenzungslinien der Schieberweg-Ordinaten AD' und AE.

Durch einen analogen Vorgang wurde das Diagramm Fig. 5, Taf. XXVII, für die Dampfvertheilung im vorderen Cylinder im Zusammenhange mit der Kolbenbewegung im rückwärtigen Cylinder gewonnen. Es ist darin wieder s der Kolbenhub des Kolbens im rückwärtigen Cylinder und s' jener des Kolbens im vorderen Cylinder, wobei natürlich dem Zahlenwerte nach s' — s ist. Die übrigen Buchstaben haben die gleiche Bedeutung wie im vorstehend betrachteten Diagramme und es ist mithin die dort gegebene Erklärung auch für dieses Diagramm gütig.

In beiden Fällen ist für die Länge l des kurzen Steuerhebels und den Ausschlagwinkel ca von der Verticalstellung nach rechts oder nach links der zugehörige Schieberweg

§ — l. sin co.

Diese Art der Schieberbewegung ist die hevorragende und im Hinblick auf den tadellosen Gang wichtige Eigenthümlichkeit der Worthington-Dampfpumpe.

Je nach der Öffnung des Dampfeinlassoentiles ergibt sich ein größerer oder geringerer Überdruck auf die Dampfkolben und hiermit eine

größere oder geringere Kolbengeschwindigkeit, so dass die Worthington-Dampfpumpe mit jeder beliebigen Geschwindigkeit von einem Kolbenspiel pro Minute bis zu ihrer maximalen Geschwindigkeit (normal 0,33 bis 0,5 mjSec) zu arbeiten vermögen, was insbesondere mit Rücksicht auf ihre Verwendung als Speisepumpen für Dampfkessel wertvoll erscheint.

Die Injektoren oder Dampfstrahlpumpen fördern das Wasser vermittels eines durchströmenden Dampfstrahles. Die gegenwärtig gebräuchlichsten Constructionen beruhen auf dem von Giffard eingeführten Principe, zeigen jedoch Abweichungen in der Detailconstruction und man unterscheidet demnach saugende und nichtsaugende Jnjectoren. Die im Fabriksbetrieb als Kesselspeisepumpen gebräuchlichsten Jnjectoren sind: der Jnjector von Schäffer & Budenberg, die Friedmann'-schen Jnjectoren und der Universalinjector von Körting.

Der Jnjector von Schäffer & Budenberg ist in den Fig. 69 und 70, Text, in der Ansicht und im Durchschnitt in liegender Anordnung dargestellt.

Die Wirkungsweise desselben ist folgende: Ein durch den Einlasshahn in die Dampfkammer und die Dampfdüse hindurch geleiteter Dampfstrahl streicht an dem in die Wasserkammer mündenden Saugrohr vorüber und wirkt theils durch Condensation, theils mechanisch ansaugend auf das darin befindliche Wasser, indem er dasselbe mit sich in die Mischungsdüse reißt, und durch den Übersprnngraum (Schlabberraum) frei hindurch, mit großer Geschwindigkeit in die Fangdüse treibt, derart, dass durch die, dem Wasser innewohnende lebendige Kraft (aktuelle Energie oder kinetische Energie) das Druckventil des Injektors gehoben wird und das Wasser ans dem Jnjector in das Speiserohr und weiter durch das selbstthätige Speiseventil in den Dampfkessel gelangt.

Beim Anlassen des Jnjectors wird durch Drehen des Handrades die Nadel so lange verstellt, bis durch das Ablaufsrohr (Schlabberrohr) kein Wasser mehr abfließt, was als Zeichen der richtigen Functionierung des Apparates dient. Es wird sodann im Übersprung kein» Wasser mehr verspritzt. Das vorher dort verspritzte Wasser fließt durch die seitlichen kleinen Durchbohrungen der Wandung des Übersprungraumes in das Ablaufsrohr. Es ist noch zu bemerken, dass die Nadel mit einer feinen Kreuzbohrung versehen ist, durch welche der Dampf schon bei eingeschraubter Nadel in den Condensations- oder Wasserraum strömt, um das Ansaugen zu bewirken, sobald das Dampfventil oder der Dampfhahn geöffnet wird.

Fig. 69.

JE

i§

II

■1

Ennrn

mm

üiii

Fig- 70.j

JE

WM

a Handrad. L Gehäuse. C Flansche. D Dampfhahn. E Nadel. S Druckventil. w Saugrohr. L Ablaufsrohr.

Jnjector von Schaffer & Budenberg.

Der zur Speisung des Jnjectors dienende Dampf soll trocken und deshalb wie jener zum Betrieb der Dampfpumpe, von der höchsten Stelle des Kessels entnommen sein.

Um Unreinigkeiten des dem Jnjector zugeführten Wassers, welche leicht die Düsen verstopfen, abzuhalten, wird an der Mündung des Saugrohres ein feiner durchlöcherter Saugkorb angebracht. Verunreinigungen des vom Jnjector angesaugten Wassers verstopfen die Düsen und stören die Function des Jnjectors. Zum Zwecke des Ausputzens verstopfter Düsen wird auch eine (in Fig. 69 und 70, Text, nicht gezeichnete) in der Rohrwand unter dem Druckventil angebrachte achsiale Bohrung mit Verschlussschraube angewendet.

Das vom Jnjector geförderte Wasser mischt sich mit dem hierbei verbrauchten Dampf (beziehungsweise mit dem durch dessen Condensation entstehenden Wasser) und kommt deshalb mit bedeutend höherer Temperatur in den Dampfkessel, so z. B. wird Wasser von 30° C. bis 70° C. erwärmt. Die Temperatur des dem Jnjector zugeführten Wassers soll deshalb im allgemeinen 35° C. nicht überschreiten, obwohl der Jnjector noch Wasser von 45° C. nimmt.

Der Jnjector hört auf richtig zu functionieren, wenn die zugeführte Wassermenge von bestimmter Temperatur nicht hinreichend groß oder die Temperatur desselben zu hoch ist, um die entsprechende Dampfmenge zu condensieren, oder wenn die hinzutretende Wassermenge zu groß ist, so dass sie der Dampf nicht bewältigt. Im ersten Falle zerstäubt der Dampf den Wasserstrahl im Übersprung- oder Schlabberraum, im zweiten Falle hat das Wasser nicht die genügende Energie, um das Druckventil des Jnjectors zu heben.

Die Saughöhe dieses Jnjectors beträgt gewöhnlich bis zu 1 m und die Düsenweise sowie die jeweilige Dampfspannung bestimmt die Größe der pro Secunde gelieferten Wassermenge.

Von den Friedmann'schen Jnjectoren sind für den Fabriksbetrieb hauptsächlich in Anwendung: Der Friedmann'sche Jnjector für stationäre Dampfkessel (Fig. 71 bis 78, Text) und Friedmanns neuester Jnjector, Automatic-Jnjector genannt (Fig. 79 und 80, Text).

Der Friedmann'sche Jnjector für stationäre Dampfkessel kann sowohl saugend als nichtsaugend verwendet werden. Die Nadel N (Fig. 71, Text), ist mit einer Kreuzbohrung zur Einleitung der Sangwirkung versehen. Das Öffnen der Dampfdüse wird durch Zurückschrauben der Nadel N mittels der daran angebrachten Handkurbel

(ober eines Handrädchens) ausgeführt, wofür bas Muttergewinbe in einer Metallbüchse außerhalb bcr Dampfkammer angebracht ist. Der Dampfeintritt in bie Dampfkammer erfolgt durch bas Dampfzuleitungsrohr A aus bent Dampfkessel (Fig. 71 unb 76, Text) ber Wasserzufluss in ben Wasserraum des Injectors erfolgt burch bas bei B an beit Regulierhahn

Fig. 72.

Fig. 71.

TT

Wk

dl

—ä-j-

"5i

's;

-<.....'.-r 7.....'s

Friedmann'scher Jnjector für stationäre Dampfkessel. (Fig. 71 bis 78.)

D angeschlossene Saugrohr bei saugendem (Fig. 78, Text), beziehungsweise Wasserzuflussrohr bei nichtsaugendem Jnjector (Fig. 76, Text). Das angesaugte oder zufließende Wasser wird durch die Wasserdüse in die Mischungsdüse getrieben, wobei dasselbe an einer zweiten Düsenöffnung vorbeistreicht, welche mit einem vollkommen abgeschlossenen, eine Art Windkessel bildenden Hohlraum in Verbindung steht, wie in Fig. 71

Lji—1

im Schnitt und 74, Text, an dem aus dem Injektor nach dem Lösen der unteren Verschlussschraube oder Kopfschraube X herausgehobenen Düseneinsatze in der Ansicht zu sehen ist.

Fig. 77.

Fig. 73.

Fig. 74.

Fig. 75.

SS

.4

PV

Ng. 76.

^ A .....,

(fö—

¹

Hierüber ist ausführliches enthalten in: F. Mannlicher, Pumpen und Feuerlöschapparate. Bericht über die Weltausstellung in Philadelphia 1876 (Wien 1877).

²

Dimensionen der Speisepumpe nach Fig. 59, Text, ausgeführt von der Eisengießerei und Maschinenfabrik Friedrich Wannieck in Brünn:

³

Es ist hier auf das Jndicatordiagramm hingewiesen, obwohl dieses bis nun zumeist und hauptsächlich nur bei den Dampfmaschinen zum Fabriksbetrieb zur Dis-cuffton gelangt, während dessen Anwendung auch bei Pumpen wertvoll erscheint, wie die mit vielen Diagrammen ausgestattete Fachschrift: „Jndicator- Versuche an Pumpen undWasser Haltungsmaschinen" von A. Riedler (München 1881) erweist.

Pechan, Leitfaden des Maschinenbaues. I. 3. Aufl.

⁴

Große Pumpen zur Wasserhebung erhalten eine besondere Dampfmaschine zu ihrem Antrieb. Als solche seien angeführt die Pumpen für Wasserleitungen zur Wasserversorgung großer Städte, z. B. das Pumpwerk der Kaiser-Ferdinands-Wasser-leitung in Wien, welches Wien früher mit Wasser versorgte und das Potschacher Wasserwerk der Wiener Hochquellenleitung; auch das Dampfpumpwerk auf der Wiener Weltausstellung 1873, welches wie die Rotunde am Platze bestehen belassen wurde und gelegentlich in Thätigkeit gesetzt wird, beschrieben und abgebildet in Uhlands prakt. Maschinen-Constructeur Jahrgang 1875, Tfl. 50, gehört hierher. Es kommen bei solchen Wasserwerken horizontale oder verricale Pumpen zur Anwendung, mit Riemenantrieb und Räderübersetzung oder mit directem Dampfbetrieb durch Balancier-Dampfmaschinen oder durch entsprechend eingerichtete horizontale Dampfmaschinen.

⁵

Durchschnittszeichnungen, aus welchen die innere Einrichtung zu ersehen ist, sind in Uhlands „Praktischem Maschinen-Constructeur" enthalten.

.M

Friedmann'scher nichtsaugender Jnjector an einem Flammrohrkessel. (Fig. 76 und 77.)

Sobald der Jnjector richtig in Gang ist, fließt das von demselben gelieferte aus der Mischnngsdüse austretende Wasser in geschlossenen! Strahl frei durch den Übersprung- oder Schlabberraum in die Fangdüse, aus dieser in den Druckraum und von hier durch das Speiserohr (C Fig. 76 und 77, Text) und das selbstthätige Speiseventil oder den Speisekopf (S Fig. 75 und 76, Text) in den zu speisenden Dampfkessel.

PO.

fD

ta b

Fig. 78. Friedmann'scher saugender Jnjector an einem Locomobilkessel.

Zur Verhinderung des Luftsaugens durch den Übersprung oder Schlabberraum ist ein sich nach außen öffnendes Klappenventil (Schlabberventil) vorhanden, an welches das Abflussrohr angeschlossen ist.

Dieses Schlabberventil ist in Fig. 72, Text, in der Ansicht und in Fig. 73, Text, im Durchschnitt mit angeschlossenem Abflussrohr L dargestellt.

Im Falle der Verstopfung der Düsen durch unreines oder salziges Wasser, kann der in Fig. 74, Text, besonders gezeichnete Düseneinsatz durch Abschrauben der Kopfschraube X rasch und leicht herausgezogen und gereinigt oder durch einen Reserve-Einsatz ersetzt werden. Zum

13

Pechau, Leitfaden des Maschinenbaues. I. 3. Aufl.

Reinigen und eventuellen Einschleifen des selbstthätigen Speiseventiles ist hinter diesem am Speisekopfe ein Absperrhahn oder Wechsel (W, Fig. 75 und 77, Text) angebracht, um die Verbindung gegen den Dampfkessel zu absperren zu können.

Die Fig. 76 und 77, Text, zeigen die Montierung dieses Injektors an einem Flammrohrkessel, und zwar als nichtsaugenden Injektor. In Fig. 78, Text, ist die Montierung desselben als saugenden Jnjector an einem Locomobilkessel ersichtlich.

Für die Montierung und den Betrieb des nichtsaugenden Injektors gelten folgende Regeln:

1.    Der Jnjector ist in der Nähe oder an der vorderen Stirnwand des Kessels etwas tiefer als die Sohle des Vorwärmers oder Wasserbehälters anzubringen, von welchem das Speisewasser dem Jnjector zufließt, so dass letzteres unter dem Druck einer kleinen Wassersäule, also mit einem kleinen Überdruck über den äußeren Luftdruck in den Jnjector eintritt.

2.    Das Dampfrohr zum Jnjector soll vom höchsten Punkte des • Kessels, also vom Dampfabsperrventil am Dom ausgehen, damit möglichst

trockener Dampf in den Jnjector gelangt.

3.    Die Rohrleitung des Injektors soll nicht mit der Rohrleitung einer etwa noch zur Kesselspeisung vorhandenen Kolbenpumpe in Verbindung gebracht werden.

4.    Der Vorwärmer oder Wasserbehälter von welchem das Speise-wasser dem Jnjector zufließt, muss oben offen sein, so dass der äußere Luftdruck auf den Wasserspiegel desselben drückt.

5.    Das selbstthätige Speiseventil im Speisekopfe muss dicht schließen und wenn dies nicht der Fall ist, muss der Hahn oder Wechsel dahinter geschlossen, das Speiseventil gereinigt und falls nöthig auch frisch eingeschliffen werden.

6.    Die Ventilklappe des Schlabberventiles muss im Charnier leicht beweglich sein, um leicht zu spielen.

7.    Die Temperatur des dem Jnjector zufließenden Speisewaffers soll 55° C. nicht übersteigen.

8.    Zur Ingangsetzung des Jnjectors zum Speisen des Kessels wird, nachdem das Dampfabsperrventil geöffnet wurde, zuerst die Nadel ein wenig herausgeschraubt um das Condensationswasser aus dem Dampfzuleitungsrohre durch das Schlabberventil abfließen zu lassen. Sobald durch das Schlabberventil in das Abflussrohr Dampf austritt, wird die Dampfdüse durch Hineinschrauben der Nadel wieder geschloffen. Hierauf

wird der Wasserzuflusshahn ganz geöffnet, sodann die Nadel ganz herausgeschraubt und endlich der Wasserzuflusshahn wieder soweit zugedreht, bis durch das Schlabberventil kein Wasser mehr abfließt, was ein Zeichen dafür ist, dass sich der Jnjector nunmehr in regelrechtem Gange befindet

9. Beim Abstellen des Injektors nach hinreichender Speisung wird zuerst die Nadel ganz hineingeschraubt und dann der Wasserzuflusshahn geschlossen.

Für die Montierung und den Betrieb des saugenden Jnjec-tors gelten folgende Regeln:

1.    Der Jnjector ist in solcher Höhe am Kessel zu befestigen, dass der Wasserzuflusshahn bei Locomobilkesseln nicht höher als 1400 und bei stationären Dampfkesseln mit 6 bis 12 at Überdruck nicht höher als 2200 mm über dem niedrigsten Wasserstande im Wasserbehälter, aus welchem der Jnjector das Wasser ansaugen muss, zu stehen kommt. Hierbei ist zur Verhütung der Erhitzung des Jnjectors durch die heiße Kesselwandung zwischen den Füßen desselben und der Kesselwandung ein Stück hartes Holz einzuschalten.

2.    bis 7. wie vorstehend beim nichtsaugenden Jnjector.

8. Das Saugrohr (Wasserzuflussrohr) und der Wasserzuflusshahn, sowie deren Flanschenverbindungen müssen luftdicht- nach außen abgedichtet sein.

mm

9.    Zur Ingangsetzung des Jnjectors zum Speisen des Kessels wird, nachdem das Dampfabsperrventil geöffnet wurde, zuerst die Nadel ungefähr eine Windung herausgeschraubt und einige Secunden gewartet, bis das Wasser durch das Saugrohr und den noch seit dem letzten Abstellen offenen Wasserzuflusshahn angesaugt ist und durch das Schlabberventil abfließt. Hierauf wird die Nadel ganz herausgeschraubt und sodann der Wasserzuflusshahn soweit zugedreht, bis durch das Schlabberventil kein Wasser mehr abfließt.

10.    Beim Abstellen des Jnjectors nach hinreichender Speisung wird die Nadel ganz hineingeschraubt. Der Wasserzuflusshahn bleibt immer offen.

Friedmanns neuester Jnjector, Automatic-Jnjector genannt, für stationäre Dampfkessel, zeigt in seiner Construction von dem vorbeschriebenen Jnjector eine ganz wesentliche Verschiedenheit. Derselbe ist in Fig. 79, Text, theilweise im Durchschnitt und theilweise in der Ansicht mit den außen angebrachten Hebeln und der sie verbindenden Zugstange dargestellt.

13*

Das aus einem Gussstück hergestellte Jnjeetorgehäuse enthält drei Rohranschlussöffnungen, u. zw.: A für den Dampfzufluss, B für das zufließende, beziehungsweise anzusaugende Speisewasser und C für das nach dem Kessel zu fördernde vom Injektor gelieferte Speisewasser. Überdies ist noch eine mit dem Auslasshahn I versehene Öffnung seitlich vorhanden. Der Hahn 1 vertritt die Stelle des sonst üblichen Schlabber-ventiles und ist bei der Ingangsetzung des Injektors offen, während der Speisung aber stets geschlossen.

JTi

WWW«

A Dampfeintritt. B Wassereintritt. C Wasseraustritt zum Kessel. X Anlassstellung des Handhebels. Y Speisestellung des Handhebels. / Anlasshahn.

Fig. 79. Friedmann'scher Automalic-Jnjector. (Fig. 79 und 80.)

Jrn Inneren des Jnjectorgehäuses befinden sich drei Düsen, nämlich eine achsial verschiebbare Danipsdüse E, d. i. die Hauptdampsdüse, eine zweite Düse D, d. i. die Nebendampfdüse und endlich eine dritte Düse, nämlich die Condensationsdüse, welche in ihrem erweiterten und gegen das Druckrohr zugekehrten Ende den Druck-Conus formiert und die Mischungsdüse mit der ohne Unterbrechung angeschlossenen Fangdüse des früher genannten Injektors ersetzt. Die Außenfläche der Nebendampfdüse an ihrer Ausmündung in die Mischungsdüse bildet mit letzterer in dem dazwischen liegenden ringförmigen Hohlraum die Wasserdüse, d. i. diejenige Öffnung, durch welche das aus dem Wasserzuflussrohr oder Saugrohr

in die Wasserkammer des Jnjectors eintretende Wasser in die Conden-satiousdüse gelangt.

Die Hauptdampfdüse E ist einerseits in der Nebendampsdüse D andererseits in der Verschlusskappe H solid geführt und vor der Ingangsetzung des Jnjectors durch den tonischen Ansatz des Pfropfens G bei F verschlossen. Dieselbe stellt mit der Nebendampfdüse D einen kleinen Dampfweg her. Die achsiale Verschiebung der Hauptdampfdüse E bei

MG

'X

xv

y/',

W7///,

Ls

V,

WM

rX""E

+T--

' vf_

\\\\\\ y ^ / /

•'X

mm

‘SP

Fig. 80. Friedrnann'scher Automatic-Jnjector.

der Ingangsetzung des Jnjectors erfolgt durch einen auf der Achse des Handhebels X im Jnjectorgehäuse angebrachten Zahn Z, welcher zwischen die beiden an der Hauptdampfdüse vorhandenen Bundringe eingreift, wie in Fig. 80, Text, ersichtlich ist.

Befindet sich der Handhebel X in der Anlassstellung, wie in Fig. 79 und 80, Text, gezeichnet, so ist der Dampfweg durch die Hauptdampfdüse E durch den tonischen Ansatz des Propfens G bei F verschlossen, hingegen der mit dem Handhebel verkuppelte Auslasshahn 1 offen. Wird nun dem Jnjector durch das Dampfrohr A Dampf zugeführt,

so ist demselben nur der Ausweg durch den vorerwähnten ringförmigen Dampfweg zwischen der Hauptdampfdüse E und der Nebendampfdüse D offen und besorgt die daselbst austretende Dampfmenge von kleinem Querschnitt aber großer Oberfläche ein rasches Ansaugen des zu speisenden Wassers, welches durch den offenen Hahn I ausfließt.

Wird dann der Handhebel X langsam ganz nach der Speisestellung Y bewegt, so wird die Hauptdampfdüse E vom tonischen Ansätze des Pfropfens G abgeschoben, also der Dampfeintritt in die Hauptdampfdüse bei ^ geöffnet und gleichzeitig der Hahn I geschlossen, wodurch die Speisung sofort erfolgt.

Der früher zum Ansaugen des Wassers nothwendig gewesene, zwischen der Haupt- und Nebendampfdüse austretende Ringdampf bleibt auch nach dem Dampfeintritte durch die Hauptdampfdüse noch in Wirkung und besorgt bei richtiger Wahl der Düsenquerschnitte einen vollkommen automatischen Zutrieb des Speisewassers in der Menge, wie sie der aus der Hauptdampfdüse E austretende und die eigentliche Druckwirkung ausübende Centraldampf stets benöthigt, indem bei steigender Dampfspannung ein vermehrter Zutrieb, bei fallender Dampfspannung ein verminderter Zutrieb des Wassers durch den Ringdampf oder Nebendampf bewirkt wird.

Dieser Jnjector arbeitet mithin bei den größten Variationen der Dampfspannung ohne den sonst nothwendigen und stets zu beaufsichtigenden Wasserregulierhahn und hat, da er gegen die atmosphärische Luft vollkommen abgeschlossen ist, keine Schlabberverluste.

Die Ingangsetzung des Friedmann'schen Automatic-Jnjectors erfolgt also durch eine einzige langsam ausgeführte Bewegung des Handhebels X aus der Anlassstellung in die Speisestellung.

Derselbe kann sowohl horizontal als auch vertikal montiert und sowohl nichtsaugend wie saugend verwendet werden. Er erlaubt eine Saughöhe bis zu 8 m bei kaltem Wasser und nimmt warmes Wasser bis zu 70° 0.

Der Jnjector von Körting ist in den Fig. 81 und 82, Text, in der Ansicht und im Durchschnitt dargestellt. Derselbe besteht im Wesentlichen aus zwei in einem Gehäuse nebeneinander eingeschlossenen einfachen Jnjectoren mit paralleler Achsenrichtung. Der Dampfeinlass in die Düsen erfolgt durch Öffnen der Dampfventile (Kegelventile) mittels eines doppelarmigen Hebels. In Fig. 82, Text, ist dieser doppelarmige Hebel in seiner tiefsten Lage gezeichnet, in welcher beide

Ventile auf ihren Sitzen aufliegen und durch den Dampfdruck geschlossen sind.

Die innere Einrichtung zeigt nur Düsen und keinen freien Übet» 1£rungSratmt. Der eine der beiden Injektoren, in Fig. 82, Text, der linksseitige, saugt das Wasser an und führt es dem zweiten zu, wie

Fig. 81. Ansicht.

Fig. 82. Durchschnitt.

Ä\\

»pW ' m

Elli

SB

ül

ii

^ Gehäuse. Handhebel. Dampfventile. Ablaufscanäle. L Abschlusshahn. D 2)'Dampfdüsen. FF' Condensationsdüsen. C Druckventil. N Zwischenraum. J Saugrohr. K Druckrohr.

H Dampfrohr.

Körtings Universal-Jnjector.

durch Pfeile angedeutet. Letzterer treibt das ihm zugeführte Wasser unter entsprechender Druckvermehrung in den Dampfkessel. Der Abschlusshahn E, Fig. 81, Text, welcher bei der Öffnung der Ventile durch eine Zugstange ebenfalls mitbewegt wird, lässt bei Ingangsetzung des Jnjectors freie Ausströmung zu, und zwar zuerst aus dem saugenden Jnjector, sodann aus dem drückenden Jnjeetor und ist abgeschlossen, sobald zu Ende der Hebelbewegung die Ventile VV vollständig geöffnet sind.

Die Ingangsetzung dieses anscheinend eomplieierten Jnjectors erfolgt ähnlich wie jene des Friedmann'schen Automatic - Jnjectors durch eine einzige langsam ausgeführte Bewegung des in Fig. 81, Text, sichtbaren Handhebels B. Es wird hierdurch der int Jnjector angebrachte Doppelhebel (B, Fig. 82, Text), welcher auf einem excentrischen Zapfen der Drehungsachse des Handhebels (B, Fig. 81, Text) gelagert ist, derart bewegt, dass zuerst das Ventil des linksseitigen Jnjectors geöffnet wird und das von diesem gelieferte Wasser durch den gleichzeitig bewegten Abflusshahn E abfließt, darnach auch das Ventil des zweiten Jnjectors sich hebt, endlich der Abslusshahn geschlossen wird und somit die Speisung beginnt, indem nunmehr das Wasser vom zweiten Jnjector durch das sich öffnende Druckventil in das Speiserohr zu gehen gezwungen ist.

Bei der Drehung der Hebelachse steigt nämlich der excentrische Zapfen, auf welchem der Doppelhebel B rote ein Wagebalken frei beweglich ist, nach aufwärts. Da nun auf beiden Ventilen VV der Dampfdruck lastet, so wird sich zunächst das Kleinere heben, u. zw. so lange, bis es mit dem oben daran vorhandenen Ansätze an der Wandung des Jnjectorgehäuses anstößt, wie in Fig. 9, Taf. XXIX, gezeichnet ist. Nun bildet die obere Anlagfläche dieses Ventiles den Drehpunkt für die Weiterbewegung des Doppelhobels und mithin wird nun auch das größere Ventil von seinem Sitze abgehoben, u. zw. soweit, bis es ebenfalls mit seinem oberen Ansätze an der Wandung des Jnjectorgehäuses anschlägt wie in Fig. 10, Taf. XXIX, gezeichnet ist.

Das sich hier nach unten öffnende Druckventil C (Fig. 82, Text) wird bei Abstellung des Jnjectors durch den Wasserdruck im Druckrohr geschlossen.

Jnjectoren dieser Art werden als Kaltwasser-Jnjectoren und als Heißwasser-Jnjectoren geliefert; erstere für 1,5 «r Sanghöhe und 40° 6., Speisewassertemperatur oder für 3 m Saughöhe und kaltes Speisewasser, letztere für zufließendes Wasser bis zu 63° C., bei 2 m Saughöhe bis 60° C., und bei 6 m Saughöhe für kaltes Speisewasser.

Die vorbeschriebene Construction des Körting'schen Universal-Jnjectors bedingt namentlich bei kleinen Jnjectoren die Änderung der Länge der äußeren Verbindungsstange zwischen dem Handhebel und dem Schlabberhahn E, wenn die Ventile infolge des Nachschleifens tiefer abwärts

gehen. In Fig. 83 und 84 ist eine andere Construction des Körting'scheu Universal-Jnjectors dargestellt, welche bei kleinen und mittelgroßen Jn-jectoren angewendet wird. Bei dieser Construction ist dem genannten Übelstande dadurch abgeholfen, dass die Hebelübersetzung zwischen dem Schlabberhahn E und dem Ventilbalken umgangen ist. An dem direct mit dem Schlabberhahn E verbundenen Handhebel A ist wie in Fig. 83 in der perspektivischen Ansicht zu ersehen, ein Kreissector angebracht. Letzterer enthält an der dem Jnjectorgehänse zugewendeten Fläche, wie

Fig. 84.

Fig. 83.

,-d

*'ilE

b-

.d

LI

\H

a |<iHivtRs-iNJicim(|'Bfe2: IIP .    ;| PATENT. wmtmmt

„"WM

mimmn

r"

B,

./I

->jV

\K

sl

Körting'scher Universal-Jnjector.

zum Theil in Fig. 84 ersichtlich ist, eine excentrisch verlaufende Hub-nuth h, welche auf eine in cplindrischen Bohrungen vertical gerade geführte und verschiebbare Hubstange b wirkt, die vermittels eines ausgeschraubten Querstückes c eine dazu parallele, durch eine Stopfbüchse in das Jnjectorgehänse eintretende zweite Hnbstange d anhebt oder abwärts schiebt. An dieser zweiten Hubstange ist der Drchbolzen des mit Schlitzen versehenen Ventilbalkens B befestigt, welcher zum Öffnen und Schließen der Dampfventile VV₁ dient. Sind bei einem so eingerichteten Injektor die Dampfventile VV₁ nachgeschliffen worden, so bedarf es nur des Festziehens der das Onerstück an die beiden Hubstangen befestigenden

Muttern, um alle Theile wieder in die erforderliche Lage zu einander zu bringen. Außerdem ist bei dieser Constrnction auf die Leichtigkeit der Revision und Montierung des Jnjectors besonders Rücksicht genommen, indem der Flanschenstutzen H für den Dampfeintritt, und jener K beim Druckventil G für den Anschluss des Speisewasser-Druckrohres auf derselben Seite, der Flanschenstutzen 1 für den Anschluss des Speisewasser-Saugrohres in mittlerer Höhe auf der entgegengesetzten Seite, und der Hebel zum Schlabberhahn vorne angebracht ist. Die Dampfdüsen VV1 sind von oben her in die Rothgussbüchsen eingeschraubt und die Mischungsdüsen FF₁ von unten in das Gehäuse eingeschoben, so dass letztere nach Entfernung der ersteren, nach unten hinausgestoßen werden können. Im übrigen enthält auch dieser Jnjector, wie jener in Fig. 81 und 82 zwei in einem Gehäuse neben einander montierte Injektoren, welche derart mit einander in Verbindung stehen, dass der Druckranm des ersten (in Fig. 82 und 84 des linksseitigen) Jnjectors durch den Canal N mit dem Condensationsraum des zweiten Jnjectors communiciert, und beim Anlassen des Jnjectors das Wasser durch die Canäle M und Mx zum Abflusshahn E gelangt.

Der hauptsächlich bei Locomotivkesseln angewendete Jnjector von Schau arbeitet mit zufließendem Wasser und hat weder eine Radel noch ein Ventil innen eingeschlossen, also constante Öffnung der Dampfdüse.

Das Wasser fließt demselben von einem 1 bis 2 m höher als der Jnjector aufgestellten Wasserbehälter zu und die Menge desselben wird durch ein Absperrventil reguliert.

Zur Verhinderung des Lustsaugens durch den Übersprungsraum ist entweder ein einfaches Schlabber-Druckventil oder ein Schlabber-, Druck- und Säugventil vorhanden, in letzterem Falle kann durch den Übersprung Wasser nachgesaugt und sohin die Wirkung des Jnjectors erhöht werden.

Beim Anlassen dieses Jnjectors öffnet man zuerst das Dampfventil ein wenig, damit das etwa im Dampfrohr stehende Condensations-wasser abfließen kann; hierauf schließt man das Dampfventil wieder, öffnet das Wasserventil und gleich wieder das Dampfventil, wonach der Jnjector arbeitet. Schließlich wird der Wasserzufluss so lange reguliert, bis beim Schlabberventil kein Wasser mehr abläuft. Beim Abstellen dieses Jnjectors wird zuerst das Dampfvcntil und dann das Wasserventil geschlossen.

Bei Anwendung eines einfachen Druckventils zum Schlabberraum speist der Jnjector Wasser bis 30° C., und bei Anwendung eines Saug-und Druckventil solches bis 60° 0. Temperatur.

Der Friedmaun'sche nichtsaugende Jnjector für Lvco-motiven hat unveränderliche Dampfdüsenöffnung wie der vorhergehende, aber hinter der Wasserdüse noch die zweite mit dem eine Art Windkessel bildenden Hohlraum communicierende Düse wie der in Fig. 71, Text, abgebildete Jnjector.

Der Jnjector von Giffard hatte sowohl veränderliche Durchgangsöffnung der Dampfdüse als auch veränderliche Durchgangsöffnung für die Wasserdüse und bietet wohl nur mehr geschichtliches Interesse.

Mit Rücksicht auf den verhältnismäßig großen Dampfverbrauch der Jnjectoren ist deren Anwendung auf solche Fälle zu beschränken, in welchen die durch den Dampf bewirkte Erwärmung des Wassers Vortheilhaft ist wie z. B. bei der Speisung von Dampfkesseln.

Eine kolbenlose, durch Dampf betriebene Pumpe eigener Art, mit Saug- und Druckventilen, ist der in neuerer Zeit zur Grnben-entwässerung und zur Wasserhebung zur Anwendung kommende Pulsometer, welcher von einzelnen Fabriken als Specialität gebaut wird.

Der älteste Pulsometer ist der Hall'sche Pulsometer, welcher gegenwärtig in der durch Anwendung der Eichler'schen Pendelsteuerung verbesserten Construction von Carl Eichler, vormals C. Henry Hall in Berlin und Wien ausgeführt wird. Derselbe ist in Fig. 85 und 86, Text, in zwei zueinander senkrechten Berticalschnitten, in Fig. 87, Text, in der Draufsicht und in Fig. 88, Text, im perspectivischen Bilde dargestellt.

Dieser Pulsometer besteht aus einem einzigen Gussstück, welches die beiden flaschensörmig nach unten erweiterten Pumpcnkammern c, c₂, den darunter befindlichen und durch die beiden Saugventilöffnnngen damit communicierenden Saugkasten e, den mit dem Saugkasten durch einen verticalen Canal communicierenden Saugwindkessel W, und den durch die Druckoentilöffnungen mit den Pumpenkammern communicierenden Druckkasten d einschließt. Der Saugkasten enthält über dem zum Anschluss des Saugrohres dienenden Flanschenstutzen s noch ein drittes Säugventil, gemeinschaftliches Fußventil/, und der Druckkasten endet oben mit dem zum Aufschrauben des Druckrohres oder Steigrohres dienenden Flanschenstutzen q.

Die nach aufwärts gehenden Hälse der beiden Pumpenkammern miinden einander gegenüber mit je einer kreisrunden Öffnung in den

Dampfraum des Pulsometerkopfes und werden abwechselnd durch das pendelnde Dampfsteuerungsventil oder die Pendelzunge b für den Eintritt des durch das bei a eingeschraubte Dampfzuführungsrohr zufließenden Dampfes geöffnet und geschloffen.

Fig. 86. Schnitt E F Fig. 87.

Fig. 85. Schnitt AB CD Fig. 87.

ir

I»

Wj

Hall'scher Pulsometer von C. Henry Hall Nachfolger Carl Eichler in Berlin.

(Fig. 85 bis 88.)

Zum einbringen und Nachsehen der Ventile ist je eine mit einem angeschranbten Deckel u verschlossene seitliche Öffnung im Saugkasten und im Drucktasten d vorhanden.. Entsprechend hoch oben ist an den beiden Pnrnpenkarnmern nnd eventuell auch an dem mit feinem oberen theile dazwischen eingeschlossenen Sangwindkessel je ein sich selbstthätig

nach innen zu öffnendes Luftventil m angebracht. Der Dampsraum im Pulsometerkopfe ist zum Zwecke der Bearbeitung der Anlagflächen für das Dampfstenernngsventil b sowie zum Einbringen und Nachsehen desselben mit zwei seitlichen einander gegenüberliegenden Öffnungen versehen, welche durch angeschraubte Deckel v v verschlossen sind.

Am unteren Ende des an den geflanschten Stutzen s des Sangkastens anzuschließenden Sangrohres wird ein Sangkorb und ein selbstthätiges Säugventil (Fußventil) angebracht, um das Sangrohr vor Ingangsetzung des Pulsometers mit Wasser füllen zu können.

Fig. 87. Draufsicht.

,-pr, "Wo)

WO

1)

0/r

:(°® °)

-X OaJ-*L ~ 4-:

ÖTs

-« Dampfrohrflansche, b Peildelzunge, DanipUeuerungsventil.    tyumpeiitammevn. Drucktasten

e Saugkasten, / Gemeinschaftliches Fussventil, g Drnckkanal. h Drucksternstütze, i Druckventilklappe mit Stern, k Saugventilklaue oder Saugsternhalter, l Saugventilklappe mit Stern, m Lustventile. n Auffüllschraube, o Ablassschrauben an den Deckeln der Ventilkästen, pp Zwei Einspritzlöcher. q Druckrohrflansche, r Condensationslinie. s Saugrohrflansche, t Deckel am Saugventilkasten, u Teckel am Druckventilkasten. w Deckel am Pendelkopfe. W Saugwindkessel.

Hall'scher Pulsometer von C. Henry Hall Nachfolger Carl Eichler in Berlin. (Fig. 85 bis 87.)

Auch der Pulsometer wird nach erfolgter Aufstellung vor seiner Ingangsetzung mit Wasser gefüllt.

Zur Ingangsetzung und Abstellung des Pulsometers ist in die Dampfrohrleitnug über dem Pulsometer ein Dampfabsperrventil oder Dampfeinlassventil eingeschaltet, wie in Fig. 88, Text, ersichtlich. Ist der Pulsometer in einem Brunnen oder Schacht aufgestellt, so kann er durch ein Dampfeinlassventil von oben her in Betrieb gesetzt und abgestellt werden.

Als Saug- und Druckventile sind hier Kautschukventile angewendet, während früher an deren Stelle Metallkugelventile in Anwendung waren. Auch statt der oben in einem Drehbolzen aufgehängten pendelnden Klappe b war bei dem ursprünglichen Hall'schen Pulsometer ein auf einem Sattel nur wenig unterhalb der Mündungen der Hälse der beiden Pumpenkammern frei aufliegendes Metallkugelventil und nach diesem eine ebenso auf diesem nur wenig unterhalb dieser Mündungen angebrachten Sattel frei aufliegende, kurze, im labilen Gleichgewichte nach aufwärtsstehende Metallventilklappe vorhanden, welche jedoch ihrer Aufgabe nicht so vollkommen entsprochen haben, wie das hier gezeichnete als Pendel ausgeführte Dampfsteuerungsventil b.

Der Vorgang der Wasserhebung mittels des Pulsometers besteht darin, dass bei Stellung des Dampfsteuerungsventiles in Fig. 85, Text, der aus dem Dampfzuleitungsrohr bei a in den Pulsometer-Pendelkopf eintretende Dampf in die für die Dampfeinströmung offene linksseitige Dampfkammer cx eintritt und das darin befindliche Wasser durch das Druckventil in den Drucktasten d und sofort in das Druckrohr oder Steigrohr drückt. Zwischen Dampf und Wasser befindet sich hierbei eine Luftschichte, so dass der Dampf nicht in unmittelbare Berührung mit der Wasseroberfläche tritt. Die eigenthümliche, nach unten zu flaschenförmig erweiterte Form der Pumpenkammer bringt es mit sich, dass der Dampf beim Niedergehen des Wasserspiegels anfänglich auf eine kleine Wasseroberfläche drückt und daher der Wasserspiegel ohne eine merkliche Condensation bis zur horizontalen Oberkante r, d. i. zur Condensations-linie der Communicationsöffnung zwischen der Pumpenkammer und dem Abflussraum zum Druckventile sinkt. Sobald jedoch der Wasserspiegel die Kante r dieser Communicationsöffnung erreicht hat, condensiert der Dampf rasch infolge der eintretenden Wallungen des Wassers und diese Condensation wird durch die Einspritzlöcher pp aus dem Druckkasten, ferner den geringen Überdruck des Wassers im Windkessel W und infolge dessen durch das Säugventil eintretende Wasser derart gefördert, dass fast augenblicklich ein so bedeutendes Vacuum in der inbetracht stehenden linksseitigen Pumpenkammer eintritt, welches im Zusammenhange mit dem in der rechtsseitigen Pumpenkammer vorhandenen vom darin aufsteigenden Wasser herrührenden Überdruck die selbstthätige Bewegung des Dampfsteuerungsventiles b nach links und hiermit den Abschluss der Dampfeinströmungsöffnung der linksseitigen Pumpenkammer und gleichzeitig das Öffnen der Dampfeinströmungsöffnung der rechtsseitigen

Pumpenkammcr zur Folge hat. Es folgt nun in der letzteren das nämliche Spiel der Wasserförderung in das Druckrohr, welches soeben bei der linksseitigen Pumpenkammer verfolgt wurde.

Fig. 88. Ansicht.

JM

ATE NT

KL

Harscher Pulsometer von C. Henry Hall Nachfolger Carl Eichler in Berlin.

Infolge des in der linksseitigen Pumpenkammer eingetretenen Vacuums hat sich das diese mit dem Druckraum verbindende Druckventil geschlossen und das sie mit dem Saugraume verbindende Säugventil geöffnet. Auch das im Saugraum befindliche selbstthätige Säugventil

hat sich ferner geöffnet und es wird das Wasser, infolge des auf den Wasserspiegel im Brunnen oder in der Baugrube, woraus der Pulsometer schöpft, herrschenden äußeren Luftdruckes, im Saugrohr nach aufwärts getrieben und füllt die linksseitige Pumpenkammer wieder, indem es mit der dem vorhandenen äußeren Überdruck und der eintretenden Querschnittsverminderung entsprechenden Geschwindigkeit in der Pumpenkammer aufwärts steigt. Dieser äußere Überdruck hat auch die Eröffnung des Luftventiles m und hierdurch den Eintritt einer kleinen Menge Lust zur Folge, welche sich über dem int oberen engeren Theile der Pumpenkammer immer rascher ansteigenden Wasser ansammelt. Durch die Wirkung der lebendigen Kraft des ansteigenden Wassers, wird die Luft über demselben schließlich soweit comprimiert, dass der Druck derselben den äußeren Luftdruck übersteigt. Es schließt sich sodann das Luftventil, die Compression der Luft schreitet fort, bis endlich infolge derselben, und wegen des Zusammenhanges dieses Vorganges mit der in der rechtsseitigen Pumpenkammer mittlerweile eingetretenen Condensation und infolge des dort zustande gekommenen Bacuums, die selbstthätige Bewegung des Dampfsteuerungsventiles b wieder nach rechts erfolgt. Hiernach ist wieder die Dampfeinströmung in die rechtsseitige Pumpenkammer unterbrochen und jene in die linksseitige Pumpenkammer eröffnet, also derselbe Stand erreicht wie er in Fig. 85, Text, dargestellt ist. Die Luft im oberen Theile der Pumpenkammer diente hierbei zugleich als elastischer Puffer zur Vermeidung eines Wasserstoßes zu Ende des Wasser-aufwärtsganges und zu demselben Zwecke dient die Luft in dem Windkessel, an welchem eventuell ebenfalls ein Luftventil angebracht sein kann.

Es wiederholt sich nun das hier beschriebene Spiel in beiden Pumpenkammern in regelmäßiger Aufeinanderfolge. Durch diese regelmäßige Aufeinanderfolge einer Saug- und Druckperiode in einer Pumpenkammer und das abwechselnde Eintreten derselben in der zweiten Pumpenkammer in der Weise, dass immer das Ende der Druckperiode in der einen Pumpenkammer mit dem Anfang der Druckperiode in der zweiten Pumpenkammer zusammenfällt, ergibt sich eine annähernd continuierliche Wasserlieferung durch den Pulsometer. Saug- und Druckperiode in je einer Kammer wird eine Pulsation genannt.

Die Luftventile m sind zur Hubbegrenzung mit außen hängenden Schraubenmuttern versehen, welche von Hand nachgestellt werden können, nm die bei jeder Pulsation eintretende Luftmenge Mit Rücksicht auf einen guten Gang des Pulsometers regulieren zu können.

Die Hubhöhe der Luftventile beträgt 2 bis 8 mm bei geringer Saughöhe, dagegen nur l/₂ bis 1 mm bei einer Saughöhe von 4 bis 6 To. Bei geringerer Saughöhe kann auch am Windkessel ein (drittes) Luftventil angebracht werden.

Wie schon erwähnt, muss der am Aufstellungsplatze richtig montierte Pulsometer vor seiner ersten Ingangsetzung mit kaltem Wasser gefüllt werden. Das Füllen desselben erfolgt entweder durch eine Abzweigung des Druckrohres oder durch das Druckrohr selbst.

Der Vorgang bei der Ingangsetzung des Pulsometers ist dann

folgender:

Man öffnet das über dem Pulsometer angebrachte Dampfabsperrventil oder Dampfeinlassventil plötzlich und schließt es schnell wieder. Es erfolgt hierdurch die erste Entleerung derjenigen Pumpenkammer in welche eben der Dampf einströmte und man hört das selbstthätige Dampfsteuerungsventil spielen und den Pulsometer ansaugen. Darauf öffnet man das Dampfeinlassventil von neuem, wonach der Pulsometer in regelmäßigen Gang kommt. Das Dampfeinlassventil darf nur wenig geöffnet sein (V* bis ³/₄ einer Spindelumdrehung), denn durch ein zu weites Öffnen desselben tritt zu viel Dampf in den Pulsometer und dieser kann nicht ansaugen, weil kein Vacuum entstehen kann.

Während des Ganges des Pulsometers ist der Saugwindkessel kühl, die Kammerhälse aber sind oben warm und unten kühl.

Die Anzahl der minütlichen Pulsationen kann 10 bis 60 betragen. Dieselbe wächst mit steigendem Dampfdrücke und geringerer Förderhöhe und ist am größten bei der kleinsten Saug- und Druckhöhe.

Bei überschüssiger Dampfmenge nimmt die minütliche Anzahl der Pulsationen ab.

Bei richtiger Ventileinstellung machte z. B.:

Ein Pulsometer, welcher pro Pulsation 8,5 l Wasser auf die Förderhöhe H = 84 m liefert

bei p — 8,9 Atmosphären Überdruck, n — 25,5 Pulsationen pro Min.

n == 27 n = 27,5 n = 29

,, P = 4-„ p = 4,5 „ p = 4.7

4,5 Atmosphären Überdruck, n = 26 Pulsationen pro Min.

n = 48

Ein Pulsometer, welcher pro Pulsation 12 l Wasser auf die Förderhöhe H — 81 to liefert bei p

r. P = 6,5

Ein Pulsometer, welcher pro Pulsation 100 l Wasser auf circa 14 m Höhe lieferte

bei p — 1,8 Atmosphären Überdruck, n — 40 Pulsationen pro Min.

Die Admissionsdampfspannung p im Pulsometer, in Atmosphären Überdruck gemessen, soll mindestens ein Achtel der in Meter ausgedrückten Förderhöhe betragen, also z. B. für H = 6 bis 8 m Förderhöhe, p = 1 at Überdruck Admissionsdampfspannung und für H = 85 bis 40 m, p = 5 at Überdruck. Zweckmäßiger Weise wird die Dampfspannung im Kessel um 1 bis 1,5 Atmosphäre höher angenommen als der Druck der Wassersäule im Pulsometer ist.

Die Saughöhe soll 4 bis 6 m nicht übersteigen, obwohl sie bei verminderter Leistungsfähigkeit bis 8 m betragen kann.

Die Leistungsfähigkeit des Pulsometers im Verhältnisse zur verbrauchten Dampfmenge wird um so größer, je rascher das selbstthätige Dampfsteuerungsventil nach dem Niedergänge des Wasserspiegels bis zur horizontalen Oberkante der Wasserübertrittsöffnung aus der Pumpenkammer tu den Raum unterhalb des Druckventiles, d. i. zu Ende der Druckperiode den Dampfeiutritt in diese Pumpenkammer abschließt. Es ist somit wichtig, dass das selbstthätige Dampfstetierungsventil rechtzeitig rasch umsteuert. Es setzt sich nämlich der Dampfverbrauch des Pulsometers zusammen aus dem nutzbaren Dampfverbrauch gleich der Füllung der Pulsometerkammer bis zur Oberkante der Wasserübertrittsöffnung und aus dem Dampsverluste, welcher dadurch eintritt, dass in das bereits in der Pumpenkammer nach Schluss der Druckperiode entstandene Vacuum solange Dampf nachströmt, bis das selbstthätige Dampfsteuerungsventil die Dampfeintrittsöffnung geschlossen hat.

Durch die bei dem in Rede stehenden Hall'schen Pulsometer angewendete, in Fig. 85 und 86, Text, gezeichnete Eichler'sche Pendelsteuerung ist der bei den früher angewendeten Kugelventilen und kurzen, im labilen Gleichgewichte nach aufwärtsstehenden, auf einem Sattel frei aufliegenden Metallventilklappen vorhandene Übelstand der zu langsamen Umsteuerung beseitigt. Das im DampfratWe frei aufgehängte Steuerungspendel hat bei seiner Bewegung keine Reibung unter Dampfdruck zu überwinden und bewirkt die rasche Umsteuerung, indem es selbstthätig unter dem Einfltlsse seines Trägheitsmomentes weiter schwingt, sobald als die Differenz der Drücke in beiden Pumpenkammern zu Ende der Saugperiode in der einen und zu Beginn der Saugperiode in der anderen Kammer des Pulsometers den Bewegungsanlass bietet.

Hiernach kann man annehmen, dass der Pulsometer mit Pendelsteuerung eine hohe Leistungsfähigkeit besitzt, und mit einem im Verhältnisse zur gehobenen Wassermenge auf das nothwendige Maß herabgeminderten Dampfverbrauch arbeitet.

Mül

■ :.-8j

8MB

SB

C- MIssnM

UW

Sgm

Hx

Fig. 89. Entwässerung einer Baugrube mittels des Harschen Pulsometers.

Als Maßstab für die Leistungsfähigkeit des Pulsometers dient die Erwärmung oder Temperaturerhöhung des gehobenen Wassers durch die zu seiner Hebung verbrauchte Dampfmenge Je mehr Dampf während der Dauer der Umsteuerung in das Vacuum nachströmt, je größer also der Dampfverlust im Verhältnisse zum nutzbaren Dampfverbrauche ist, desto größer wird unter sonst gleichen Verhältnissen die Temperaturerhöhung des gehobenen Wassers.

'Jiadjbem aber der Dampfüberdruck im Pulsometer int Verhältnisse zur Förderhöhe stehen muss, und die in einem gleichen Volumen Dampf enthaltene Gesammtwärme umso größer ist, je höher die Dampfspannung ist, so ergibt sich, dass die Temperaturerhöhung des geförderten Wassers mit der Förderhöhe zunehmen wird.

Nach vielfachen Beobachtungen kann man die Temperaturerhöhung des gehobenen Wassers bei Anwendung des Hall'schen Pulsometers mit

*e$e

tm

Eichler'scher Pendelsteuerung durchschnittlich mit r = 0,11 bis 0,2» 0., für je 1 m Förderhöhe, also die gesammte Temperaturzunahme t für die in Meter ausgedrückte Förderhöhe Hmxt t — r. H — 0,11 H bis 0,2 H annehmen.

iS

.V

iii 1

I«

Hl!

1

lilll

lit«»

Ül!

Der Pulsometer kann sowohl auf fester Unterlage stabil aufgestellt werden, wie z. B. zur Wasserhebung int Fabriksbetriebe, oder kann an einer Kette hängend mittels Flaschenzug zum Heben und Senken in einem Brunnen, in einem Schacht oder in einer Baugrube aufgestellt werden.

Mil

lllj

II

Fig. 90. Aufhängung des Hall-scheu Pulsometers in einem Brunnenschacht.

Die Einfachheit seiner Construction und dadurch begründete hohe Sicherheit gegen Betriebsstörungen durch Bruch oder |. Abnützung einzelner Constructionstheile durch im Wasser enthaltenen Sand u. dgl., sowie seine durch die Anwendung der Eichler'schen Pendelsteuerung zu ganz bedeutender Höhe gebrachte Leistungsfähigkeit lassen den Pulsometer sowohl zur Hebung großer Wassermengen im Fabriksbelriebe als auch zur Förderung bedeutender Wassermengen bei Entwässerung von Baugruben und zur Wasserhaltung in Bergwerken sehr geeignet erscheinen. Für die in Bergwerken vorkommenden 30 bis 40 m übersteigenden Förderhöhen werden mehrere Pulsometer llbereinandergestellt, so dass die Förderhöhe für jeden einzelnen Pulsometer die durch den Dampfverbrauch in ökonomischer Beziehung gebotene Grenze von 30 bis 40 m nicht übersteigt.

Im allgemeinen lässt sich ein Pulsometer überall anwenden, wenn man nur den erforderlichen Dampf zur Verfügung hat. Die bescheidenett

Anforderungen hinsichtlich seiner betriebsfähigen Aufstellung sichern ihm die Anwendung in Fällen ungünstiger localer Verhältnisse, welche die Aufstellung anderer Arten von Pumpen schwierig oder vielleicht gar nicht durchführbar erscheinen lassen.

In Fig. 89, Text, ist die außerordentlich einfache und rasch durchführbare Montierung des Hall'schen Pulsometers zur Entwässerung einer Baugrube dargestellt. Den zum Pulsometerbetrieb erforderlichen^Dampf liefert hierbei ein neben der Baugrube aufgestellter transportabler Dampfkessel. Fig. 90, Text, zeigt die Aufhängung des Pulsometers mittels einer Kette in einem Brunnenschacht.

Der untere Theil jeder Kammer steht durch je eine Öffnung mit horizontaler Oberkante mit dem Raume zwischen dem Saug- und Druckventile in Verbindung. Unterhalb der beiden Säugventile befindet sich die gemeinschaftliche Saugkammer mit geflanschten Stutzen S für das Saugrohr. Die beiden Druckventile befinden sich unmittelbar über den beiden Säugventilen. Durch diese Anordnung der Ventile hat diese Pulsometerconstruction den großen Vorzug, dass von einer Seite aus sämmtliche Ventile nachgesehen werden können und infolge dessen seine Aufftellnng nie Schwierigkeiten bietet. Dadurch ist auch erreicht, dass die Mittellinien des bei S angeschraubten Saugrohres und des bei D ausgeschraubten Druckrohres in eine gerade verticale Linie zusammenfallen, wodurch die constructive Durchbildung vervollkommt erscheint. Jede der beiden Pumpenkammern besitzt im oberen Theile ein sich nach innen öffnendes Luftventil zur Einführung von Luft und im unteren Theile ein Einspritz- oder Jnjectionsrohr, welches zur Druckkammer führt und zur Einspritzung von kaltem Wasser dient.

Der Dampf tritt aus dem Dampfznleitungsrohr durch das Dampfeinlassventil E an der einen Seitenfläche der Ventilznnge c vorbei in

In Fig. 91 und 92, Text, ist Körtings Pulsometer in zwei zueinander senkrechten Verticalschnitten dargestellt. Derselbe enthält ebenfalls die beiden flaschen- oder birnförmigen Pumpenkammern nebst der Saugkammer und Druckkammer in einem Gussstück, jedoch ohne den beim Hall'schen Pulsometer zwischen den beiden Pumpenkammerhälsen liegenden Saugwindkessel. Die beiden nach oben sich verengenden Punipen-kammern werden durch ein langes zungenförmiges, auf einem tief unter den Dampfeintrittsöffnungen angebrachtem Sattel frei aufliegendes Dampf-fteuerungs-Ventil c für den Dampfeintritt abwechselnd geöffnet und geschlossen.

den Hals der einen Pumpenkammer, und zwar in Fig. 92, Text, in die linksseitige Pumpenkammer. Die gegenüberliegende Dampfeintrittsöffnung der rechtsseitigen Pumpenkammer ist indessen durch die anliegende Ventilzunge geschlossen. Der sohin in die linksseitige Pumpenkammer^ eintretende Dampf drückt auf das darin befindliche Wasser, welches infolge

Fig. 91.

Fig. 02.

is

Mt

is

■S

xy A

I

Körtings Pulsometer.

dieses Drllckes durch das Druckventil in die Druckkammer entweicht m>d sofort in dem Druckrohr aufsteigt. Sobald das Wasser die horizontale Oberkante der Übertrittsöffnung in den Raum zwischen dem Saug- und Druckventil erreicht hat, mischt sich der Dampf mit dem aufwallenden Wasser und es entsteht infolge eintretender Condensation plötzlich eine

geringe Druckverminderung, welche im Zusammenhange mit dem Vorgänge in der rechtsseitigen Pumpenkammer das Umlegen der Ventilzunge c und hierdurch den Abschluss des feineren Dampfeintrittes bewirkt. Gleichzeitig spritzt durch das Einspritzrohr kaltes Wasser aus der Druckkammer in die Pumpenkammer und bewirkt eine kräftige Condensation des Dampfes darin. Infolge des hierdurch entstehenden Vacuums steigt das Wasser aus dem Saugrohr durch das Säugventil aufwärts und füllt die Pumpenkammer, während inzwischen das gleiche Spiel in der rechtsseitigen Pnmpenkammer vor sich geht. Dadurch, dass schon durch die geringste Spannungsdifferenz die Umsteuerung durch das zungenförmige Dampfsteuerungsventil c bewirkt wird, und mithin sofort nach erfolgter Druckverminderung in der Pumpenkammer der Dampfabschluss erfolgt, ist der Dampfverbrauch auf das nothwendige im Verhältnis zur geförderten Wassermenge stehende Maß beschränkt.

Hinsichtlich der Aufstellung und Handhabung dieses Pulsometers sind nachstehende Vorschriften zu beobachten:

1.    Der beste Effect und die höchste Leistung wird erreicht, wenn eine Saughöhe von 3 m nicht überschritten wird und wenn bei einer Förderhöhe von 10; 20; 30 m der Dampfdruck, beziehungsweise 2; 3,5; 5 at beträgt. Wenn irgend wie möglich, sollte der Pulsometer 3 bis 4 m über dem Spiegel der zu hebenden Flüssigkeit aufgestellt werden, weil er dann den günstigsten Nutzeffect ergibt; er functioniert allerdings noch bei 7 bis 8 m Saughöhe, aber mit verringertem Nutzeffect.

2.    Das Ende der Saugleitung muss mindestens 0,5 m unterhalb des Wasserspiegels liegen, damit keine Luft von unten eingesaugt wird und soll mit einem Saugkorb und selbstthätigen Säugventil (Rückschlagventil) versehen sein. Die Saugleitungen sind stets vom Pulsometer nach der zu hebenden Flüssigkeit hin continuierlich fallend anzulegen, so dass sich absolut keine Luftsäcke bilden können. Ist die Saugleitung sehr lang, so ist ein entsprechend grösst Saugwindkessel erforderlich. Scharfe Krümmungen sind wie überall bei Rohrleitungen auch hier zu vermeiden, ebenso Verengungen in der Saugleitung, weil dieselben die Wirkung des Pulsometers beeinträchtigen. Bei einer langen Druckleitung ist die Einschaltung eines Druckwindkessels von Vortheil.

3.    Die Dampfleitung ist stets direct vom Kessel abzuleiten, denn die Abzweigung von einem Dampfrohr, welches für andere Zwecke Dampf in sehr ungleichmäßiger Weise abzugeben hat, beeinträchtigt die Wirkung des Pulsometers in hohem Grade. Die Dampfleitung muss entweder nach dem Dampfkessel oder nach dem Pulsometer zu kontinuierlich fallen, so dass sich in derselben kein Wassersack bildet. Das Dampfregulierungsventil R ist unmittelbar oberhalb des Pulsometers zu montieren und, wenn erforderlich, ein zweites Ventil zur Bequemlichkeit der Ingangsetzung des Pulsometers an irgend einem convenierenden Platze in die Dampfleitung einzuschalten.

4.    Um den Pulsometer in Betrieb zu setzen, schließe man die Luftventile d zu, öffne dann ein wenig das Dampfventil und schließe es rasch wieder und wiederhole diesen Vorgang einigemale, wobei man zwischen dem Öffnen und Schließen nur eine kurze Zeit verstreichen lässt, während man zwischen dem Schließen und Wiederöffnen einen Zeitraum von einigen Secunden innehält. Der Dampf treibt hierdurch die Luft aus dem Apparat, kondensiert und saugt das Wasser durch die Saugleitung an. Tritt das Wasser in den Apparat, so fängt derselbe selbstthätig an zu pulsieren und nun lässt man das Dampfventil soweit offen als nothwendig erscheint. Tritt eine unruhige Umsteuerung ein, so löst man die Stellmutter der Luftventile ein wenig und reguliert dann den Dampfzutritt vermittels des Dampfeinlassventiles so, dass nur soviel Dampf eintritt, als genügt, um die eine Pumpenkammer ebenso schnell zu entleeren als sich die andere.füllt.

Wie weit das Dampfventil zu öffnen ist, hängt von dem Verhältnisse der Höhe der Dampfspannung zur Förderhöhe ab. Ist erstere hoch, letztere klein, so genügt oft schon 0,1 Umdrehung des Handrades am Ventile, um den Pulsometer in günstiger Weise in Betrieb zu setzen. Der Hub der Luftventile ist nach der Saughöhe zu regulieren, indem bei niederer Saughöhe zum regelmäßigen Gange des Pulsometers mehr Luft erforderlich ist als bei großer Sanghöhe.

5.    Nach erfolgter Regulierung der Luftventile und des Dampfeinlassventiles, welches bei der ersten Ingangsetzung zu bewirken ist, belässt man, wenn die Betriebsdampfspannung annähernd die gleiche ist, dieselben stets genau in der gleichen Einstellung und setzt den Pulsometer einfach durch Öffnen und beziehungsweise Schließen des Dampfabsperr-ventiles am Dampfkessel oder eines an sonst geeigneter Stelle eingeschalteten zweiten Ventiles in oder außer Betrieb.

6.    Ist der Pulsometer heiß geworden, bevor er angesaugt hat, was bei kleinen Pulsometern, sehr langer Saugleitung und großer Saughöhe leicht eintreten kann, so muss man den Pulsometer vor der neuerlichen Ingangsetzung mit kaltem Wasser füllen, und zwar entweder von oben durch das Druckrohr oder durch Abschrauben des Dampfkopfes.

Fig- 93.

Fig- 94.

\c

Eil

7|

im

b'

RS

Fig. 95.

Fig. 96.

JX

Präcisions-Pulsometer System Haußmann. (Fig. 93 6is 96.)

7. Hört der Pulsometer auf ordnungsmäßig zu arbeiten, so kann die Ursache darin liegen, dass das Saugrohr nicht genügend tief in das Wasser eintaucht und Luft eingesaugt wird, oder die Ventile nicht dicht schließen (namentlich die Säugventile müssen gut schließen), oder das Dampfsteuerungsventil mit Kesselstein oder Schlamm versetzt ist und eventuell gereinigt werden muss, oder der Dampfdruck unmittelbar vor dem Pulsometer der Druckhöhe nicht entspricht, oder endlich das Dampfeinlassventil zu weit offen ist.

MH

BäfilS

Ein durch seine constructive Durchführung von den vorgenannten wesentlich verschiedener Pulsometer ist der Präcisions-Pulsometer System Haußmann von C. Teudloff & Th. Dittrich in Wien. Die Detailconstruction desselben ist aus den Fig. 93 bis 97, Text, ersichtlich. Die Fig. 93 und 94, Text, stellen zwei zu einander senkrechte Vertical-schnitte und die Fig. 95, Text, die Draufsicht des Pulsometers dar, Fig. 96, Text, ist ein Horizontalschnitt über den Druckventilen mit der Draufsicht auf die Druck- und Säugventile. In Fig. 97, Text, ist der Saugkorb mit dem selbstthätigen Säugventil (Rückschlagventil, Fussventil) im Verticalschnitt dargestellt.

Fig. 97. Saugkorb mit selbstthätigem Säugventil.

Die Steuerung erfolgt durch ein Doppelventil d mit Kolbenführung in dem Steuercylinder c. An der Außenseite jeder der beiden Pumpenkammern aa ist je ein Canal b vorhanden. Diese Canäle bb münden einerseits in der Nähe der Condensationszone bei b‘b‘ in die Punipenkanlmern aa, andererseits communicieren sie mit den Räumen beiderseits hinter den Führungskolben des Dampfsteuerungs-Doppelventiles d und sind durch diese Kolben von dem durch das Dampfzuführungsrohr in die Dampfkammer eintretenden Dampf abgesperrt.

Wie schon früher angegeben, liegt das Princip einer guten Steuerung darin, dass der Abschluss des Dampfzutrittes in die Pumpenkammern im richtigen Zeitpunkte erfolge. Dieser Zeitpunkt tritt dann ein, wenn der Dampf die in einer Pumpenkammer a befindliche, während der Saugperiode angesaugte Flüssigkeit bis zur oberen horizontalen Kante des zu den Druckventilen führenden Verbindungscanales herabgedrückt hat; denn in diesem Augenblicke wird das niedergehende Wasser durch zurückfallendes Druckwasser zum Aufwallen gebracht und die Condensation der benachbarten Dampfschichten herbeigeführt. In diesem Augenblicke, in welchem zugleich durch Sie entstehende Druckverminderung Druckwasser aus der

Druckkammer durch eines der Jnjectionsröhrchen ff behufs einer weiteren, kräftigen Condensation des Dampfes in die Pnmpenkammer gespritzt wird, muss der Dampfzutritt abgeschlossen werden, wenn nicht ein weiteres,

M\

/■

« Pulsometer. b Saugrohr.

H W Höchster Wasserspiegel.

N w Tiefster Wasserspiegel. c Saugkorb mit Fussventil. d Dampfregulierventil, s Dampfleitungsrohr. f Druckrohr.

/KW

<7 Ablasshahn für Frostwetter. n Luftventil.

Fig. 98. Ausstellung des Präcisions-Pulsometers Systeni Haußmann.

die Vacuumbildung beeinträchtigendes, übrigens nutzloses Nachströmen von frischem Kesseldampf stattfinden soll.

Dieser Anforderung ist bei dem Präcisions-Pnlsometer dadurch entsprochen, dass die im unteren Kammertheile auftretende geringste Druckverminderung im Augenblicke ihres Entstehens durch den Canal b in den Raum hinter dem Kolben im Steuercylinder c fortgepflanzt und so zur Umsteuerung benützt wird.

Da der jederzeitige Abschluss der Dampfeintrittsöffnung in die Pumpenkammer durch das flachsitzige Doppelventil erfolgt und die beiden damit verbundenen Kolben nur den Dampfzntritt in die Canäle bb abzusperren haben, sind diese Kolben in den Steuercylinder nur leicht eingepasst. Die infolge dieses leichten Einpassens eventuell hinter die Kolben tretende geringe Dampfmenge ist wegen der raschen Umsteuerung ganz belanglos und beeinträchtigt die Vacuumbildung nicht, während andererseits ein Festsetzen der leicht spielenden Kolben ausgeschlossen erscheint.

Der geringe Dampfverbrauch dieses Präcisions-Pulsometers findet darin seinen Ausdruck, dass die durchschnittliche Erwärmung der geförderten Wassermenge bei Förderhöhen über 10 m nur 0,1⁰ E. oder 0,125° C. beträgt.

Statt Kautschukklappen sind bei dem Präcisions-Pnlsometer solide Kegelventile mit auf tonischen Sitzflächen dichtenden Kautschukscheiben und Bronceflügeln vorhanden, welche in Broncebüchsen spielen.

Dem Bedürfnis leichter Zugänglichkeit zu den inneren Bestand-theilen ist bei diesem Pulsometer vollständig ausreichend entsprochen. Hebt man nach erfolgtem Losschrauben der einzigen Schraubenmutter i den Verschlussdeckel l ab, lüftet hierauf die Schraubenmuttern k und entfernt den Ankerbolzen h, so kann man sofort die Einspritzröhrchen / sowie die Druckventile m herausnehmen.

In Fig. 98, Text, ist die stationäre Aufstellung des vorgeschriebenen Präcisions-Pulsometers auf zwei Traversen in einem Brunnen und die anschließende Druckrohrleitung bis zum Wasserreservoir, sowie ein Theil der Dampfrohrleitung gezeichnet. Es kann übrigens dieser Pulsometer ebenfalls nach Erfordernis an einer Kette mit Flaschenzug zum höher und tiefer Einstellen aufgehängt werden.

Wiewohl diese Pulsometer bis auf 7 m Saughöhe noch vollständig zuverlässig arbeiten, ist cs doch im Interesse eines möglichst ökonomischen Betriebes geboten, wenn thunlich, die Saughöhe nur 2 bis 8 m zu wählen.

Fig. 99.

Fig. 100.

agil

II

mm

Wmm\m

MM

’jBL

i¹

y-

\m

wm

-.y

Miiil

89

LI

Centrifngalpumpe von Wm. Knaust in Wien.

Maschinen zur Ortsveränderimg.

feS

Das unmittelbar über dem Pulsometer vorhandene Dampfventil dient als Regulierventil und ist sowie die Luftventile n, Fig. 94, Text, bei der ersten Ingangsetzung richtig einzustellen; für annähernd gleiche Dampfspannung im Dampfkessel bleibt dasselbe stets in der einmal regulierten Stellung und für jede weitere Inbetriebsetzung oder Abstellung des Pulsometers wird nur das zugehörige Dampfventil am Dampfkessel geöffnet, beziehungsweise geschlossen.

II

Fig. 101. Fülltrichter zur Centrifugalpumpe Fig. 99 u. 100.

Eine Centrifugalpumpe ist in Fig. 99 und 100, Text, in der Ansicht und im Durchschnitt dargestellt. Dieselbe wirkt durch die Centrifugalkraft, besitzt keine Ventile und eignet sich deshalb insbesondere zum Heben dickflüssiger Substanzen in Bierbrauereien und Zuckerfabriken. Der den Pumpenkolben vertretende Theil ist hier das im Pumpengehäuse mit entsprechend geringem Spielraum rotierende Flügelrad oder Schaufelrad mit entsprechend gekrümmten Flügeln oder Schaufeln, welches auf der zugehörigen Welle aufgekeilt ist. Letztere tritt durch eine Stopfbüchse aus dem Gehäuse und wird durch Riemenscheibe und Riemen in Umdrehung versetzt. Das Gehäuse ist gegen das seitlich ausgeschraubte Druckrohr excentrisch erweitert und das Saugrohr mündet im Radmittel in das Gehäuse. Vor Ingangsetzung der Pumpe muss erst das Saugrohr mit Wasser gefüllt werden, um die Luft daraus zu entfernen, deshalb ist unten im Saugkorb ein selbstthätiges Säugventil angebracht. Die Füllung erfolgt durch den in Fig. 101, Text, gezeichneten, mit Hahn versehenen Trichter, welcher auf den oben am Pumpengehäuse angebrachten, mit Flansche versehenen Rohrstutzen ausgeschraubt wird. Wird nun das Schaufelrad in Uindrehung versetzt, so wird vermöge der sich entwickelnden Centrifugalkraft das Wasser radial den gekrümmten Schaufeln entlang, und durch diese geführt, im Rade gegen den Radumfang getrieben und steigt unter andauerndem Nachschub im Druckrohr oder Steigrohr aufwärts, während gleichzeitig das Wasser aus dem Saugrohr nachströmt.

In Fig. 1 und 2, Taf. XXVIII ist eine Centrifugalpumpe mit zweiseitig einmündendem Saugrohr in beiden Schnitten dargestellt und Fig. 1, Taf. XXVIII lässt zugleich die Form der Flügel oder Schaufeln des Flügel- und Schaufelrades erkennen, welche wie hier gezeichnet nach der Evolvente des Flügelansatzkreises oder nach der archimedischen Spirale

gekrümmt sind, übrigens auch nach einem Kreisbogen oder nach einer frei gewählten Form gekrümmt oder endlich auch gerade sein können. Mit Rücksicht auf die Erzielung eines günstigen Wirkungsgrades sind die gekrümmten Schaufeln den geraden vorzuziehen.¹)

Die Einfachheit der Montierung einer Centrifugalpnnipe zur Wasserhebung mit Riemenantrieb durch Zwischenvorgelege und eine auf Rädern ruhende Locomobile ist in Fig. 102, Text, zu ersehen. Es ist dies eine

iji il

Et

, -

•m

ii¹r

ii

I.....i

xi

ss

"'I

Fig. 102. Centrifugalpmnpe mit Locomobilbetrieb.

Pumpenanordnung, wie sie hauptsächlich für Bewässerungs- und Entwässerungs-Arbeiten ihrer Einfachheit und raschen Herstellbarkeit wegen vorzüglich empfehlenswert ist.

Die Rotationspnmpen bestehen zumeist aus zwei ineinander greifenden Kolbenrädern, ähnlich wie beim Root'schen Ventilator, welche

das anfangs größere Volumen zwischen ihren Kolben und der Gehäusewandung nach und nach bis auf Null verkleinern und wieder wachsen lassen und sohin drückend und saugend wirken.

Die in Fig. 103, Text, in der perspektivischen Ansicht und in Fig. 7 bis 13, Taf. XX, im Detail dargestellte Patent-Notationspumpe von der Peniger Maschinenfabrik und Eisengießerei in Penig (Sachsen), enthält zwei Flügelräder A₁A₂, wovon eines mit den Flügeln ot auf horizontaler und eines mit den Flügeln a₂ auf schiefer Achse, in dem durch zwei Deckel A A abgeschlossenen Pumpengehäuse B montiert ist. Ein solches Flügelrad ist in Fig. 7 in der Ansicht, und in Fig. 8 im Durchschnitt durch die Nabe mit den Flügeln in der Ansicht dargestellt. Jedes dieser beiden Flügelräder besitzt 6 Flügel von der in Fig. 7, 8 und 13 ersichtlichen Form. In Fig. 9 ist vom linksseitigen, auf der horizontalen Antriebwelle w aufgekeilten Flügelrad, dessen Nabe im Durchschnitt, der obere Flügel a in der Ansicht und der untere Flügel ax im Durchschnitt dargestellt. Vom rechtsseitigen, ans einem schief gelagerten Achsstummel aufgekeilten ebenfalls im Durchschnitt durch die Nabe in Fig. 9 gezeichneten Flügelrade ist der untere Flügel a₂ in der Ansicht zu sehen, der obere hingegen durch jenen a des linksseitigen Flügelrades gedeckt. Im unteren Theile des Pumpengehäuses B ist eine Mittelwand C vorhanden, welche oben in einem tonischen Kopf E endigt, dessen beide Seitenflächen zu den zugekehrten Flügelradnabeu parallel liegen, und dessen Mittelpunkt mit jenem des Pumpengehäuses zusammenfällt. Die Naben der beiden Flügelräder sind behufs Abdichtung derart in die Deckel AA versenkt, dass der kegelförmige, zwischen den Flügeln vorhandene freie Theil der Naben sich mit den ebenfalls und in gleichem Maße kegelförmigen Innenflächen der Deckel vergleicht. Durch die Zwischenwand C wird der zwischen den Deckeln A A eingeschlossene Hohlraum des Pumpengehäuses derart abgetheilt, dass für den Durchgang der Flügel beider Flügelräder oben nur eine, in Fig. 9 durch den an Passflächen F (Fig. 9 und 10) hinstreichenden Flügel a ausgefüllte Durchgangsöffnung vorhanden ist, durch welche die Flügel beider Flügelräder hintereinander hindurchgehen, indem sie wie die Zähne von Kegelrädern aufeinander folgen wie die Skizze Fig. 13 erkennen lässt. Unten jedoch sind zwei solche Durchgangsöffnungen rechts und links von der Zwischenwand C vorhanden, deren eine in Fig. 9 durch den ebenfalls zwischen Passflächen hindurchgehenden Flügel «!, die andere aber durch den Flügel a₂ ausgefüllt ist. Jede der beiden unteren Durchgangsöffnnngen hat genau dieselben Querschnitts-bimeufionen, wie die obere an der engsten Stelle zwischen den zugehörigen Passflächen F. Durch die linksseitige der beiden unteren Durchgangsöffnungen gehen die aufeinander folgenden Flügel des linksseitigen auf horizontaler Achse w₁ montierten Flügelrades A₁ und durch die rechtsseitige jene des rechtsseitigen auf schiefer Achse w.₂ montierten Flügelrades A₂ hindurch. Das obere Abschlussstück E reicht behufs Abdichtung beiderseits in die zugewendeten Vertiefungen der Flügelradnaben hinein, wie in Fig. 9 ersichtlich ist. Auf der Antriebwelle wl ist die Riemenscheibe E fest aufgekeilt, die andere R₀ aber lose (Fest- und Losscheibe). Wird nun vermittels Riemen und Riemenscheibe R die Antriebwelle wl

| ZW

Fig. 103. Patent-Rotationspumpe.

und mit ihr das linksseitige Flügelrad Ax nach beliebiger Richtung in Umdrehung versetzt, so folgt vermöge des zahnartigen Eingriffes der Flügel ax a₂, Fig. 13, auch das zweite Flügelrad Ax dieser Bewegung. Hierbei werden, wie bereits erörtert, die Flügel der beiden Räder oben hintereinander durch dieselbe Öffnung treten, unten aber auseinander gehen und getrennt die zugehörigen Öffnungen ax «₂, Fig. 9, durchlaufen. Daraus ergibt sich nun die Saug- und Druckwirkung in der Flügelbewegungsrichtung in den durch die Zwischenwand C getrennten beiden unteren Durchgangsöffnungen. Rotieren hierbei die Flügelräder in der Pfeilrichtung p Fig. 10, so wird das Wasser durch den rechtsseitigen Rohrstutzen in der Pfeilrichtung px angesaugt (Saugstutzen) und durch

15

Pechan, Leitfaden des Maschinenbaues. I. 3. Aufl.

den linksseitigen Rohrstutzen in der Pfeilrichtung p₂ hinausgedrückt (Druck stutzen). Die Bügelschraube S am Ende der Lagerhülse des schiefen Pumpen-Deckels D₂ dient sowohl zum Anpressen des Lager-Verschluss-deckels d unter derselben, als auch zum Abheben des ganzen schiefen Deckels Dz behufs Demontierung der Pumpe, wobei nach Entfernung des Lager-Verschlussdeckels d die Bügelschraube S mit ihrer Spitze in das Körnerloch der Achse w₂ drückt und so den schiefen Pumpen-Deckel Da allein abhebt.

Eine andere Art von Rotationspumpen besitzt einen excentrisch gelagerten cylindrischen Kolben, welcher rotiert und hierdurch die radiale Verschiebung durchgeführter, am Gehäuse dicht anschließender Schieberplatten bewirkt.²) Der größte Mangel dieser Pumpen besteht in der mit bisher angewendeten Mitteln nur ziemlich unvollkommen ausführbaren Abdichtung zwischen Kolben und Gehäusewandung.

Die Luftpumpen der Condensations-Dampfmaschinen dienen, wie schon angeführt, dazu, das Gemisch von Luft, Dampf und Wasser aus dem Condensationsraum zu entfernen und dem Abflussrohr zuzuführen, um im Condensationsraum und somit im Dampfcylinder ein entsprechendes Vacuum zu erhalten. Das jeweilig vorhandene Vacuum wird durch das Vacuummeter angezeigt, u. zw. durch ein Quecksilber-Vacuummeter oder durch ein Metall-Bacuummeter mit Kreisscala von 0 bis 76 cm. Gegenwärtig wird gewöhnlich das Metall - Vacuummeter angewendet. Dasselbe ist in Fig. 104, Text, in der Ansicht mit einem Stück Vacuummeterrohr und Dreiwegbahn dargestellt. Man erkennt daran die Druckverminderung, welche durch die Condensation des von der Dampfmaschine in den Condensationsraum abziehenden Dampfes infolge seiner innigen Berührung mit dem kalten Einspritzwasser oder Jnjectionswasser eintritt und durch die Luftpumpe erhalten wird und drückt dieselbe in Centimeter-Quecksilbersäule analog der Angabe des Barometers aus, wobei ins Auge gefasst werden mag, dass 1 at = 1 kgjcm² ----- 735,5 mm Quecksilbersäule.

Weil die Luftpumpe aus dem Condensationsraum einer Dampfmaschine nicht nur Luft, sondern auch Dampf und Wasser von bestimmter Temperatur fortschaffen muss und der bestimmten Temperatur des Eon-

densationswassers (normal 35° C. oder 28° E.) auch eine bestimmte Dampfspannung entspricht, so ist das erzielte Vacuum auch von der Temperatur des Condensationswassers abhängig. Da nun das Vacuum-meter genau so die Luftleere anzeigt wie das Barometer den Luftdruck, so zeigt auch bei dem Vacuummeter die Scala die Druckverminderung nach Centimeter-Ouecksilbersäule an. Es beträgt somit im Mittel das absolute Vacuum an der Meeresoberfläche 760 mm oder 76 cm und die Scala des Vacuummeters reicht deshalb genau wie jene des Barometers von 0 bis 76 cm mit Spielraum darüber.

Ist das Vacuum gleich Null, d. h. zeigt der Zeiger des Vacuummeters auf Null, so ist der Druck im Coudensator gleich dem äußeren Luftdruck. Würde demnach der Zeiger des Vacuummeters bei abgestelltem Coudensator, beziehungsweise bei abgestellter Luftpumpe nicht mehr auf Null zurückgehen, so wäre das ein Zeichen einer Mangelhaftigkeit.

Fig. 104. Metall-Vacuummeter.

Das beste erzielbare Vacuum beträgt 72 cm, gewöhnlich aber findet man nur 65 bis höchstens 70 cm bei gut gebauten und gut gewarteten Maschinen. Was darunter ist, muss ohne weiters als schlecht bezeichnet werden. Als Ursachen eines schlechten Vacuums sind zu bezeichnen: Undichtheit von Flanschenverbindungen oder Stopfbüchsen, durch welche Luft in den Condensator gelangt, Undichtheit des Luftpumpenkolbens, mangelhafte Regulierung der Einspritzwassermenge, eine zu hohe Temperatur des Einspritzwassers und endlich eine in ihrem Kolbendurchmesser und Kolbenhub nicht zur Fortschaffung des Gemisches von Lust, Dampf und Wasser ausreichend dimensionierte Luftpumpe.

Die Luftpumpen sind sonach mit dem luftdicht geschlossenen Condensationsraum, in welchen der vom Dampfcylinder abziehende Dampf und das kalte Einspritzwasser treten, zusammengehörig und beide bilden im Verein den Condensator und die Haupttheile des Conden-sators sind: der Condensationsraum, der Einspritzhahn oder Jnjections-hahn mit dem Einspritz- oder Jnjectionsrohr, die Luftpumpe mit ihren Ventilen und dem Abflussrohr für das von ihr geförderte Warmwasser und endlich das Vacuummeter mit seinem zum Condensationsraum reichenden Verbindungsrohr.

Nach der Lage des Luftpumpencylinders unterscheidet man den Condensator mit horizontaler Luftpumpe und jenen mit verticaler Luft-

15*

pumpe. Die horizontale Luftpumpe ist gewöhnlich doppelt wirkend, mit geschlossenem Kolben und Metalldichtung; die verticale einfachwirkend mit Ventilkolben und Metalldichtung oder, namentlich bei älteren Ausführungen mit Hansdichtung.

In Fig. 3 bis 10, Taf. XXVIII und Fig. 1 bis 8, Taf. XXIX ist ein Condensator mit horizontaler Luftpumpe und Aufstellung über dem Fundament mit gemeinsamer Kolbenstange für den Dampf- und Pumpenkolben dargestellt.

Der zur Dichtung mit selbstspannenden Metallringen versehene Pumpenkolben bewirkt beim Rechtsgang die Eröffnung des linksseitigen Saugventiles und des rechtsseitigen Druckventiles und umgekehrt. Die Ventile sind durch rechteckige Kantschukplatten gebildet und klappen durch ihre eigene Elasticität zu. Der Condensationsraum und der Luftpumpen-cylinder sammt den Ventilkammern sind in einem Gussstücke vereinigt. Ein in Fig. 5 und 8, Taf. XXVIII ersichtlicher Zeiger am Gehäuse des Einspritzhahnes zeigt auf der zugehörigen Scala die Größe der Eröffnung des Einspritzhahnes an, welche durch Drehen des Handrades eingestellt wird.

So oder ähnlich eingerichtete Condensatoren werden auch im Fundament aufgestellt, wobei dann der Antrieb der Luftpumpe durch Hebelübersetzung und Lenkstange entweder vom Kurbelzapfen der Dampfmaschine oder vom Kreuzkopfbolzen der Dampfmaschine oder endlich bei rückwärts durchgehender Kolbenstange und Schienenführung vom zugehörigen Führungsstück in gleicher Weise erfolgt.

In Fig. 1 bis 6, Taf. XXX ist ein Condensator mit verticaler Luftpumpe und Aufstellung im Fundament dargestellt.

Der Condensationsraum, ein zuni Dampfcylinder parallel liegendes gusseisernes Rohr, in welches der Einspritzhahn das Einspritzwasser leitet, ist hier besonders hergestellt und mit dem vertical stehenden Luftpumpen-cylinder durch Verschraubung verbunden.

Die Luftpumpe ist einfachwirkend und der mit zwei selbstspannenden Metalldichtungsringen versehene Bentilkolben wird mittels Lenkstange und Winkelhebel vom rückwärtigen Ende der beiderseits durchgehenden Kolbenstange der Dampfmaschine betrieben. Die Ventile sind durch Kautschukringplatten gebildet, wovon die untere frei aufliegt und durch ihre Elasticität sich schließt, die obere an einen gusseisernen Ring befestigt ist, welche mit Armen und Nabe an der Kolbenstange gerade geführt, auf-nnd niedergeht.

Beiin Auswärtsgang des Lnstpnmpenkolbens öffnet sich das Säugventil und das Gemisch von Lust, Dampf und Wasser tritt aus dem Coudensationsraum in den Luftpumpeucyliuder und gleichzeitig fließt das über dem Kolben befindliche Wasser durch das Abflussrohr ab. Beim Niedergang des Kolbens wird dies Gemisch zuerst gepresst, bis die Spannung der äußeren Lust über- KJ wunden wird, wonach sich das Druckventil im Kolben öffnet und der Inhalt des Cylinders über den Kolben entweicht.

Wasserstrahl.

I Abdampf.

jf I

Das Ein spritzwasser kann bis zu einer Hohe von 5 m durch das Vacuum selbst angesaugt werden; geht dies nicht an, so muss eine besondere Pumpe ausgestellt werden, welche das kalte Wasser in ein Reservoir schafft, aus dem es durch ein Rohr zum Einspritzhahn in den Condensator fließt, und diese Pumpe heißt Kaltwasserpumpe.

Auslauf.

Fig. 105. Körtings Wasserstrahl-Condensator.

Seltener kommt auch Kor-tingsWasserstrahl-Conden-sator zur Erhaltung des Vacuums bei Condensationsdampsmaschinen in Anwendung, bei welchem der Wasserstrahlapparat statt der Luftpumpe vorhanden ist und selbstthätige Ventile nicht vorkommen. Derselbe ist in Fig. 105, Text, im Durchschnitt gezeichnet und das für den Wasserstrahl erforderliche Wasser fließt van einem hoher gestellten Reservoir zu.

Die Einspritzwassermenge von 12" 0. Temperatur ist unter gewöhnlichen Verhältnissen gleich dem 25sachen Gewichte des zu conden-sierenden Dampfes und die Temperatur des Condensationswaffers beträgt rund 35° 0. Eine dieses Maß übersteigende Einspritzwaffermenge ist nicht mehr vortheilhast, und bei übermäßiger Zuleitung von Einspritz-wasier kann dieses selbst die zum Dampfcylinder führende Rohrleitung füllen und in diesen gelangen, in welchem Falle Brüche unvermeidlich sind.

In Fällen, wo die erforderliche Einspritzwassermenge nicht immer vorhanden ist, oder deshalb zeitweilig ohne Condensation gearbeitet wird, weil der Auspnffdampf zu Heizzwecken verwendet wird, muss die Maschine mit einem besonderen Absperrventil oder Doppel-Absperrventil, wie in Fig, 3, Taf. XXX gezeichnet, versehen sein, welches solche Einstellung gestattet, dass die Maschine mit Condensation und auch ohne Condensation arbeiten kann, also als Condensationsmaschine und auch als Auspuffmaschine.

betragen. Bei so großer Saughöhe ist die

3. Dimensionsbestiiiimimg. Weil das Aufsteigen des Wassers im Saugrohr durch den Überdruck der äußeren Luft erfolgt und dieser im Mittel gleich einer Atmosphäre (1 at = 1 kgjcm² = 10 m Wassersäule) ist, so kann theoretisch die Größe der Saughöhe höchstens 10 m betragen; in Wirklichkeit aber kommen die hydraulischen Widerstände und die Bewegung des Wassers, sowie dessen Luftgehalt und auch die Hebung des Saugventiles in Betracht und es wird demnach die Saughöhe kleiner. Dieselbe kann 6 bis 7 Anwendung eines Saugwindkessels zur Vermeidung von Stößen angezeigt. Brunnenpumpen werden gewöhnlich nur für 2 bis 3 m Saughöhe eingebaut.

Die Saug- und Druckhöhe bilden zusanimen die totale Förderhöhe, welche allein ans die Dimensionsbestininiung der Pumpe von Einfluss ist. Bezeichnet

H die totale Förderhöhe bei Pumpen zur Wasser Hebung in Meter, p den Wasserdruck (Überdruck) in Atmosphären, (1 at = 1 kgjcm-), so gelten die Gleichungen

(209

(210

io..................

H=10.p.................

Im Folgenden bezeichnet ferner für Kolbenpumpen³)

D den Durchmesser des Pumpenkolbens in Meter, den Kolbenhub in Meter, s' den Hebelausschlag am Kraftangriffspunkte bei Handhebel in Meter, K die wirklich erforderliche Kraft in Kilogramm am Hebelarm V,

— y das Hebelverhältnis des Handhebels,

c‘ die mittlere Geschwindigkeit am Kraftangriffspunkte am Hebelarme V, n die Anzahl der Kolbenspiele (Doppelhübe) in der Minute,

%sn

60

die mittlere Kolbengeschwindigkeit in Meter pro Secunde,

,w das Verhältnis der von der Pumpe wirklich gelieferten Waffermenge zur theoretischen,

Q die wirklich gelieferte Wassermenge in Cubikmeter pro Secunde,

Q* die theoretische Wassermenge in Cubikmeter pro Secunde,

/ — 1000 das Gewicht von 1 m³ Wasser in Kilogramm, r) den Wirkungsgrad der Pumpe,

Na den absoluten Effect, d. i. die Arbeit in effectiven Pferdestärken (1 P/S=15mk pro Secunde), welcher zum Betrieb der Pumpe, z. B. an der Antriebriemenscheibe derselben erforderlich ist,

Nn den Nutzeffekt der Pumpe in Pferdestärken, welcher sich aus der wirklich gelieferten Wassermenge Q ergibt,

P den zur Bewegung des Kolbens wirklich erforderlichen äußeren Druck in Kilogramm,

D₁ den Durchmesser des Saugrohres (Fig. 7, Taf. XXIII) und des Saugventiles in Meter,

b) Stopfbüchsen für Dampf ober Luft und wenn das Verhältnis des Hubes zum Stangendurchmesser groß, ober wenn auf Dichtheit mtb leichten Gang viel ankommt

b — 10 -nm -f-0,12 d bis 10 min -|- 0,35 d h — 25 mm -f-1,3 d bis 50 mm -f- 2 d.*)

Die Anzahl ber Stopfbüchsenschrauben ist gewöhnlich gleich zwei mtb bei sorgfältiger Dichtung gleich brei.

Die Wanbstärke bes Halses, bte Flanschenstärke ber Brille unb bte Schranben-nummer wirb am besten in ber Zeichnung bem Gefühle nach bimensioniert.

*) Obige Formeln ergeben für d > 30 mm passenbe Dimensionen; für d < 30 mm kann man nehmen

b —    0,17 d.

h — 10 mm -f-1,33 d.

D₂ den Durchmesser des Ventilkopfes,

Ds den Durchmesser des Ventilgehäuses,

ö die Wandstärke des Pumpencylinders, beziehungsweise Bentilgehäuses für den allgemeinen mit D bezeichneten lichten Durchmesser desselben,

6, die Wandstärke des Metallsitzes in DZillimetern, o die Horizontalprojection der Ventilsitzbreite in Millimetern, h die Hubhöhe des Ventiles.

Man erhält mit diesen Bezeichnungen die gelieferte Wasser

menge

für einfachwirkende Pumpen

Qi“

60' • "

. . . (211

Q -— fi. Qi — fi.

und für doppeltwirkende Punipen

Q, = 4-^-

Q ==,« Q, — ft.

und für beide Fälle

// — 0,8 bis 0,9 Als Anhaltspunkte für die Cylinderdimensionen kann man nehmen a) für Handpumpen mit Hebelantrieb

s' < 0,75 m

Z'" 10 ;

Z = 2s

. i>² .

S-6Ö⁼‘“-

. Z>² .

. (212

2.s.«

60

(213

,Z>:.

2.s.n

60

. D².c.....(214

(215

s‘

*) Specieller kann man setzen für Presspumpen

s‘ 10

für Speisepumpen

y-s

für Brunnenpumpen

c' <. 0,75 m pro Secunde )

C = j.c'

b)    für Pumpen mit Excenterantrieb

^ — 1 bis 2......

c)    für Pumpen mit Kurbelantrieb

D = 2 big 4.....

Für Pumpen, welche vom Kreuzkopf der Dampfmaschine betrieben werden, ist s gleich dem Kolbenhub der Dampfmaschine.

Für Transmissionspnmpen kann man für die mittlere Kolbengeschwindigkeit nehmen

c — 0,15 m bis 0,75 m pro Secunde und bei sonst freier Wahl

c = 0,2 m bis 0,3 m pro Secunde .

Die zum Betrieb einer Pumpe erforderliche Arbeit in effektiven Pferdestärken ergibt sich aus der Gl.

Nu =

(216

(217

(218*)

(219

(220

.Na

(221

und weil hier der Nutzeffet Nn der Arbeit der wirklich gelieferten Wassermenge Q entspricht also y.Q.H

^ = -75 ist, so wird auch

Na =

1 y.Q.H

75

wofür man setzen kaun:

r, = 0,66 bis 0,8; im Mittel rj = 0,75

— = 1,50 bis 1,25; im Mittel —

>j    rj

•= 1,33

(222

(223

(224

(225

*) Diese Formeln ergeben für den Exeenterantrieb einen verhältnismäßig kleineren Hub als für den Kurbelantrieb. Im allgemeinen soll der Kolbenhub mit Rücksicht auf die Wasserverluste durch das zufallende Ventil möglichst groß sein; uni jedoch bei Excenterantrieb nicht übermäßig große Dimensionen für das Excenter zu erhalten, wird dieser nur für Pumpen mit kleinem Hub, der Kurbelantrieb aber für solche mit größerem Hub zur Anwendung gebracht, und dem entsprechen die hier angegebenen Verhältnisse.

Der am Pumpenkolben erforderlicheäußere Druck kann für mittlere Verhältnisse und annähernde Rechnung genommen werden

. D². 10000 . p = 18300 .j.D*.p . (226*)

P = 1,33 .

»Ha

wobei überdies

a) für Handpumpen mit Hebel

l.K.....

(227

b) für Dampfkesselspeisepumpen, für p gleich der Kesseldampfspannung (Überdruck)

p = 5 f>tS 12 at.........

K = 6 kg für einen Mann am Hebel c) für die Pumpen hydraulischer Pressen

HL) HL)

HL)

CO 00

(230

p — 200 bis 300 at K — 60 kg für zwei Männer, zu Ende der Pressung. . (231 d) für Handpumpen mit Kurbel und Handschwungrad K = 8 kg für einen Mann an der Kurbel c' = 0,75 m pro Secunde — Umfangsgeschwindigkeit der Hand-

(233

Den Durchmesser des Saugrohres (Fig 53, Textnimmt man gewöhnlich gleich jenem des Druckrohres und kann im Mittel setzen

kurbel

D, ----- 0,7 D

(282

(234**)

*) Es ist, weil hier D in Meter ausgedrückt erscheint, die Kolbenfläche

. D“ ^ in Quadratmeter eingesetzt und weil der Druck p in Atmosphären, also in

Kilogramm auf einen Quadratcentimeter angegeben ist, so beträgt der Druck auf einen Quadratmeter, welcher 10000 cm* enthält, 10000 p.

**) Die Geschwindigkeit des Wassers in der Rohrleitung (Saug-und Druckrohr) wird im allgemeinen größer genommen als die mittlere Kolben-geschwindigkeit, und ist gewöhnlich gleich oder kleiner als 0,7 m und nur in äußersten Fällen bis 1,25 m zulässig. Im allgemeinen ist, wenn cl diese Geschwindigkeit be zeichnet, weil in der Secunde die gleiche Wassermenge durch jeden Querschnitt geht

f .Z)*.c = f.ZV-c,

woraus

Mf)'

(235

Die tonischen (unter 45 bis 55°) eingeschliffenen Ventile erhalten als horizontale Projection der Sitzbreite*)

6 — 4 mm -j- 0,01 D₁

und der lichte Durchmesser des Ventilgehäuses jD₃ ergiebt sich mit den Bezeichnungen nach Fig. 53, Text, aus der Gleichung für gleichen Durchgangsquerschnitt

(236

J.iV = f.(A²-A²)

mit

(237

A — VA2_H A2 Die Hubhöhe h des Ventiles (Fig. 53, Text) soll möglichst klein sein, um [i möglichst groß zu erhalten. Für gleichen Durchgangsquerschnitt ergibt sich, wenn man den Durchmesser D\ des Säugventils gleich dem Durchmesser des Saugrohres macht

(238

-r jy..h = %- . A²

oder

Für den Wert nach obiger Gl. (234 ergibt sich sonach

M ¹ Y=

c \0,7)    0,49

<^v^2

c*i =2 c.

Demnach wird Gl. (234 für alle Kolbenpumpen, mit Ausnahme der vom Kreuzkopf der Dampfmaschinen betriebenen, gelten können; für letztere ist c die mittlere Kolbengeschwindigkeit des Dampfkolbens und da diese wohl stets größer als 1 m ist, so würde Gl. (234 einen Wert cx > 1,25 m ergeben, was unzulässig ist, weshalb in letzterem Falle B₁ für eine gewählte Geschwindigkeit cx < 1,25 m aus der Gl.

DVi

zu berechnen ist.

Für Klappen oder Scheibenventile, wie sie bei Brunnenpumpen und bei Luftpumpen vorkommen, gilt allgemein die Gl.

F.c — Fx,ct

woraus

c,

Ft = F . —

wenn noch Ft die freie Durchgangsöffnung des Ventiles und F die Pumpenkolbenfläche bezeichnet.

*) Für Lederklappenventile

6—5 mm -j- VA ♦

woraus für D\ = Dl Ä = 1 A . .

. (239*)

Will man eine kleinere Hubhöhe erhalten, so muss man sich diese annehmen und hiermit aus Gl. (238 den Ventildurchmesser D\ rechnen.

(240

(241

Wird der Ventildurchmesser größer gemacht als Dlt so wird die Hubhöhe kleiner als der nach Gl. (239 berechnete Werth h. Die Höhe der zur Ventilführung dienenden metallenen Ventilsitzbüchse nehme man h₁=Dl bis 1,1 A wobei die Führungsrippen des Ventiles entweder in gleicher Höhe wie in Fig. 53, Text, oder um die Ventilhubhöhe \ höher gemacht werden, wie in Fig. 22, Taf. XXII. Die Höhe des Ventilkopfes ha (Fig. 53, Text) nehme man im Hinblick auf öfteres Einschleifen h₂ — 5 mm -j- 0,11 D1 Zumeist wird hierdurch das Ventil schwer genug, dass es durch sein eigenes Gewicht am Hubende des Kolbens rechtzeitig schließt. In Fällen mit großer Anzahl von Kolbenspielen pro Minute werden Spiralfedern über den Ventilkegeln angebracht, um den raschen Ventilschlnss zu fördern. Die Wandstärke des Pnmpenehlinders wird, wenn

p < 12 at

a)    für nicht durchaus ausgebohrte Cylinder

ck — 12 mm -j- 0,03 D ... .

b)    für durchaus ausgebohrte Cylinder

6 — 20 mm -j- 0,01 D ... .

(242

(243**)

(244***)

Die Wandstärke des Ventilgehäuses und der gusseisernen Röhren kann man für p <~ \"i at nehmen 6 = 12 mm -j- 0,03 D

*) Siehe auch: Riedler, Jndicator-Versnche nit Pumpen und Wasserhaltungs

maschinen.

**) Ist der Pumpencylinder durchaus ausgebohrt, und der Kolben der ganzen Cylinderlänge nach eingepasst, wie in Fig. 22, Taf. XXII, so muss der Canal vom Ventilgehäuse am Hubende des Kolbens einmünden, um den Wasserzutritt bei eingeschobenem Kolben zu gestatten. Ist hingegen der Cylinder nicht durchaus ausgebohrt, sondern unter der Stopfbüchse erweitert, wie in Fig. 4, Taf. XXIV so kann dieser Canal höher einmünden, jedoch muss in diesem Falle der Ringquerschnitt zwischen dem Kolben

und dem Ventilgehäuse gleich sein dem Querschnitt des Saugrohres . /#,² ),

***) Für die Wandstärke 4 dünnwandiger Rohre vom inneren Durchmesser D gilt allgemein die Festigkeitsformel wobei vorausgesetzt ist

m

P <m+~ 1

m eine vom Material abhängige Constante, die für Metalle gleich 4 gesetzt wird und die Beanspruchung S und der Druck p in Kilogramm pro 1 mm² ausgedrückt sind.

S kann hierbei ziemlich hoch genommen werden, und zwar für Gusseisen bis ... K —    6 kg!mm²

S — 15 kgjmm2 S — 4,5 kgl mm2 b) Nach der Festigkeitsformel von Lame

die Wandstärke für schmiedeiserne gezogene Röhren bis 150 mm lichten Durchmesser für 20 at

6 — 2 mm -j- 0,025 D

. (245

T/Xi" +c

und für die Wandstärke dünnwandiger kugelförmiger Gefäße vom inneren Kugeldurchmesser D

r) =

r) =

wobei p der innere Druck und S die zulässige Beanspruchung des Röhrenmaterials, beide in Kilogramm pro 1 mm², S und D in Millimeter ausgedrückt, c eine Constante in Millimetern, welche für Schmiedeisen, Rothguss, Bronze, Messing, Kupfer und Blei 2 bis 5 mm und für Gusseisen 6 bis 12 mm angenommen werden kann.

Die Beanspruchung kann man nehmen für Gusseisen. . . . für Schmiedeisen . .

S —    2 kgl mm²

S —    6 kgjmm²

für Messing Rothguss . S — 2,5 kg)mm2 S — 2,5 kg/mm2 S —    1 kgjmm²

Die Flanschendicke wird allgemein gleich c)\ — 1,5 d, die Flanschen-sch enkellänge gleich / — 10mm-f-3 ck und der äußere Gewindedurchmesser der Flanschenschrauben d — 3 mm + d nach der Whitworth'schen Scala abgerundet, endlich die Entfernung der Schraubenmittel von einander 5 d bis 6 d. Aus der Flanschendicke dx folgt auch

für Kupfer. • für Blei. . .

CM CO

Die Wandstärke d für dickwandige Röhren und Cylinder mit hohem innerem Druck vom inneren Durchmesser D erhält man: d) nach der Festigkeitsformel von Grashof

f) =

\.D.

m . S + (m— 1) - p m . S — ( m -}- 1). p

für Gussstahl für Bronze.

wobei bezüglich S und p dasselbe gilt wie unter d) und p < S sein muss.

die Wandstärke für Kupferrohre für p 12 at

(246

6 = 1 mm -s- 0,02 D.............

wenn D den bezüglichen lichten Durchmesser in Millimeter vorstellt.

(247

Die mittlere Wandstärke des schwach conisch eingepassten Ventilsitzes kann man nehmen ö\ — 2 mm -f- 0,7 . Vl)1 und die daran schließende ausgebohrte Wandstärke des Ventilgehäuses wegen der Bearbeitung etwas größer, als die Formel (244 ergibt.

Kolben von 75 mm Durchmesser aufwärts werden gewöhnlich aus Gusseisen hohl gegossen sonach als Mönchskolben oder Tauchkolben mit am Kolbenboden festgeschraubtem Charnierlager und in dessen Bolzen eingehängter Schubstange ausgeführt, und erhalten dann die gleiche Wandstärke wie der ausgebohrte Pninpenchlinder.

Den Durchmesser der Kolbenstange bei doppelt wirkenden Pumpen d (Fig. 53, Text) kann man nehmen

(248

5 D«**D

CO

GO

Maschinen zur Ortsveränderung.

d =

Das Volumen F beS Drnckwindkessels^) nehme man bei gewöhnlicher Länge der Rohrleitung

F= 3    .s

bei langer Rohrleitung F7>5.

(249

Z»² . s

(250

*) Der Windkessel wird gewöhnlich entweder conisch nach oben erweitert und annähernd mit einer Halbkugel abgeschlossen wie in Fig. 22, Taf. XXII, oder cylin-drisch oben von einer Halbkugel geschlossen und unten der Flansche wegen nach einer Halbkugel eingeschnürt.

Bezeichnet für den conischen Windkessel d₀ den unteren, D₀ den oberen lichten Durchmesser des Kegelstutzes, und üg die Höhe desselben, so ist das Volumen des Windkessels

Do² + d₀ D₀ + d₀

V=T2-D°° +

12

. 7iJ)₀

wobei d₀ durch die Weite des Ventilgehäuses oder des Druckrohres bestimmt ist und D₀ — 1,6 D gesetzt werden kann.

Bezeichnet für den cylindrischen Windkessel D₀ den lichten Durchmesser und K die Höhe des cylindrischen Theiles, so ist annähernd das Volumen des Windkessels

V= ~ • 7>o³ + T • D₀² . 7j₀.

Das Volumen des Saugwindkessels, welcher nur bei langer Saugrohrleitung vorkommt, kann man ebenso groß nehmen, wie beim Druckwindkessel nach Gl. (250.

Die Summe der Querschnitte aller Sauglöcher des S a u g k o r b e s nehme man gleich dem zwei- bis dreifachen Querschnitt des Saugrohres. Für die Dimensionsbestimmung der Antriebstheile kann man nehmen: d) für Handpumpen mit Kurbelantrieb den Kurbelhalbmesser der Handkurbel

a — 350 bis 450 mm die Räderübersetzung

(251

bis |. . . . 5

den Halbmesser der Pnmpenkurbel

zi

2,5

(252

(253

b) für den Excenterantrieb, wenn wieder P nach Gl. (226 bestimmt wird, nämlich

13300 . ^ . Z>² .j>    .

. . . (254

den Durchmesser des Kreuzkopfbolzens d₃ = 1,125 . VP.....

(255

dessen Länge

(256

l₃ — 1,5 dg. die Breite der Excenterringe b = 2,5 d₃ . . . den Durchmesser der Excenterstange am Ende beim Excenter gleich 2 ds;

am Ende beim Kolben gleich 1,5 d₃, die Excentricität

(257

r™ 2~

(258

c) für Pumpen mit Kurbelantrieb (Fig. 53 und 54, Text) den Durchmesser des Kreuzkopfbolzens (Charnierbolzens), wenn P nach Gl. (226 resp. (254 bestimmt wird

d₃ = 1,125 .VP.........

und dessen Länge

^3 ‘⁼⁼ l;t) d₃...........

den Durchmesser des Kurbelzapfens (Stirnzapfen)

d "    1,5 d₃ . . . . . . . . » » .

(259

(260

(261

und dessen Länge

l = 1,2 d

(262

den Durchmesser der Schubstange am Ende bei der Kurbel 1 ,2 d; in der Mitte ds; am Ende beim Kolben 1,5 ds, d) für den Riemenantrieb (Fig, 53 bis 57, Text) wenn bezeichnet R den Halbmesser der Riemenscheibe in Millimeter, ß die Riemenbreite in Millimeter.

6 die Riemendicke in Millimeter,

t-H CM

S die Zugbeanspruchung des Riemens in Kilogramm auf 1 mm-, r — s der Kurbelhalbmesser der Pumpe

P die vom Riemen am Halbmesser R übertragene Umfangskraft in kg zum Pumpenantrieb, welche entweder aus Na oder aus dem nach Gl. (226 berechneten Druck auf den Kolben unter Berücksichtigung der jeweilig vorhandenen Übersetzung bestimmt werden kann (letzteres wenn wenig rotierende Massen vorhanden sind),

(263

T den Riemenzug im ziehenden Riemenstück in Kilogramm so ist der Riemenzug für den Anspannungsmodul T: P — 2,4 T = 2,4 . P = ß.6.8

woraus bei gegebener oder angenommener Riemendicke d die Riemenbreite

" 6.8

Schmälere Riemen sind gewöhnlich aus schwächerem Leder hergestellt als breitere und man kann deshalb für letztere S größer nehmen als für erstere. Setzt man einfache Lederriemen bis 290mm Breite voraus so kann man annähernd setzen:

(265

6 — 3,5 mm -j- 0,01 .ß s

6.8 = 0,0075./?

und wenn allgemein P die vom Riemen übertragene Umfangskraft bezeichnet, hat man auch nach obigem für den umspannten Bogen a — 0,8 jt, was für 3 stets erfüllt ist, wenn die Achsenentfernung E der beiden Riemenscheiben genommen wird E ~> 2 . R . («•-+-1)

T = ß.6,S= 2,4 P und durch Verbindung dieser Gleichungen

(266

ß = 17,89 . VP^-18 . VP . . .

Für Doppelriemen kann man setzen:

(265a

6=1 mm 0,02 ß |

6.8= 0,015/?

nnd erhält hiefür durch Verbindung dieser Gleichungen

£=12,7 . V P

(266a

Nach Gl. (26h und (266 erhält man für den einfachen Riemen von 133 mm breite £ =^= 133 mm; 6 = 4,83 mm; und hiermit 6.S = 1 und man wendet vielfach bei überschlägiger Rechnung diesen Wert allgemein für beliebige Riemenbreiten an, welcher sich dahin definieren lässt, dass je 1 mm Riemenbreite 1 kg Riemenzug gestattet.

Erfahrungsgemäß legt man gewöhnlich sehr breite Riemen nicht auf sehr kleine Scheiben. Man kann als Anhalt nehmen, wenn £ die Riemenbreite und R den Halbmesser der kleineren Riemenscheibe in Millimeter bezeichnen und das Übersetzungsverhältnis r von 1 nicht viel verschieden ist:

(267

(267«

wobei schon von 80 mm Breite aufwärts einfache oder Doppelriemen angewendet werden und die einfache Riemenübersetzung gewöhnlich höchstens i<E 3 ist. Für das Übersetzungsverhältnis i 7> 1 macht man bei gleicher Riemenbreite £ den Halbmesser der kleineren Scheibe zweckmäßig noch etwas kleiner als sich R nach Gl. (267 ergibt, und zwar

£ = 25mm -j- 0,26.P. . . und annähernd für größere Halbmesser £ = 0,26. .ff........

.R

Ä1 =

wonach der Halbmesser R, der größeren Scheibe

R₂ = i. R₁.

Von Prof. Radi n g e r wurde (Bericht über die Weltausstellung in Philadelphia 1876, Motoren) die Roper'sche Formel für die Berechnung der Riemenbreite am passendsten befunden, welche lautet:

N

£ = 0,236.

wobei N der zu übertragende Effect in Pferdestärken, £ die Riemenbreite in Meter, v die Umfangsgeschwindigkeit in Meter pro Secunde und l die Auflaglänge des Riemens an der kleineren Scheibe in Meter, bezeichnen.

Wird wieder R, £ und l in Millimetern ausgedrückt und die Umfangskraft P am Halbmesser R der kleineren Scheibe eingeführt, so erhält man hieraus für l = 0,8. x. R

£ = 1250. J

und durch Verbindung der Gl. (267 c mit (267 a abgerundet genau den in Gl. (266 gefundenen Wert.

Pechan, Leitfaden des Maschinenbaues. I. 3. Aufl.

v.l

16

(2676

(267c

Es ist soirach das Ergebnis der Roper'schen Formel Gl. (267 b für-größere Scheibenhalbmesser mit jenem der theoretischen Formel Gl. (266 übereinstimmend. Für kleinere Halbmesser hingegen ergibt die Roper'sche Formel kleinere Werte für die bei gleicher Riemenbreite zulässige Umfangskraft, als der Gl. (266 entspricht. Letztere Gl. (266, stimmt jedoch mit unseren Ausführungen int Zusammenhalt mit Gl. (267 besser überein und sind deren Ergebnisse für den practischen Gebrauch bei der Dimensionirung der Riementriebe im folgenden tabellarisch mit abgerundeten Werten zusammengestellt.

Tabelle der Riemenscheiben und Riemen.

— 290 mm.

ß = 18 . VP = 25mm + 0,26.R; PR =716200- — ; ß max.

n

PR

P PR

6,3

470

7,7

9.3

11,1

13,0

15,1

17,3

770

1070

1388

1950

2643

3287

200

80

19,8

3960

225

85

22,3

5018

250

90

25,0

6250

275

95

27,8

7645

300

100

30,9

9270

310

105

34,0

325

110

37,3

350

120

44,4

400

130

52,2

10540

12123

15540

20880

0,0006

0,0011

0,0015

0,0019

0,0027

0,0037

0,0046

0,0055

0,0070

0,0087

0,0106

0,013

0,015

0,017

0,022

0,029

450    140

475    150

500

550

600

635

650

700

750

785

800

850

900

950

980

1000

160

170

180

190

200

210

220

230

240

250

260

270

280

290

c£> O GM ^ °

t—I GM CM GN)

Anmerkung. Für den Doppelriemen und allgemein für den k mal so breiten einfachen Riemen am gleichen Riemenscheibenhalbmesser sind die Tabellenwerte N

von P, PR und — mit 2, beziehungsweise mit k zu multiplicieren.

In der vorstehenden Tabelle bezeichnet R den Halbmesser der kleineren Riemenscheibe in Millimeter, >venn das Übersetzungsverhältnis i nicht viel von 1 verschieden ist, ß die Riemenbreite in Millimeter,

P die vom einfachen Riemen übertragene Umfangskraft in Kilogramm,

i') - P — Halbmesser der kleineren Scheibe für das Übersetzungsverhältnis i>l bei gleicher Riemenbreite ß.

N die vom einfachen Riemen übertragene Arbeit in Pferdestärken (lPS=15mk pro Sec.),

n die minütliche Umdrehungszahl der Riemenscheibe vom Halbmesser K Rx -

Nach Keller nehme man für den Halbmesser R der größeren Riemenscheibe, bei dem Übersetzungsverhältnisse i > 1 und dem Wellen durchmesser

VN

• n

(268

d‘ = 120.

(269

Für Baumwolltuch-Treibriemen von E. Hagen & Co. in Hamburg kann man nach den Ergebnissen der Versuche von Prof. Jenny die specifische Beanspruchung des Riemenmaterials pro 1 mm² des sich aus den äußeren Abmessungen, nämlich aus der Riemenbreite ß und der Riemendicke 6 (ganze Dicke des 3, 4, 6, 8 oder lOfachen Baum-wvlltuch-Treibriemens) ergebenden Riemenquerschnittes, für alle Riemendicken cvnstant, und zwar

<8—0,35 kgfmmß

setzen. Man erhält hiermit für den gleichen Anspannungsmodul (T:P=2,4) und die gleiche Umfangskraft P einen kleineren Riemenquerschnitt, also kleinere Werte für die Riemenbreite der Baumwolltuch-Treibriemen bei gleicher Dicke als in vorstehender Tabelle für Lederriemen angegeben ist, beziehungsweise bei gleichem Riemenquerschnitt eine größere vom Riemen übertragene Umfangskraft.

Die Dicke der Baumwolltuch-Treibriemen von E. Hagen & Co. in Hamburg beträgt:

6 — 4 mm für einen 3fachen Riemen

4

I 6 "

7 ..

6 =

ö = 10 d= 12

Bezüglich des Verhältnisses der Dicke 6 der Baumwolltuch-Treib-riemen zum Riemenscheibenhalbmesser kann als Richtschnur dienen, dass als kleinster Riemenscheibendurchmesser D anzunehmen ist:

16*

D    =    80 mm    für einen 3fachen Riemen

Für gewöhnliche Fälle wird man die in vorstehender Tabelle für Lederriemen angegebenen Verhältnisse für ß und R beibehalten können und für S = 0,35 kgl mm² die übrigen Größen zu berechnen haben.

(270

Die Breite der Riemenscheibe B wird größer gemacht, als die Riemenbreite ß und findet man B — 1,1 ß bis 1,25 ß Ferner wird die Nabendicke gleich dem halben Wellendurchmesser d‘ und die Nabenlänge gleich 1,5 d‘ oder gleich B gemacht.

Die Arme der Riemenscheiben werden gewöhnlich gekrümmt und mit ovalem (elliptischem) Querschnitt ausgeführt. Bezeichnet A feie Anzahl der Arme, h die Höhe und 6 die Dicke in Millimeter, des Armquerschnittes im Achsenmittel, S die Beanspruchung der stärkst gespannten Faser, so erhält man

(271

32

P.R=^.ö.h\S.A

und mit 6 = 0,4 h und S — 1 kglmm²

v:f.....•......

und durch Verbindung der letzteren Gl. mit jener (15 ~ = 2,154.\)

h = 2,940.

(272

(273

Aus technologischen Gründen ist der nach Gl. (272 oder (273 berechnete Wert für h um 10 mm, größer zu nehmen.

Für die Anzahl der Arme (A = 4 bis 8) kann man als Anhalt

nehmen

(274

A~Q,1'dr...........

(274

die Arme werden gegen den Kranz verjüngt auf V= 0,75 L bis 0,8 h ...... .

Die Querschnittsdimensionen des Kranzes der bombierten Riemenscheibe sind in Fig. 6, Taf, XXIV rotiert.

Für geringe Umfangsgeschwindigkeiten mit großer Kraftübertragung dann für Achsenentfernungen, welche für die Anwendung von Riemen praktisch zu klein, für Zahnräder aber noch zu groß sind, wendet man zum Pumpenantriebe die Gall'sche Kette oder die Universal-Treibketten System Ewart an.

Die Theilung t der Zahnräder Eisen in Eisen wird wieder nach Gl. (101 berechnet, wobei man, weil die hier in Betracht stehenden Räder bedeutender Abnützung unterliegen, Cycloidenverzahnung anwendet und das Verhältnis xp der Zahnbreite b zur Theilung t

(276;

— = 3

G<?

ferner die Beanspruchung in der stärkst gespannten Faser setzen kann S = 1,67 kg/xnm²................(

Hiermit wird das Product xp. £=5......

(278

und es können zur Bestimmung der Theilung wieder die Gl. (107 und (108 beziehungsweise die hiefür berechnete Tabelle S. 84 benützt werden.

Für die Dimensionirung der Radarme gelten sonach wieder die Gl. (147 bis (150, Seite 99.

Nach Keller nehme man bei Transmissionsrädern für den Halbmesser R des größeren Rades, also für i > 1

d) für Stirnräder R = (5 -j- i) . d'......... ( 79

b) für Kegelräder ü = (4 + i) . d'......... ( 80

wobei

(281

d‘ = 120

und N die vom Rade R bei n Umdrehungen desselben übertragene Arbeitsleistung in Pferdestärken bezeichnen.

Die Teilung t, der Zahnräder Holz in Eisen ergibt sich aus jener t für Eisen in Eisen mit

tt ---1,25 t...................

wobei übrigens für den Eisenzahn (wie bei Eisen in Eisen S. 82)

= xp; k = 0,3 t) f= 0,4 t; 2 == 0,7 t;

oder

k = 0,3 ; / =ä 0,4 ; l» 0,7 t,

ferner die Zahndicke im Theilkreis

21

b=¹⁰

und für den Holzzahn die Zahndicke im Theilkreis gleich 1,5 von jener des Eisenzahnes, endlich der Spielraum zwischen den Zähnen

(288

20 tl

Dabei soll mit Rücksicht auf die Abnützung das treibende Rad die Holz zähne erhalten, weil anderenfalls die Holzzähne durch die Eisenzähne über Hirn aufgerauht werden und rasch zu Grunde gehen. Weil jedoch das Einkämmen großer Zahnräder viel Zeit in Anspruch nimmt, so gibt man bei größerer Übersetzung gewöhnlich auch dann dem kleineren Rad die Holzzähne, wenn das größere Rad das treibende ist und hält dafür ein zweites Kammrad mit genau eingetheilter und ausgearbeiteter Verkämmung als Ersatzstück in Reserve.

(284

Jedenfalls soll man mit Rücksicht ans den ruhigen Gang mit der Zähnezahl des kleineren Rades nicht unter 18 heruntergehen, also setzen zt 18

Wird dies eingehalten, so kann man einen weiteren Unterschied

machen zwischen diesen Transmissionsrädern und den für y == ~

sich ergebenden Krahnrädern, bei welchen die kleinste Zähnezahl z, = 11 angenommen wurde, indem man für die Satzräder den Halbmesser r des Wälzungskreises gleich dem halben Theilkreisradius des 11 Zähne-

Rades bei Krahnrädern mit ip = j = 2 und gleich dem halben Theilkreisradius des 18 Zähne-Rades für Transmissionsräder mif y> = y = 3

anwendet. Man erhält sonach den Halbmesser des Wälzungskreises für Transmissionsräder

= 1,482 t

(285

r — 4,5.

Für Einzelnräder wird man den Wälzungskreis je nach der Zähnezahl des kleinen Rades viel größer wählen können, um eine größere Eingriffsdauer der Zähne zu erzielen.

Die Wellen werden in allen hier in Betracht stehenden Fällen als kurze Wellen auf Torsion berechnet für 6" = 2 kg mm², also nach

Gl (15 oder der zugehörigen Tabelle S. 18 entnommen und mit Rücksicht auf die Biegungsmomente etwas stärker dimensioniert. e) Für Speisepumpen der Dampfkessel:

Bezeichnet F die Heizfläche des zn speisenden Dampfkessels in Quadratmeter, und S die auf der ganzen Heizfläche verdampfte Wassermenge in Kilogramm pro Stunde, so kann man nehmen, je nachdem ein mäßiger oder forcierter Betrieb vorhanden

S ^ 15 F bis 20 F bis 30 F..........(86

im Mittel

S --- 20 F . . bei sehr mäßigem Betrieb S = 12 %. . . wobei bemerkt sei, dass mäßiger Betrieb mehr ökonomisch ist, als forcierter Betrieb, indem bei letzterem die Heizgase mit viel höherer Temparatur in den Schornstein entweichen und dass die Speisepumpe gewöhnlich so groß gemacht wird, dass sie bei continuierlichem Betrieb die dreifache im Mittel erforderliche Wassermenge zu liefern imstande ist, also für die Wassermenge in Cubikmeter pro Secunde 3. S

1000 . 60 . 60 1000 .60 . 60 ~ 60000 *

3.20 . F

(287

(288

. . (289

Für das Sicherheitsventil, welches bei Presspnmpen stets angewendet wird, kann man nehmen.' das Hebelverhältnis des Belastungshebels

- = 7 bis 11

(290

den inneren Ventildurchmesser d = 8 bis 10 mm. wobei das größere Hebelverhältnis beim größeren Ventildurchmesser und höheren Wasserdruck anzuwenden ist, um nicht ein zu großes Belastungsgewicht zu erhalten.

Bezeichnet noch p den Wasserdruck in Kilogramm pro 1 mm², Gx das Eigengewicht des Hebels, gewogen am Aufhängepunkte des Belastungsgewichtes G₂ > f° erhält man unter Vernachlässigung des geringen Ventilgewichtes und seiner Reibung, die Größe des Belastungsgewichtes am Hebelende für d, a und b in mm

(291

CL JT

-Ta = b • 4

. d² . p — G,

(292

1. Beispiel. Eine doppeltwirkende Brunnenpumpe nach Fig. 1 bis 4, Taf. XXIII, und Fig. 1 bis 8, Taf. XXIV, mit Antrieb durch Handschwungrad und Räderübersetzung hat 80 mm Kolbendurchmesser und 210 mm Hub; die Räder haben die Zähnezahlen zx — 20 und z₂ ==" 45, der Radius der Handkurbel beträgt a = 400 M, Für welche totale Förderhöhe ist die Räderübersetzung ausreichend, wenn ein Mann am Handschwungrad mit normaler Anstrengung wirken soll, und welche Wassermenge liefert diese Pumpe in Liter pro Minute?

Da hier ein Handschwungrad vorhanden, so ist die Kraft für einen Mann cm der Kurbel nach Gl. (232

K = 8 kg

und die Umfangsgeschwindigkeit der Handkurbel nach Gl. (233

c' — 0,75 m pro Sec.,

mithin die absolute Arbeitsleistung in Pferdestärken ausgedrückt.

Na =

= 0,08 PS

K . c' 8 . 0,75

75

und hiermit ergibt sich, wenn nach Gl. (225

0,08

Na — 1,33 . — 1,33 . 1000

— — 1,33 gesetzt wird aus Gl. (223

n

. Q . H

75

. Q. H 17,73 . Q.H

woraus

0,08 - -17,73 . Q'

Um mit Gl. (214 die Wassermenge Q zu bestimmen, ist erforderlich die Umdrehungszahl n der Pumpenkurbel zu kennen und diese ergibt sich mit Hilfe der bekannten Umfangsgeschwindigkeit c' der Handkurbel. Es ist die Umdrehungszahl der Handkurbel, wenn a — 0,4 m gesetzt wird 60 . e'

2.G.7T

und somit jene der Pumpenkurbel

ri =

60 . 0,75

2 . 0,4 . 3,142

= 17,86

17,80 = 7,93

z₂    45

und hiermit ergibt die Gl. (214, in welcher alle Dimensionen in Meter einzusetzen sind, mit == 0,8 aus Gl. (215 die Wassermenge

. Z»¹ . —

Q = 0,8 .

= 0,8. j . 0,08- . ² --- -O-'oo ' 7,93 =

60

0,000228 m³ pro Sec.

Durch Substitution dieses Wertes in die Gleichung für H ergibt sich nun die gesuchte Förderhöhe

0 08

— 20,23 ^ 20 m.

17,73 . 0,000223

Die Wassermenge, welche die Pumpe liefert, beträgt in Liter pro Minute Q = 60 . 1000 . 0,000223 = 13,38    13,5 k

2. Beispiel. Eine doppeltwirkende Brunnenpumpe nach Fig. 1 bis 4, Taf. XXIII, und Fig. 1 bis 3, Taf. XXIV, mit Antrieb durch Handschwungrad und Räderübersetzung, welche 80 mm Kolbendurchmesser und 210 mm Hub hat, soll durch einen Mann bei normaler Anstrengung am Kurbelhalbmesser a — 400 mm betrieben werden und Wasser auf die Höhe H — 20 m fördern.

Es sind die Dimensionen der erforderlichen Übersetzungsräder zu bestimmen und anzugeben, welche Wasfermenge die Pumpe in Liter pro Minute liefert.

Es ist nach Gl. (232 und (233 K = 8 kg

c‘ — 0,75 m pro Sec. somit die Umdrehungszahl der Handkurbel

n⁴ =

= 17,86

60 . c'

2.7t.a

und jene der Pumpenkurbel

n — — . n⁴ — 17,86 . —

*2

also die Wassermenge nach Gl. (214

°'⁸-T-2>,--L^rJL =°'⁸-f • °'⁰⁸" •

== 0,0005027 .

2 . 0,21

60 -¹⁷-86 Ä

ferner der absolute Effect

Z2

Na =

K. c⁴

75 =°'⁰⁸

¹

Eine theoretische Abhandlung über die Schaufelform ist enthalten in Weisbach-Herrmann, Lehrbuch der Ingenieur- und Maschinen-Mechanik, 2. Auflage, 3. Theil, 2. Abth., S. 1001.

²

Hierüber ist Ausführliches enthalten in: F. Mannlicher, Pumpen und Feuerlösch-Apparate. Bericht über die Weltausstellung in Philadelphia 1876 (Wien 1877.)

³

Die Stopfbüchsen erhalten nach H. v. Reiche folgende Dimensionen, wenn d den Durchmesser der Kolbenstange, d die Dicke der Hanfpackung (radial gemessen), h die Höhe der Hanfpackung, also die Länge des Stopfbüchsenhalses bezeichnet a) Stopfbüchsen für tropfbare Flüssigkeiten oder wenn auf ihre Dichtheit und ihren leichten Gang nicht viel ankommt

d — 10 mm + 0,02 d bis 10 mm + 0,05 d h ~ 2b mm0,15 d bis 50 mm -f- 0,33 d.

75

Na = 1,33 .

somit auch

0,08 = 1,33 .    ?5

und durch Substitution von Q und H

woraus

₂ 20

0,08 = 1,33 . 1000 . 0,0005027 . -j- . ^

z, 1,33 . 1000 . 0,0005027 . 20 _

—    75 . 0,08

Wählt man nun, mit nicht zu kleine Zähnezahlen zu erhalten, nach Gl. (284

zt = 20

2,23.

z₂ = 2,23 . 20 = 44,6 ^ 45

so wird

und es ergibt sich für das Getriebe

. z,

Weil nun aber aus irgend welchen Gründen ein augenblicklicher größerer Widerstand vorkommen kann, so wird man hierin K doppelt so groß als für den normalen Betrieb einsetzen, also

K = 16 kg

und hiermit ergibt sich

16 . 400

20

= 320

wonach die Gl. (108 oder die zugehörige Tabelle S. 84 nach der Stichzahl ergibt

1 = 7 t = 21,991.

71

Nun wird

ö — 3t — 3. 22 — 66    65 mm

und der Theilkreisdurchmesser des Getriebes

- =. • (») -

20 . 7 = 140 mm

jener des Rades

A =

Durch Substitution des Wertes

45 . 7 — 315 mm.

__ 20

45

in die Gl. für Q ergibt sich

20

Q = 0,0005027 . g = 0,000223 m³ pro Sec.

und sonach wieder die Wassermeuge in Liter pro Minute

Q = 60 • 1000 . 0,000223 = 13,38 ^ 13,5 l 3. Beispiel. Es ist der Kolbendurchmesser und Kolbenhub zu bestimmen für eine doppeltwirkende Brunnenpumpe nach Fig. 1 bis 4, Taf. XXIII, und Fig. 1 bis 3, Taf. XXIV mit Antrieb durch Handschwungrad und Räderübersetzung

mit welcher ein Mann am Kurbelhalbmesser a — 400 mm, pro Minute

£l ₌

2,25

13,5 l Wasser auf die Höhe H = 20 m fördern soll.

Es ist wie tut vorhergehenden und ersten Beispiele

2,25 ' 17,86 ~ ',93 und wenn man für den Kurbelantrieb nach der Voraussetzung

^ — 2 bis 4

wählt

~ = 2,625; also s = 2,625 D

so ergibt die Gl. (214 mit — 0,8

<2-0,8. -,^.2^625^93

und weil hier die Wassermenge in Cubikmetern Pro Secunde ausgedrückt erscheint, so ist auch

13,5

60.1000

= 0,000225,

somit ist

c 7t 2 . 2,625.7,93

O,o . -j- .--

60

. Ds = 0,000225

woraus

-v

0,000225.4.60 0,8 . fr . 2 . 2,625.7,93

— 0,08 m

also

JJ — 80 mm

und hiernnt

s — 2,625 D — 210 mm.

4. Beispiel. Eine einfachwirkende verticale Speisepumpe mit Excenterantrieb nach Fig. 4 und 5, Taf. XXIV, erhält 85 mm Kolbendurchmesser und 150 mm Kolbenhub; die Schwungradwelle der Dampfmaschine, auf welcher das Pumpenexcenter aufgekeilt ist, macht 65 Umdrehungen in der Minute. Es ist anzugeben, wie viel Waffer die Pumpe bei continuierlicheni Betrieb in Liter pro Stunde liefert und wie groß der Dampfkessel sein kaun, für welchen diese Pumpe als Speisepumpe hinreichend Wasser liefert.

Es ist hier

D — 0,085 m] s — 0,150 m; n = 65 und wenn man fi — 0,8 setzt, nach Gl. (212 die Wassermenge

4 = 0,8.f .0,035*.0,15.g =

0,0007378    0,00074 ms pro Sec.,

Q = 0,8 .

,D².s

also in Liter pro Stunde

Q = 1000.60 . 60.0,00074 = 2664 l.

Soll nun dies die dreifache im Mittel verdampfte Wassermenge sein, so ist die einfache, S in Kilogramm pro Stunde

S =    = 888 kg

und wenn pro 1 m² Heizfläche 20 kg Wasser verdampft werden, aus Gl. (287 die Heizfläche

— 44,4    44,5 m².

20

5. Beispiel. Es sind die Hauptdimensionen der Bestandtheile der Speisepumpe des vorhergehenden 4. Beispieles zu bestimmen, wenn der Daiupfüberdruck in dem zu speisenden Kessel p — 6,5 at beträgt.

Es ist die mittlere Kolbengeschwindigkeit 2.0,15 . 65

60

60

— 0,325 m pro Sec.,

sonach kann man den Durchmesser des Saug- und Druckrohres nach Gl. (234 nehmen 7), =0,7 D = 0,7.0,085 = 0,0595 m = 59,5 mm 60 mm.

Die horizontale Projection der Ventilsitzbreite wird nun nach Gl. (235 6 = 4 + 0,01 Dx = 4 + 0,01 . 60 = 4,6^4,5mm und der Durchmesser des Ventilkopfes

D₂ — 60 -f- 9 = 69 mm

somit nach Gl. (237 der Durchmesser des Ventilgehänses über dem Säugventil D₈ = \Jdx*+D%% = VÖÖa + 69² = 92 ^ 95 mm.

Weil nun das Säugventil durch den Ventilsitz des Druckventils hindurchgehen muss, wird letzterer etwas größer gebohrt als D₂, also der Durchmesser des Druckventiles

D\ — 70 mm

und hiernach wieder der Ventilkopf

D\ — 79 mm

mm.

und wieder der Durchmesser des Ventilgehäuses über dem Druckventil D\ = \JW + 79² = 106    110

Die Hubhöhe des Saugventiles wird nach Gl. (239

Ji —

] ZX — i ; 60 — 15 mm. 4    4

Die Hubhöhe des Druckventiles "wird für den gleichen Durchgangsquerschnitt, weil es einen größeren Durchmesser hat, noch etwas kleiner als 15 mm genommen werden.

Der Pumpencylinder ist unter der Stopfbüchse nicht ausgebohrt, sondern erweitert gegossen und der Durchmesser der Erweiterung bestimmt durch die Gleichung zy' = \/D* + zy = V85² + 60² = 104    100 mm.

Die Stopfbüchse erhält die Dimensionen (Note S. 230; d = 85 mm) innerhalb

der Grenzen

\ b = 10 mm + 0,02 d = 10 + 0,02.85 --- 11,7 ^ 12 mm \    =    10    mm    +    0,05    d— 10 -f" 0,05.85 = 14,25    14 mm

I h = 25 mm + 0,15 d = 25 + 0,15.85 = 37,75 ^ 38 mm ) h = 50 mm + 1,33 d == 50 + 0,33.85 = 78,05 ^ 78 mm

da nun eine dicke hohe Packung weniger oft erneuert werden muss, sei hier diese beibehalten und abgerundet

d — 14 mm h — 75 mm.

Der Pumpencylinder erhält nach Gl. (242 die Wandstärke

d = 12 + 0,031) = 12 4- 0,03.85 = 14,6    15 mm.

Das Ventilgehäuse erhält die Wandstärken nach derselben Formel für die verschiedenen lichten Durchmesser, z. B. Dx — 60 mm

d — 12 mm -f- 0,03.60 — 13,8    14 mm.

Die zugehörige Flansche erhält (Note S. 237) die Flanschendicke gleich 1,5 d = — 21    20 mm; die Flanschenschenkellänge gleich 10mm 4*3d = 5250 mm;

die Schraube d = 3 mm + d = 17 mm, somit nach der Whitworthschen Scala (Note S. 20) die Nr. 5 oder ⁶/₈ Zoll englisch Gewinde.

Die mittlere Wandstärke des Metallventilsitzes wird nach Gl. (247 dt = 2 mm + 0,7 VT)» = 2 + 0,7 VöO —7,4 r/>^ 8 mm.

Der Windkessel erhält bei gewöhnlicher Länge der Rohrleitung nach Gl. (249 das Volumen in Liter ausgedrückt, also D und § in Decimeter eingesetzt

V = 3 .    . Di. s = 3 . ~ . 0,85².1,5 = 2,554 ^ 2,6/.

Wählt man nun für den conischen Windkessel nach der Zeichnung (Fig. 7, Taf. XXIII) (Note S. 238)

d₀ — 1\ — 60 mm — 0,6 dm D₀ = 1,6 . D = 1,6 . 85 = 136 ^ 135 mm = 1,35 dm so ergibt sich die Höhe des Kegelstntzes in Decimeter

12

7T .(D₀* + D₀d₀ + d₀*)

ko =

12

7t. (1,35² + 1,35.0,6 + 0,6²)

— 2,495    2,5 dm — 250 mm.

Der am Kolben erforderliche äußere Druck wird nach Gl. (226 mit D in Meter p in Atmosphären

13300

4

und wegen

p — 6,5 at

13300.7 . o,085².6,5 --- 490 kg

und somit nach Gl. (255 der Kreuzkopfbolzen oder Charnierbolzen

d₈ = 1,125 \sP= 1,125 . V49Ö.= 24,9 ^ 25 mm l₃ — 1,5 d₃ — 37,5    38 mm.

Die Breite der Excenterringe ergibt sich nach Gl. (257 mit ö — 2,5 d₃ — 62,5 ^^ 62 mm.

Der Durchmesser der Excenterstange erhält am Ende beim Excenter den Durchmesser gleich 2ds — 50mm* am Ende beim Kolben gleich 1,5 d₃ — 37,5*^ 38 mm. Die Excentricität beträgt

75 mm

6. Beispiel. Es soll eine doppeltwirkende Pumpe nach Fig. 53 bis 57, Text, mit 300 mm Kolbenhub, welche bei einer mittleren secundlichen Kolbengeschwindigkeit c — 0,25 m zu ihrem Betriebe 1,33 PS erfordert, mit Antrieb durch Riemen und Räderübersetzung versehen werden; die den Antrieb vermittelnde Transmissionswelle macht n — 100 Umdrehungen in der Minute. Welche Dimensionen sind den Riemenscheiben und dem Riemen zu geben und wie groß ist die Räderübersetzung zu machen?

Es ist hier für die kleinere Scheibe, weil diese passend auf die Transmissions-

welle kommen wird, N = 1,33; n — 100 und — 0,0133 und mit Benützung der

Tabelle S. 242, weil dieser Wert von zwischen den bezüglichen Tabellenwerten 0,013 und 0,015 liegt, entspricht annähernd

R — 300 mm; ß — 105 mm.

Wenn mit Rücksicht auf ein zunächst passendes Modell für die zusammen arbeitende Riemenscheibe auf der Antriebwelle des Pnmpenantriebes eine solche mit dem Halbmesser

gewühlt wird, so ergibt sich die Umdrehungszahl der Riemenscheibe aus der Antriebswelle des Pumpenantriebes

n\ =

300

. n = ^ . 100 = 75.

400

Weil „un die Pumpe die Hubzahl pro Minute

30.0,25

"2 =

30 . c

0,3

= 24

erfordert, so ergibt sich die Räderübersetzung

i — nx: n₂ — 75:25 — 3.

Wählt man nun für den Durchmesser des größeren Rades nach Gl. (279 unter Voraussetzung von Stirnrädern

R == (5 + i). <r

und nach der Tabelle S. 18 den Wellendurchnlesser für die Welle des größeren Rades, für N 1,33; n = 25; (N: n) = 1,33:25 = 0,0532

d! — 45 mm

so erhält man den Halbmesser des größeren Rades

R = (5 + 3) . 45 = 360 mm

und aus der bekannten Gleichung

PR = 716200 . — n

auch weiter den Zahndruck (N = 1,33; n = 25; R = 360)

716200.1,33 360.25

und hiermit für y — ~ — 3; £=1,67 kgl mm²; tp . S = 5; mit Benützung der Tabelle S. 84 nach ganzer Stichzahl abgerundet

7; t = 21,991

106 kg

(~)=

und dem Radius R = 360 mm entsprechende Zähnezahl

2 R 720

(£>

y^=103^ 100

somit der genaue Raddurchmesser dazu £>2 — z2 • (

und es erhält das zugehörige Getriebe

71Q    1

*1 = — • *2 = ö

= 700 mm

. 100 = 33,33 ^ 33

Dx =

Die Zahnbreite wird

**•(■£)*

33.7 = 231 mm.

b = 6 t = 66 rz^v/ 65 mm.

Schließlich werden die Wellendurchmesser noch mit Rücksicht auf Bieguug

verstärkt.

Bezeichnet für Dampfpumpen F die Kolbenfläche des Pumpenkolbens in cm²,

F₁ die Kolbenfläche des Dampfkolbens in cm², v den Dampfdruck in dem zu speisenden Dampfkessel in Atmosphären Überdruck,

Pi die Admissionsdampfspannung im Dampfcylinder in Atmosphären Überdruck,

so muss mit Rücksicht ans die erwünschte Bewegung ein Überdruck von Seite des Dampfkolbens vorhanden fein, also

oder wenn K

(293

Fi - Pi >F.p 1 eine Constante bezeichnet Fi -Pi = K. F.p

woraus

Pi

und weil Pi von p abhängig ist, und für gewöhnliche Pumpen gefetzt werden kann,

Pi =0,75j)

so ist auch, wenn Kx wieder eine Constante, Ä' > 1 F₁ _ K F~ 0,75

und kann man nach guten Ausführungen nehmen

1,33 K= Kx

(294

Fi

(295

-p = 2 bis. 4

Die mittlere Kolbengeschwindigkeit wird hierbei leicht durch Handhabung des Dampfeinlassventiles nach Bedarf reguliert.¹)

Den Querschnitt des Dampfzuleitungsrohres fx nehme man so groß, dass die Geschwindigkeit des Dampfes in demselben 25 bis 30 m pro Secunde nicht übersteigt. Wenn F die nutzbare Kolbenfläche in Quadratmeter und fi ebenfalls in Quadratmeter ausgedrückt ist, kann man fetzen

f¹ ~ 18 ' F

ferner den Querschnitt des Auspuffrohres /₂ für möglichst freien Auspuff

/■ = to-f-

(296

(297

ferner den Canalquerschnitt {a . b) (Fig. 60, Text) für die Dampfein-strömung in dem Dampfcylinder

. 00

a.b = ± .F. .......... . - -

»nd das

Verhältnis (y) der Canalweite zur Canalbreite, für kleinere Maschinen

(300

j ⁼ jm für größere Maschinen _ 1

so dass, wenn D den Durchmesser des Dampfkolbens bezeichnet, im allgemeinen

b = 0,5 D bis 0,6 D

(301

(302

(303

a > 12 mm............

nicht überschritten wird.

Hierbei ist für einfachwirkende Dampfpumpen

F =    . D²............

4

Dampf

pumpe

Nr.

CD 00    <1 Ot Qi ^ I 05

Pumpen-

Cylinder-

Durch- Kolbenmesser hub

Dampfcylinder-

Durchmeffer

Wasserlieferung pro Minute je noch Größe der Saug- und Druck höhe

Liter circa

Construction A dient als Dampfkessel-speisepumve für

folgende

Pferdekräfte

Dieser Wasserlieferung entsprechende Zahl der Doppelhübe (Tourenzahl) pro Minute

36—50

75—100

50    125    90    —    —

70    180    ^20

85    180    150    90    200    120—160

100    250    175    100    200    210—280

115    250    200    120    250    270—360    280—360

135    350    250    1 50    300    360—480    360—480

10—50

50—100

100—160

260—280

95—125

72—96

72—96

63—84

63—84

45—60

150 400 275 160 350 450-600 175 400 300 175 400 600—800

480—600

600—800

45—60

39—52

10    200    450

11    250    450

8 8

co

8 8

CM CM

400    800—1100

550 1300—1700

36—48

36—48

18—24

18—24

18—24

12    300    900    550    300    650    1800—2400

—    2400—3200

13    350    900    600

14    |./400    900    650    400    700;    3000—4000

für doppeltwirkende Dampfpumpen mit einseitig durchgehender Kolben-stanze vom Durchmesser d

F ——    T)² - -

¹ — 4 ’

2'

. d² . .

. . . (304

wobei

(805

Wenn jD in Millimeter ausgedrückt in die Rechnung gestellt wird,

erhält man:

die Wandstärke des Dampfcylinders mit Rücksicht auf den Guss und die nachfolgende Bearbeitung

d — 20 mm 0,01 D.......

die Wandstärke des Schieberkastens und der Canäle

6X = 0,67 6 bis 0,75 6 .......

die Flanschendicke des Cylinoers und'Cylinderdeckels d = 1,17 6 bis 1,25 6 .......

(306

(307

(308

Lichtweite der Röhren in Zoll engl.

Dampf

pumpe

Brutto-Gewrcht in kg circa

Nr.

Dampf-

Zuleitungsrohr

Abdampf

rohr

Saug- Druck- Damvf- Dampfrohr rohr pumpe pumpe Fig. 64 Fig. 62

A, B und C

T—i

rH CM

rH (M

150    225

350    500

IQ

3=

rH rH

rH CM

tH rH

<M CM

b0 bv ^ -^G

Ci rfu Ol O

o o

GO Ci

88

O H (N CO ^

r-1 t—I r-l tH tH

Qxrf^05 05 tO    tO | tO M

^ ^ Mg

bv dv    te te

iH i-H    iH H

M o c? ^ 05    05 dv tOdv

te~~    lo~-

(M CO CO

00 <1 C5 üx ^    05

co ^ io co i> go

5 O GO <1 Ci I Ot 05 05

800    1150

1300    1850

1800

2200

3800

4800

11500

14000

16000

Als Wasserhebmaschine benützt, hebt je eute Atmosphäre Dampfdruck das Wasser bei Construction A circa 20 Meter hoch, bei Construction B circa 5 Meter hoch, bei Construction C circa 30 Meter hoch.

Pech an, Leitfaden des Maschinenbaues. I. 3. Anst.

17

die Flanschendicke des Schieberkastens und Deckels dazu

b, = (f...............

310

der Durchmesser der wegen des Auslaufens der Kdlbenringe erforderlichen Erweiterung der Cylinderbohrung an den beiden Enden desselben D₁ = 7 mm -f- 1,01 D der Spielraum zwischen dem Kolben am Hubende und dem Cylinderdeckel

(311

o — 3 mm + 0,01 D ,.......

die Anzahl der Cylinderdeckelschrauben

(312

i = 2 + 0,02 D..........

der Gewindekerndnrchmesser der Cylinderdeckelschrauben

dx = D .

(313

i :s

wenn p — Dampfüberdruck in Kilogramm pro l mm², i die Anzahl der Schrauben, S — 2,8 kg/mm² — Zugbeanspruchung der Schrauben und für gewöhnliche Fälle mit p — 6 at = 0,06 kglmm²

VI

dx = 0,1468 . D

(314

Bezeichnet noch, wie in Fig. 4 und 5, Taf. XXV, beziehungsweise Fig. 60, Text, rotiert, in Millimeter a₀ die Weite des Auspuffcanals, ax die Stegbreite,

a₂ die Breite der Passleiste des Schieberspiegels, r die Excentricität des Steuerexcenters, d den Boreilungswinkel desselben, v das lineare Voreilen,

e die äußere Überdeckung der Schieberlappen in der Mittelstellung des Schiebers,

i die innere desgleichen,

si

das Füllungsverhältnis, d. i. das Verhältnis des Kolbenweges st

während welchem die Dampfeinströmung in den Dampfcylinder stattfindet, zum ganzen Kolbenhub s, so kann man für gewöhnliche Verhältnisse setzen:

a) für kleine Maschinen, (Volldruckmaschinen), mit einfacher Schiebersteuerung

(315

— ₁₀«

b) für größere Maschinen, sogenannte Expansionsmaschinen, mit einfacher Schieberstcnerung

= 0,7

(316

20 a

und ferner für beide Fälle

(817

ax — 10 mm -)- ~a . . . .

CO 00

«o = 1,5a + »’ + »' — at .

a₂ — 10 mm -f- r — a — i Die jeweilig vorhandene Eröffnung E des Einströmungscanales und jene Ea des Ausströmmungscanales für den durch ein Excenter bewegten Schieber lässt sich mit statthafter Vernachlässigung der endlichen Länge der Excenterstange in graphischer Darstellung in 2- bis 4-facher Naturgröße im Müller'schen sowohl als im Zen ner'schen Schieb erst enernngsdiag ramm ersehen, wovon ersteres der Vorstellung näher liegt, letzteres aber in der Praxis gebräuchlicher ist.

1. Beispiel. In Fig. 1, Taf. XXXI, ist das Müller'sche Schiebersteuerung sdiagramm für die einfach wirkende Dampfpumpe Fig. 1, Taf. XXV,

gezeichnet für die Dimensionen: D — 0,180 m;

~ . F = 0,00127 m² — 1270 mm²; ~ a

a.b —

= 0,9

— 7s a

F = ~ , TP = 0,0254 m²; — 16 mm; b — 80 mm;

* a — 5,33    6 mm; r — a -f- e = 22 mm; d = 21°; mit welchen

Es ist hierin 0 der Mittelpunkt des Kurbelkreises, OK der Kurbelhalbmesser im verjüngten Maßstab, 01 — r Me Excentricität des die Schieberbewegung bewirkenden Excenters, d der Voreilungswinkel gegen die zur Schieberbewegungsrichtung CC senkrechte Gerade SS. Sobald von der endlichen Länge der Excenterstange abgesehen wird, steht der Schieber in seiner Mittelstellung, wenn die Excenterkurbel in die Richtung OS fällt, und der Schieberweg beträgt £x = e + v sobald die Maschinenkurbel am todten Punkte, also die Excentricität in 01 angekommen ist, weil der Schieber hierbei um die äußere Überdecknng e und um das lineare Voreilen v aus seiner Mittelstellung nach rechts vorgeschoben ist. Aus dem rechtwinkeligen Dreieck FIO ergibt sich hiefür, weil FI— £t und 01 = r (Schieberweg nach rechts positiv) £₁=r . sin d und demnach ist r . sin d = e ■+- v und für gegebene oder abgerundete Werte von e und v schon d durch das Diagramm bestimmt, indem

sin d¹ —

Abrundungen v schon durch das Diagramm bestimmt annähernd der Bedingung ^ — 1,5 mm; ax — 10 mm -j—\ a

v = y a entspricht; i = 10 a₀ — 1,5 cl -j- r -f- i —    — 29    30 mm.

— 18 mm;

e -f- v

anderseits aber auch schon v bestimmt, wenn d, e und r angenommen wurden. Macht man nämlich OB = e; B A = v; AIJ_ OA und 01 — r, so ist <£ S01 = cf.

Dreht man die Kurbel aus ihrer Stellung OK im todten Punkte um den Winkel o) nach aufwärts, im Sinne des Pfeiles d. i. nach der Richtung, nach welcher die Maschine läuft, wenn das Excenter so aufgekeilt ist, dass sich die Excenterkurbel in 01 befindet, wenn die Maschinenkurbel im todten Punkte in K steht, so geht die Excenterkurbel ebenfalls um den Winkel w im Kreise weiter nach OM und es ist der Schieberweg aus der Mittelstellung nach rechts (positiv) £ — FM und aus dem rechtwinkeligen Dreieck PMO auch

£ = r . sin (o) -j- d).

Die durch B zu SS parallele Gerade schneidet von MP das Stück MN ab, und zwar ist MN = £ — e und es stellt somit die Gerade MN die dem Schieberweg £ entsprechende Canaleröffnung

E = £ — e

graphisch dar. Die Weiterdrehung der Kurbel ergibt in der horizontal schraffierten Fläche die den aufeinanderfolgenden Kurbelwinkeln oj entsprechenden Canaleröffnungen für die Dampfeinströmung. Wird nun die Excentricität r gerade so groß gemacht, dass bei der äußersten Rechtsstellung des Schiebers der Dampfeinströmungscanal vollständig geöffnet ist, so ist B C = a die Canalweite und

r == a + e

und es veranschaulichen die beiden durch B und (7 stark gezogenen zu SS parallelen Geraden den Einströmungscanal in der Ansicht und die obere stark gezogene Abgrenzungslinie den Schieberspiegel, aus welchem der mit diesem Canal zusammenarbeitende Schieberlappen in der Schiebermittelftellung gestrichelt, in der Stellung auf lineares Voreilen voll gezogen und im Querschnitt schraffiert gezeichnet ist. In der Stellung der Excenterkurbel in Oll ist der Einströmungscanal wieder abgeschlossen.

und zwar:

In gleicher Weise ist links von SS die Canaleröfsnung für die Ausströmung dargestellt. Ist die Maschinenkurbel von K um 180° weiter gedreht, also im zweiten todten Punkte angelangt, so hat dieselbe die Stellung 0111 überschritten, in welcher bei der Linksbewegung des Schiebers aus seiner Mittelstellung der Canal für die Dampfausströmung geöffnet wurde, weil hierbei der Schieber eben um die innere Überdeckung i — OBt aus seiner Mittelstellung nach links geschoben erscheint (negativer Schieberweg). Bei der Stellung der Excenterkurbel in OIV unter dem Winkel ^ ist die Maschinenkurbel im zweiten todten Punkte angelangt und vx das innere lineare Voreilen und der negative Schieberweg £i = i + In der Kurbelstellung OMt ist der Schieberweg £ und die Canaleröffnung für die Ausströmung

K = * - i.

Bei der Weiterdrehung der Kurbel kommt die Excenterkurbel in die Stellung O V, in welcher wieder der Abschluss des Ausströmungscanales erfolgt. Bei der Weiterdrehung der Kurbel gelangt die Excenterkurbel in die Stellung OVI, in welcher wieder die Canaleröffnung für die Dampfeinströmung erfolgt. Die beiden durch B1 und Cx (wobei Bx (7, — a) stark gezogenen p SS parallelen Geraden veranschaulichen den Ausströmungscanal, auf welchem unten links der zugehörige Schieberlappen in der Mittelstellung gestrichelt, in der Stellung auf inneres lineares Voreilen voll gezogen und im Querschnitt schraffiert gezeichnet ist. '

Die Punkte I bis VI bezeichnen die sechs Perioden der Dampfvertheilung,

I. Kurbelstellung im todten Punkte, Beginn der Kolbenbewegung nach rechts, Einströmungsperiode bis II. (Füllungsperiode, Admissionsperiade).

II. Ende der EinströmungsPeriode, Beginn der Expansion, Expansionsperiode bis III.

III.    Ende der Expansion, Beginn der Vorausströmnng, Vorausströmungsperiode bis IV.

IV.    Knrbelstellung im zweiten todten Punkte, Beginn der Kolbenbewegung nach links, Ausströmungsperiode bis V.

V. Ende der Ausströmungsperiode, Beginn der Compression, Compressionsperiode bis VI.

VI. Ende der Compression, Beginn der Voreinströmung, Voreinströmungsperiode bis I. Bei Vernachlässigung der endlichen Länge der Leitstange ist der Kolbenweg angenähert und der Größe nach graphisch bestimmt für die Kurbelstellung unter dem Winkel o) durch das Stück IQ, wenn MQ J_/, IV, und es ist 1, IV die Kolbenweglinie, wobei der Kolben von I nach IV schreitend gedacht wird, wenn er in Wirklichkeit von links nach rechts schreitet und umgekehrt. OIV — s ist der ganze Kolbenhub in verjüngtem Maßstab. 1Q₂ = sx ist der Kolbenweg während der

Füllungsperiode und -- das Füllungsverhältnis.

Unter Berücksichtigung der endlichen Länge der Leitstange und auch sonst genau wird die einer bestimmten Kurbelstellung zukommende Kolbenstellung durch das Müller'sche Kolbenwegdiagramm bestimmt, welches in Fig. 2, Taf. XXIV, dargestellt ist und gewöhnlich in beliebigem verjüngtem Maßstab unter alleiniger Einhaltung des obwaltenden Verhältnisses y gezeichnet wird, welches bei dieser Pumpe ^ beträgt.

Für die Drehung der Kurbel von K nach h\ im Sinne des Pfeiles 1 um den Winkel o)x ergibt sich der Kolbenweg von links nach rechts sx = Q₀ Qx und denselben erhält man auch als Abschnitt q₀ qx auf der Radialen Oqx zwischen den Kreisen vom Radius (L—R) und L wenn o)x im Sinne des Pfeiles 2 aufgetragen wird, weil die Dreiecke OKXQX und OKq₁ congruent sind.

2. Beispiel. In Fig. 3, Taf. XXXI, ist das Zeuner'sche Schieber-sien erungs-D iag ramm für die Dimensionen der Dampfpumpe wie im vorhergehenden 1. Beispiel gezeichnet. Es ist hierbei OK der Kurbelhalbmesser im verjüngten . Maßstab, 0 der Mittelpunkt des Kurbelkreises, OD = r die Excentricität in ihrer der Kurbelstellung im todten Punkte K entsprechenden Lage, um den Voreilungswinkel d' gegen die zur Schieberbewegungsrichtung KI senkrechte Gerade SS vorgekeilt. Sobald von der endlichen Länge der Excenterstange abgesehen und wieder der Schieberweg aus der Mittelstellung nach rechts positiv für den Kurbelwinkel o> mit £ bezeichnet wird, so ist wie vorher

£ — r . sin (o> + <?)

und im Diagramm ist diese Länge durch die Sehne des Schieberkreises OM ausgedrückt, wobei der Winkel o> wieder im Diagramme im Sinne des Pfeiles 2 aufgetragen ist, während sich in Wirklichkeit die Kurbel im Sinne des Pfeiles 1 dreht. Es ist nämlich das Dreieck O MD ein solches im Halbkreise, also bei M rechtwinklig und sohin 0M= OD . sin (« + d') — r . sin (o; -f- d¹). Die Canalöffnung ist wieder

E = £ — e

und gleich MN wenn ON = OB — e der Radius des 6-Kreises. Es ist ferner BC = a Me Canalweite und es stellen die durch B und C stark gezogenen Kreisbogen die Kanten des Dampfeinströmungscanals vor, dessen Eröffnung entsprechend der Kurbeldrehung int Sinne des Pfeiles 2 durch die Schraffierung im Schieberkreise angezeichnet ist. In gleicher Weise ist mit dem links unten liegenden negativen Schieberkreis der Ausströmungscanal durch die durch Bx und Cx (OBx — /; BXCX — a), stark gezogenem Kreisbogen in Betracht gezogen und die Schraffierung stellt die Eröffnung für die Ausströmung

Ea - £ - i

entsprechend der Weiterdrehung der Kurbel im Sinne des Pfeiles 2 dar.

Wegen r = a -f- e wird wieder der Einströmungscanal bei der durch D gehenden Kurbelstellung eben vollständig geöffnet, der Ausströmungscanal hingegen einige Zeit offen gehalten, indem der Schieber seine Kante überschiebt.

Kommt nun allein die Kurbeldrehung im Diagramm im Sinne des Pfeiles 2 in Betracht, so steht die Kurbel bei I im todten Punkt und e8 ist BA = v das lineare Voreilen. In der Kurbelstellung II, durch den Schnittpunkt des Schieberund e-Kreises gezogen, ist das Ende der Dampfeinströmung und der Beginn der Expansion. In der Kurbelstellung III, durch den Schnittpunkt des Schieber und /-Kreises gezogen, ist der Beginn der Vorausströmung. In der Kurbelstellung IV befindet sich die Kurbel im zweiten todten Punkt und es ist Bx A, — vx das innere lineare Voreilen. In der Kurbelstellung V durch den Schnittpunkt des Schieber- mit dem /-Kreise gezogen, ist der Beginn der Compression und endlich in jener VI, durch den Schnittpunkt des Schieber- mit dem e-Kreise gezogen, der Beginn der Voreinströmung,

womit wie int vorhergehenden ersten Beispiele die sechs Perioden der Dampfverthei-lung festgestellt erscheinen. Die Größen e, v, r und d hängen wieder durch das rechtwinklige Dreieck O AD zusammen und es ist wieder

r . sin 4 = e + v.

Für den Kolbenhub s ist in Fig. 3, Taf. XXXI, unten die schematische Darstellung der Kolbenbewegung beigefügt, wobei die Kolbenstellungen entweder als Pro-jection der Kurbelstellungen, wie hier geschehen, oder genau mittels des Müller'schen Kolbendiagramms eingetragen werden können. Es sind hieraus durch die Schraffierung wieder die sechs Perioden der Dampfvertheilung ersichtlich.

3. Beispiel. In Fig. 4, Taf. XXXI, ist das Zeuner'sche Schiebersteuerungsdiagramm für eine doppeltwirkende Pumpe mit einfacher Schieber-

— 0,8 mm*

20*

Man erkennt im Vergleich zu Fig. 3, Taf. XXXI, die kleinere Füllung, den früheren Beginn der Vorausströmung und den früheren Beginn der Compression. Die Bezeichnungen in Fig. 4, Taf. XXXI, sind die gleichen, wie in Fig. 3, Taf. XXXI, übereinstimmend mit dem vorhergehenden 2. Beispiele.

steuerung für das Füllungsverhältnis ~ — 0,7 dargestellt, für die nutzbare Kolbenfläche O — 0,0254 m² und die Dimensionen a — 16 mm; b = 80 mm; e — a — 16 mm; r — e -f- a = 32 mm; rf — 34°; i —

Die von einem Jnjeetor gelieferte Wassermenge kann man nach Jenny setzen

<320

Q = 85 . d² . Mp

wobei

Q die Maximale gelieferte Wassermenge in Liter pro Stunde, p die Dampfspannung in Atmosphären Überdruck, d der kleinste Durchmesser der Fangdüse in Millimeter.

Im Mittel kann man unter gewöhnlichen Umständen % hiervon als wirklich gelieferte Wassermenge annehmen.

Die Lieferanten solcher Apparate geben die bezüglichen Zahlen in besonderen Tabellen an, welche auch die Druckhöhen enthalten, für welche die Jnjeetoren zur Wasserhebnng benützt werden können, wenn auch die Wasserhebung mittels der Dampfstrahlpumpe, des Wärmeverlustes wegen nicht ökonomisch Vortheilhaft ist, während andererseits ihre Verwendung als Speisepumpe ganz zweckmäßig erscheint.

1. Beispiel. Wie groß ist die Wassermenge, welche ein Jnjeetor von 2 mm Düsenweite bei 4 at Dampfüberdruck zu liefern vermag?

Es ist

mm

at

somit nach Gl. (320

Q — 35 .d².\Jp — 35.4.2 — 280 l Pro Stunde

J q = J . 280 = 186,7 «r-v. 190 l pro Stunde.

und normal

2. Beispiel. Wie groß muss die Düsenweite eines Jnjectors sein, wenn er normal bei 4 at Überdruck 750 l Wasser pro Stunde liefern soll?

Es ist

p = 4 at j Q = 750

Q =    . 750 = 1125 Z pro Stunde

und somit nach Gl. (320

Q — 35. d?.\/p 1125 = 35.<f.Vr

1 lOK

rf²=§^=¹6,07. ^ 16

— Vl6 = 4 mm.

Der Pulsometer erhält in seinen Pumpenkammern solche Dimensionen, dass sich bei der angenommenen Anzahl der minütlichen Pulsationen die zu liefernde Wassermenge ergibt.

Bezeichnet

V das Volumen der aus einer Pumpenkammer bei einer Pulsation gelieferten Wassermenge in Cubikmetern, ca. 85 bis 90 % des Kammerinhaltes, n die Anzahl der Pulsationen oder Füllungen jeder Pumpenkammer pro Minute,

Q die vom Pulsometer gelieferte Wassermenge in Cubikmeter pro Secunve, so ist

2.n. V

n. V

60

30

(321

(322

Der lichte Durchmesser der Saug- und Druckrohrleituug wird so bestimmt, dass bei der Förderhöhe H — 30 m

die Geschwindigkeit des Wassers im Saugrohre c, annährend

Cj = 1 m ...................

und die Geschwindigkeit des Wassers im Druckrohre c₂ annähernd «2 — 1 bis 1,5 m................

(323

(323a

nicht übersteigt.

Bei geringerer Förderhöhe und gleichbleibender Dampfspannung kann von demselben Pulsometer infolge der erreichbaren größeren Anzahl der Pulsationen eine entsprechend größere Wassermenge geliefert werden.

Es wird sodann auch die Geschwindigkeit des Wassers im Saug-und Druckrohre größer, und zwar kann man annehmen, dass die Wassermenge Q' für die Abnahme der Förderhöhe von H = 80 m auf ff = 10 m, annnähernd Q' = 1,5 Q beträgt und somit wird auch die Geschwindigkeit des Wassers im Saugrohre c\ und jene im Druckrohre c'₂ im gleichen Verhältnisse größer, nämlich c\ — 1,5 cl = 1,5 m c'₂ = 1,5 c₂ ===== 1,5 bis 2,25 m Bei den Präcisionspulsometern System Haußmann*) von Teudloff & Dittrich in Wien sind die Rohrleitungen zumtheil noch etwas weiter gemacht.

Der lichte Querschnitt / des Dampfzuleitungsrohres kann im allgemeinen zu jenem fx des Saugrohres in ein passendes Verhältnis gestellt werden.

Die Ausführungen schwanken innerhalb der Grenzen

(824

mr^...........

*) Nachstehende Tabelle enthält die näheren Angaben über diese Pulsometer. Die gelieferte Wassermenge ist unter Voraussetzung von 2 m Saughöhe und entsprechend hoher Dampfspannung angegeben.

Nummer des Pulsometers

Saugrohr

Druckrohr

Dampfrohr

Lrchter Durchmesser

IleSE MtSti —

Totale Förderhöhe in Meter

10    20    30    40    50    60

77?²

Gelieferte Wassermenge in Liter Pro Minute

Cs)C0<lC50l^Wl0M

O H ff} co

H rt rt H

rHr-lT-HrHCMCMCOTfrlCD

33

50

64

76

89

100

125

150

200

250

300

400

500

11

17

20

26

33

39

45

50

58

64

76

89

100

1,5

80

60

40

(M CO ist t>

10

15

20

30

45

60

80

120

150

130

95

250

220

170

450

420

330

§    5 $

rH Cxt

15

60

45

110

225

80

60

700

630

525

450

350

900

800

700

575

450

1200

1050

850

700

600

1700

2800

4800

7000

10000

15000

1500

2500

4400

6000

8800

12800

1200

1100

900

2150

3500

5000

7400

10500

1850

3000

4500

6700

9200

1550

2300

3700

5300

7500

170

110

240

340

450

650

1100

1800

2800

4000

5500

190

275

350

450

800

1200

1800

2800

4000

H — 5 bi£ 60 m

Die weitesten Grenzen für die zulässigen Förderhöhen werden von C. Teudloff & Th. Dittrich für die Pulsometer System Hanßmann angegeben und zwar

dagegen von Carl Eichler vormals C. Henry Hall und von B. & E. Körting für ihre Pulsometer

H = 5 bi» BO m

1. Beispiel. Ein Pulsometer soll 15 m⁸ Wasser pro Stunde oder 250 l pro Minute 30 ni hoch fördern. Es sind die Hauptdimensionen desselben zu bestimmen. Wählt man die Anzahl der minütlichen Pulsationen

n = 30

so ergibt sich aus Gl. (321 das Volumen der aus einer Pumpenkammer pro Pulsation gelieferten Wassermenge wegen

15

60 60    240 ~ 0,00417 m* Pr" Secunde

30.840    liö-⁰'⁰⁰¹¹⁷"’

und zwar ist bei beit Hall'schen Pulsometern constant

f |f 25

dagegen bei den anderen Pulsometern / == l fi bis

fl

20

fl

30 . Q 30

ober in Liter ausgedrückt

Vz=

1000

240

= 4,17 /.

Es ist sonach die pro 1 Pulsation gelieferte Wassermenge

oder in Liter ausgedrückt

1000

120

= S\₃l

also ist der Inhalt einer Pumpenkammer, wenn ^gleich 85% davon angenommen wird-

-JL v

0,85

= 1,18. V = 1,18.4,17 = 4,92 ^ 5 l

zu machen.

Wählt man ferner nach Gl. (323 und (323a die Geschwindigkeit des Wassers in der Rohrleitung

—    1 m

—    1,5 m

so ergibt sich der lichte Durchmesser des Saugrohres und jener D₂ des Druck -rohres ans den Gl.

— = 0,00417 m²

C2

Q _ 0,00417 1,5

= 0,00278 m*

Dl — 0,073 m 73 mm Z>2 — 0,060 m — 60 mm.

Endlich ergibt sich der lichte Durchmesser d des Dampfleitungsrohres, wenn man nach Gl. (324 nimmt

16

f = hu

iH

73 — 18,33    20 mm.

Nimmt man den ungünstigsten Fall an, dass nämlich die Temperaturerhöhung r — 0,2° C für 1 m Förderhöhe, also 6° C für 30 m Förderhöhe betrage, also das Wasser von 12° C auf 18° C erwärmt wird, und setzt die der Dampfspannung von 5 Atmosphären Überdruck entsprechende Gesammtwürme über Wasser von 0° C gleich 655 Calorien*), so ergibt sich die pro Stunde erforderliche Dampfmenge S in Kilogramm annähernd aus der Gleichung lOOO.Q.r.H

1000.15.0,2.30

655—18

637

= 141,3 kg.

= 7,06 ^ 7 m⁸.

Soll für diesen Pulsometer ein besonderer Dampfkessel aufgestellt werden, so ergibt sich dessen Heizfläche nach Gl. (287 für den vorstehend angenommenen ungünstigen Fall der Temperaturerhöhung t — 0,2° C F =    _ 141,3

20 20

Wird jedoch infolge der rechtzeitigen raschen Umsteuerung durch das selbstthätige Dampfsteuerungsventil ein so geringer Dampfverbrauch erzielt, dass die Temperaturerhöhung nurr — 0,12° C für 1 mt also t — 0,12.30 = 3,6° C für 30m Förderhöhe beträgt und sind 12° und 15,6° C die Wassertemperaturen, so ergibt sich der stündliche Dampfverbrauch annähernd

— 84,5 kg

630,4

lOOO.Q.r.tf 1000.15.0,12.30 655 — 15,6

und die erforderliche Kesselheizfläche

F = l = ¥ = 4'm^⁴'3ral!-

Die Centrifugalpumpen erhalten als vortheilhafteste Umfangsgeschwindigkeit am äußeren Durchmesser des Flügelrades v in Meter pro Secunde für g — 9,81 und die totale Förderhöhe H in Meter (wovon höchstens 4 m Ganghöhe)

« = 1,5. väT JTh

(825

*) Nach der Fliegner'schen Dampfspannungstabelle. Siehe des Verfassers Leitfaden des Dampfbetriebes, 3. Auflage, S. 37.

und die Geschwindigkeit des Wassers in den Röhren = 1,6 m pro Secunde für H < 8 m Cj — 1,6 bis 2,35 m pro Secunde für H = 8 bis 15 m (327 Die Wassermenge Q in Kubikmeter pro Secunde beträgt für den Durchmesser D₁ des Saugrohres in Meter

¹

Nachstehende Tabelle enthält die Hauptdimensionen, nach welchen die Pumpen in Fig. 62 und 64, Text von der Maschinenfabrik Eßlingen, Filiale Cann-stadt, vormals Gebrüder Decker & Co. in Cannstadt ausgeführt werden.

(326

(328

. D^.c,

Wird der Wirkungsgrad wieder mit bezeichnet, so ist der zum Betrieb der Centrisugalpumpe erforderliche absolute Arbeitsaufwand in Pferdestärken

(329

75

Na =

wobei

(330

rj = 0,50 bis 0,70 und im allgemeinen der Wirkungsgrad desto geringer wird, je größer die totale Förderhöhe.

Auch eine Vergrößerung der Saughöhe ergibt im allgemeinen eine Herabminderung des Wirkungsgrades.

Das Anwendungsgebiet der Centrifugalpumpen reicht deshalb zweckmäßiger Weise höchstens bis 15 m totale Förderhöhe, weil darüber hinaus v zu groß und r\ zu klein ausfällt.

Ferner kann man nehmen

= 0,25 A

= 0,1 A

= 5 bis 12

(331

den inneren Durchmesser des Flügelrades . . — Dt den äußeren Durchmesser des Flügelrades D. — 2,5 D1 die innere Radweite . . die äußere Radweite. . die Anzahl der Schaufeln

1. Beispiel. Eine vorliegende Centrisugalpumpe, welche Wasser auf die totale Förderhöhe H = 10 ra fördern soll, hat folgende Dimensionen:

1)₁ — 160 mm D — 400 mm.

Wie viel Umdrehungen soll das Flügelrad pro Minute machen und wie viel Wasser wird die Pumpe in Kubikmeter pro Stunde liefern?

Nach Gl. (325 ist die Umfangsgeschwindigkeit des Flügelrades. v — l,5.\j2.g.H= 1,5. V2.9,81.10 = 21m pro Secunde und somit die Umdrehungszahl desselben pro Minute

= 1000.

60. v'    6(X21

D. n 0,4 . n

Die Geschwindigkeit des Wassers in den Röhren werde nach Gl. (327 an-cx = 1,75 m pro Secunde,

genommen

dann wird die Wassermenge nach Gl. (328 in Cubikmeter pro Secunde Q = ^. D»,. C, = J. 0,16‘. 1,75 = 0,035 m⁸

und pro Stunde

Q = 60.60.0,035 = 126 m\

2. Beispiel. Wie viel Pferdestärken erfordert die Centrifugalpumpe des vorhergehenden 1. Beispieles zu ihrem Betrieb?

Es ist nach Gl. (329 der erforderliche absolute Effect

Na

1 t.Q.H

und wenn man schätzt

H == 0,60

75

1    1000.0,035.10

0,60 '

Die Luftpumpen der Condensationsdampfmaschinen werden erfahrungsgemäß nach dem Volumen des Dampfcylinders V₁ dimensioniert und kann man das vom Pumpenkolben pro Hub durchlaufene Volumen V₂ setzen a) für einfachwirkende Luftpumpen

Na

75

= 7,78 ^ 8 PS.

v, = t V, bis f F, . . b) für doppeltwirkende Luftpumpen K bis 1 v, . .

(382

(888

F₂ =

Der Condensationsraum erhält ein größeres Volumen V₃ und kann man nehmen

(334

K 2 K

Die mittlere Kolbengeschwindigkeit der Luftpumpe im allgemeinen soll 1 bis 1,5 m pro Secunde nicht überschreiten und das Zuflussrohr für das Einspritzwasser so großen Querschnitt erhalten, dass die Geschwindigkeit des Wassers in demselben höchstens 1,2 m pro Secunde beträgt. Die Ausflussgeschwindigkeit des Einspritzwassers kaun 5 bis 7 m pro Secunde angenommen werden.

1. Beispiel. Eine horizontale Condensations - Dampfmaschine von 450 mm Kolbendurchmesser und 900 mm Kolbenhub erhält einen Condensator nach Fig. 3 bis 10, Taf. XXVIII und Fig. l bis 8, Taf. XXIX mit horizontaler doppeltwirkender Luftpumpe, betrieben von der verlängerten Kolbenstange des Dampfkolbens. (Luftpumpe hinter dem Cylinder über dem Fundament).

Es sind die Dimensionen der Luftpumpe zu bestimmen.

159    160 mm.

1)    450

2,83

2. Beispiel. Eine horizontale Condensations-Lampfmaschme erthält einen im Fundament liegenden Condensator mit Hebelantrieb für die einfachwirkende Luftpumpe nach Fig. 1 bi# 6, Taf. XXX. Die Dampfmaschine hat D — 480 mm Kolbendurchmesser und s — 950 mm Kolbenhub; die Luftpumpe erhält, vermöge der Hebelübersetzung, den Kolbenhub s₁ — 300 mm. Wie groß soll der Kolbendurchmesser A der Luftpumpe sein?

Es ist nach Gl. (232 für den größeren Wert

= J { -D'.s

0,2.300= 4.480².950 A = 480.

— 427,2    450 mm.

Es ist für den Dampfkolben

ferner für den Pumpenkolben

D == 450 mm — Kolbendurchmesser s — 900 mm — Kolbenhub

Dx —    ?    = Kolbendurchmesser

sx — 900 mw — Kolbenhub somit nach Gl. (333 für den größeren Wert

₄ . JJ₁ .s, g .

. D².s

A² =

950

4.300

4. Herstellung der Pumpen. Der Pumpencylinder wird gewöhnlich aus Gusseisen und nur bei kleinen Pumpen aus Rothguss oder Messing hergestellt, in manchen Fällen wird der gusseiserne Cylinder innen mit einem Messingfutter versehen. Die Modelle werden wie gewöhnlich im Schwindmaß ausgeführt, mit Zugabe für die Bearbeitung an den betreffenden Stellen. Bei ausgebohrtem Pumpencylinder muss in der ganzen Länge der Bohrung zum Bearbeiten zugegeben werden, bei nicht ausgebohrtem dagegen nur im Stopfbüchsenhalse. Das Anreißen der Theile zur Bearbeitung mit Hilfe der entsprechenden Werkzeuge am Anreißtisch geht, wie immer, der Bearbeitung durch Werkzeugmaschinen voraus.

Das Ausbohren des Pumpencylinders und des Dampfcylinders bei Dampfpumpen erfolgt entweder auf der Egalisierdrehbank mit achsial unverschiebbarer Bohrstange und auf dem Schlitten aufgespanntem Cylinder, oder auf der Horizontalbohrmaschine in gleicher Weise,

oder bei auf der Bohrplatte festgeschraubtem Cylinder und achsial gesteuerter Bohrspindel. Nur sehr große Cylinder erfordern die Anwendung einer Cylinderbohrmaschine mit aus der Bohrspindel achsial durch Schraube und Mutter gesteuertem Messerkopf

Bei Wilsons Patent-Dampfpumpe (Fig. 61, Text) erfolgt das Ausbohren der beiden mit dem Bett in einem Stück gegossenen Cylinder bei einmaligem Ausspannen mittels durch beide Cylinder hindurch gehender Bohrstange und ist deshalb der Pumpencylinder auch unten offen gegossen und bei der Montierung mit einem Deckel verschraubt. In letzterem Falle ist die richtige gegenseitige Lage beider Cylinder derart, dass die Cylinderachsen in. eine einzige gerade Linie zusammenfallen, schon durch die Bohrarbeit bedingt; bei besonders hergestellten Cylindern muss dieser Bedingung durch die Montierung entsprochen werden und bedient man sich zur Feststellung der gemeinschaftlichen Achse einer, durch seine centrale Bohrungen der in die Cylinder an den Enden der Bohrung eingeschlagenen Mittelbleche straff gespannten dünnen Schnur. Eine gelbe Seidenschnur ist hierzu ganz besonders geeignet. Der Schieberspiegel am Dampfcylinder und der Schieber werden, die einfache Schiebersteuerung vorausgesetzt, nach dem Anreißen gehobelt und sodann vom Schlosser von Hand mittels Feile und Schaber vollendet. Zum Auffinden der mittels des Schabers abzuarbeitenden kleinen Erhöhungen dienen die Richtplatten und die Flächen sind correct hergestellt, sobald die ganz dünn mit Minium bestrichene Richtplatte an möglichst vielen Punkten berührt; alles nachfolgende, der Verzierung wegen namentlich bei außen sichtbaren bearbeiteten Flächen übliche Mustern kann für die Genauigkeit der Arbeit nur abträglich sein.

Das Aufschleifen des Schiebers mit feinem Schmirgel ist verwerflich, indem der sich in den feinen Poren festsetzende Schmirgel später raschen Verschleiß des Schieberspiegels zur Folge hat.

Um die Schrauben und Muttern gegen das Abdrücken ihrer Kanten widerstandsfähiger zu machen, werden selbe gewöhnlich aus Schmiedeisen hergestellt und im Einsatz gehärtet. Auch die kleineren Drehbolzen und Stifte werden in gleicher Weise behandelt und erstere nach Erfordernis im gehärteten Zustande rund geschliffen, zu welchem Zwecke entweder Schleifvorrichtungen auf gewöhnlichen Drehbänken oder auch besondere Schleifapparate in Anwendung kommen. Das Einschleifen der Ventile erfolgt am besten mit fein gestoßenem Glaspulper oder Staubschmirgel.

Bei tief im Bentilgehäuse liegenden Ventilkegeln wird gewöhnlich in den am Ventilkegel vorhandenen, als Anschlag dienenden Ansatz ein Loch gebohrt und in dieses ein Muttergewinde geschnitten, zum zeitweiligen Einschrauben eines Stiftes mittels welches das Ventil beim Einschrauben gedreht und auch von seinem Sitze herausgehoben wird.

Die viereckigen Köpfe der Deckelschrauben sitzen einseitig an den Bolzen um möglichst furze Flanschen zu erhalten und an den Cylinder-und Deckelflanschen werden Passleisten von 1,5 bis 2 mm Höhe angebracht. Stiftschrauben oder Stockschrauben sollen nur dort angewendet werden, wo Schranbenköpfe nicht Platz finden können, also dort wo Canalwandungen an die Flanschen anschließen oder bei der Stopfbüchsenflansche um die Schrauben dem Stopfbüchsenmittel möglichst nahe zu bringen. Stiftschrauben oder Stockschrauben werden gewöhnlich mittels Mutter und Gegenmutter eingeschraubt und so angezogen, dass der glatte Bolzen an die Flanschenfläche zur festen Anlage kommt, wie in Fig. 5, Tafel XXIX, gezeichnet.

Die gewöhnlich bei Dampfpumpen von solchen Dimensionen, wie sie hier in Betracht stehen, angewendeten Dampfkolben sind solche mit selbstspannenden gusseisernen Dichtungsringen und letztere bleiben innen roh und werden außen nach dem Schlitzen und Zusammenspannen auf den richtigen Durchmesser abgedreht oder sie werden auch innen ausgedreht und gehämmert, um Spannung zu erhalten. Auch die selbstspannenden metallenen Dichtungsringe der Luftpumpen werden innen gehämmert, falls sie nicht des speciellen Profiles wegen auch innen ausgedreht oder auch roh belassen werden.

Die Wasserrohrleitungen werden gewöhnlich aus Gusseisen und nur bei geringem Durchmesser aus Schmiedeisen (gezogene Wasser- oder Gasrohre) oder Kupfer hergestellt.

Die Dampfrohrleitungen werden entweder aus Gusseisen oder Schmiedeisen (gezogene Rohre) zumeist aber aus Kupfer (gelöthete Rohre) hergestellt.

Bpi Dampfrohrleitungen und überhaupt bei langen Rohrleitungen müssen Compensationsvorrichtungen angebracht werden, um die Ausdehnung und Zusammenziehung zu gestatten. Als solche dient zumeist ein kupfernes schlangenförmig gebogenes Rohr bei dem Dampfrohre und eine Stopfbüchsenverbindung statt einer Flanschenverbindung bei Wasserrohrleitungen.

Kupferrohre werden für die Dampfleitung häufig deshalb bevorzugt, weil sie sich nachträglich (mit Colophonium ausgegossen) leicht biegen und sohin bestimmter Richtung anschließen lassen.

Bei der Montierung auf Stein wird die Fundamentplatte, nachdem sie mit Hilfe der Wasserwage richtig eingestellt ist, mit Cement untergossen.

VII. Die Pressen.

1. Zweck und Arten der Pressen. Wenn es sich darum handelt, schwere Gegenstände mit geringem Kraftaufwande zu heben, oder Gegenstände behufs Formänderung unter hohem Druck zu comprimieren, so verwendet man hiezu Schrauben- oder Spindelpressen und hydraulische Pressen.¹).

Schraubenpressen der einfachsten Art sind die in Fig. 106, Text, dargestellte einfache Schraubenpresse und jene mit Schneckenantrieb in Fig. 107, Text, welche von der Meadow Foundri Company in Mansfield (Nottinghamshire, England) als Tabakpressen geliefert toetbeit.²) In beiden Fällen wird die Schraubenspindel mittels des auf derselben befestigten Handrades rasch angestellt. Bei ersterer wird der verstärkte Druck durch einen in den Spindelkopf gesteckten Hebel, bei letzterer durch ein zweites seitlich angebrachtes Handrad und Schneckenantrieb ausgeübt.

Zur Erzielung hoher Drücke wird die Schraubenpresse mit Räderübersetzung ausgeführt, wie in Fig. 1 bis 7, Taf. XXXII, dargestellt, oder es wird die Pressung durch Kniehebel ausgeübt, deren Bewegung durch eine Schraubenspindel mit rechtem und linkem Gewinde erfolgt, wie bei den in Fig. 108 und 109, Text, dargestellten kombinierten Schrauben-Kniehebel-Pressen, genannt Boomer & Boschert-Pressen, welche

18

von John H. Ladd & Cie. in London für Drücke von 15 bis 400 t als Ölpressen, Stearinpressen, Weinpressen rc. ausgeführt werden.

Eine in neuerer Zeit vielfach in der gewerblichen Fabriks-Praxis zum Heben von Lasten angewendete hydraulische Presse ist Tangyes hydraulische Winde. (Fig. 110, Text.) Die in der Maschinen-fabrication am häufigsten vorkommende hydraulische Presse ist die zum Aufpressen der Waggon- und Locomotiv-Räder auf ihre Achsen und zum Abziehen derselben, die sogenannte hydraulische Räderpresse

umrnjTT)

Fig. 106. Einfache Schraubenpresse.

Fig. 107. Schraubenpresse mit Schneckenantrieb.

6, Taf, XXXI), Von den, anderen

(Fig. 111, 112, Text, und 5,

Zwecken dienenden hydraulischen Pressen ist eine der einfachsten die zur Appretur des Tuches in der Textilindustrie verwendete Tuch presse (Fig. 1 bis 7, Taf. XXXIII. Ähnliche Pressen dienen dazu, die Ware in ein kleineres Volumen zu bringen.

2. Haupttheile der Pressen. Eine Schraubenpresse besteht aus dem Pressengestelle und der durch die Schraubenspindel bewegten Druckplatte. Das Pressengestelle ist gewöhnlich wie in Fig. 106 bis 109,

Text, aus dem gusseisernen Fundamentrahmen (Bodenplatte), dem ebenfalls gusseisernen Kopfstück (Kopfplatte) und den dieselben verbindenden vier schmiedeisernen Säulen oder Zugstangen gebildet. An diese Theile gliedern sich dann die zur Spindeldrehnng dienenden Antriebstheile so z. B. in Fig. 109, Text, der Riemenantrieb und in Fig. 1 bis 7, Taf. XXXII,

(ooMcjnn

MW

Fig. 108. Combinierte Schrauben-Kniehebel-Presse, genannt Boomer & Boschert-Presse.

der Antrieb durch Handrad und Räderübersetzung. Für die ans Schmiedeisen oder noch besser aus Bessemerstahl hergestellte, mit flachem Gewinde versehene Schraubenspindel befindet sich das Muttergewinde in einer gewöhnlich aus Metall (Rothguss, Bronce) hergestellten, in das Kopfstück eingepassten, von unten eingeschobenen Büchse, welche sich mit einer ent« sprechend starken Flansche gegen die angefräste Anlagsläche des Kopfstückes angelegt und mittels durch die Flansche hindurchgehende Schrauben mit dem Kopfstück verbunden ist. Die beziigliche Detailconstruction ist in Fig. 1, Taf, XXXII, zu ersehen.

Bei der Boomer & Boschert-Presse, Fig. 108 und 109, Text, sind die Muttern für die mit rechtem und linkem Gewinde versehene Spindel in den Gelenken der Kniehebel angebracht und mit den Hebelarmen durch Charnierbolzen verbunden. Die anderen Enden der Hebel-

S1SI

lil*

■Hi

wmLU

I uwwwM

Wü!!

MS*

mm

w:

Fig. 109. Boomer & Boschert-Presse mit Riemenantrieb.

arme sind einerseits mit dem Kopfstück und andererseits mit der Druckplatte ebenfalls durch Charnierbolzen verbunden. Die Druckplatte hat in ihrer Mitte ein nach aufwärts stehendes prismatisches Führungsstück, welches durch das Kopfstück hindurch geht und in demselben gerade geführt ist. Überdies ist die Druckplatte selbst noch an den 4 Säulen geführt. Die Schraubenspindel ändert während des PressenS ihre Höhenlage. Deshalb ist bei der Presse mit Riemenantrieb Fig. 109, Text, zwischen dem auf der Antriebwelle festgekeilten Getriebe und dem auf

der Spindel festgekeilten Stirnrad noch ein Zwischenrad vorhanden, dessen Achse in zwei Armgelenken gelagert ist, welche den stetigen Eingriff des Zwischenrades in das Getriebe nnd Stirnrad in jeder Höhenlage deiZSchraubenspindel sichern. Für schnellen Aufwärts- und langsamen

«WWW

-W

« Reservoir.für^das als Druck-flüssigkeit "verwendete •?J?' Vulcanöl oder Glycerin. b Handhebel für die Presspumpe.

c Pumpenkolben. d Pumpencylinder. e Säugventil.

/ Druckventil. g Füllungsschraube. h Presskolben mit Lederstulpdichtung.

■i

öTHebel ^.um Lüftungsventil. i Führungskeil.

Fig. 110. Tanghes hydraulische Winde.

Abwärtsgang sind zwei Paar Riemenscheiben fest und lose von verschiedenem Durchmesser auf der Antriebwelle angebracht.

Bei der Presse in Fig. 108, Text, ist links ein Handschwungrad für Handbetrieb, rechts ein Kettenrad für Kettenbetrieb und in der Mitte ein Sperrad auf der Schranbenspindel festgekeilt. In letzteres greift der

am Ratschenhebel angebrachte Sperrkegel ein, um an der Spindel gegen Ende der Pressung mit großer Hebelübersetzung zu wirken. Am Kopfstück dieser Presse ist eine Vorrichtung (Manometer genannt) angebracht, welche durch Übertragung der Durchbiegung des Kopfstückes vermittels doppelter Hebelübersetznng auf einen langen Zeiger an einer Scala den jeweilig vorhandenen Druck ablesen lässt.

Eine hydraulische Presse besitzt als Grundbestandtheile den Press-cylinder und den Presskolben. Mit dem Presscylinder ist durch das Pressrohr die Presspumpe in Verbindung. Übrige Theile werden nach Bedarf angeschlossen.

BeiTangyes hydraulischer Winde (Fig, 110, Tert) ist die Presspumpe im Kopfe des über den Presskolben geschobenen Presscylinders angebracht. Durch Einpumpen des in dem zum Behälter geformten Kopfstücke enthaltenen Vulcanöls in den Presscylinder wird die auf der Krone desselben aufliegende Last gehoben. Beim Pumpen muss die Füllungsschraube geöffnet sein, damit der äußere Luftdruck das Öl durch das Säugventil drückt.

Diese Winde ist im Obertheile und Presscylinder aus Gussstahl, der Preßkolben aber, welcher zugleich als Fuß dient, ist aus Schmiedeisen hergestellt. Die Preßpumpe sammt Ventilen und Kolben besteht aus Rothguss.*)

Bei der großen hydraulischen Räderpresse, Fig. 111, Text, deren Constrnctionsdetails die Fig. 5 bis 6, Taf. XXXI, zeigen, ist der Preßcylinder mit dem rechtsseitigen Pressständer in einem Stück gegossen und die Presspumpe, deren Details insbesondere Fig. 6, Taf. XXXI, angibt, daran montiert mit Handhebel wie in Fig. 111, Text, gestrichelt angedeutet oder mit Riemenantrieb durch die oben am Ständer montierte Antriebwelle mit in vollen Linien gezeichneter Riemenscheibe. Für die Manipulation des Aufpressens der Räder ist der durch horizontal liegende Zugstangen mit dem Pressständer verbundene Gegenständer erforderlich und für die Manipulation des Abpreffens der in Fig. 111,

*) Die Wirkung der hydraulischen Presse beruht auf dem von Bram ah angegebenen Princip, welches mit Vernachlässigung der Reibungswiderstände und den Bezeichnungen: D — Durchmesser des Pumpenkolbens, Dx — Durchmesser des Presskolbens, P — Druck auf den Pumpenkolben, P, = Druck auf den Presskolben, p — Wasserdruck pro Flächeneinheit, lautet:

P = ~.D*.P-, P, =

US

8:x

t-lL

Jj,

iuJ

Fig. HL Hydraulische Räderpresse, nach Ausführung der Chemnitzer Werkzeugmaschinenfabrik, vormals Ioh. Zimmermann in Chemnitz.

Text, gestrichelt gezeichnete Mittelständer. Zum Heben des Räderpaares mit seiner Achse bei kleinerem Raddurchmesser dient eine mit Laufrolle auf der oberen Zugstange fahrbare Schraubenwinde. Das Sicherheitsventil ist hier am Presschlinder angebracht und der Kolben ist so construiert, dass er auch durch Wasserdruck wieder zurückgezogen wird. Der vorn durch die mit Lederringen abdichtende Stopfbüchse hervortretende Kolben ist im Cylinder verstärkt und mit in Ruthen eingeschlagenen Lederstreifen zur Dichtung vorgerichtet.

r-fl

fr.

A.

-OKZZhWi j

maHl \dr=

di—

j Jj

>-

Fig. 112. Hydraulische Räderpresse, uach Ausführung der Chemnitzer Werkzeugmaschinenfabrik, vormals Joh. Zimmermann in Chemnitz.

Durch die entsprechende Einstellung des eigenartigen Absperrventiles, Sperrstock genannt, tritt das Wasser von der Pumpe entweder auf die eine oder die andere Seite der Kolbenverstärkung und es wird sohin der Kolben durch den Wasserdruck sowohl vorgeschoben als auch zurückgezogen.

Bei anderen Ausführungen erfolgt das Zurückführen des Kolbens mittels Zahnstange und der Kolben ist dann ohne Verstärkung ausgeführt.

Bei der in Fig. 112, Text, dargestellten kleineren hydraulischen Räderpresse ist der Presscylinder im Ständer vertical verschiebbar und durch Handrad und flachgängige Schraube (Schraubenwinde mit drehbarer Mutter) zum Heben und Senken eingerichtet und die Pumpe rückwärts am Cylinder montiert. Die Einspannung der Räderpaare

mittels im Cylinder eingelegter Zugstangen und aufgehängten Querstückes an Stelle des Mittel- und Gegenständers, ist gestrichelt gezeichnet.

Die Pumpe dieser beiden Pressen ist, wie in Fig. 6, Taf. XXXI, ersichtlich, mit zwei ineinander geschobenen Kolben versehen, welche beide verkuppelt wirken, so lange der Wasserdruck noch ein geringer ist, umIZeit zu gewinnen; bei entsprechend hoch gesteigertem Wasserdruck arbeitet nur der innere, dünnere Kolben.

Bei der in Fig. 1 bis 8, Taf.

1»

XXXIII, dargestellten hydraulischen Tuchpresse ist der gusseiserne Presscylinder in den Fundamentrahmen eingehängt und letzterer durch vier Säulen mit dem darüber liegenden Kopfstück verbunden. Auf dem hohlen gusseisernen Presskolben liegt der Presstisch. Der Fundamentrahmen ruht auf dem Fundament und dient der ganzen Presse als Basis. Die Abdichtung des Kolbens erfolgt durch eine Ledermanschette mit mehrtheiligem Tragring und darunter liegenden!, ebenfalls mehrtheiligem, nach dem Tragring zur Raumausfüllung eingelegten Füllungsring (Fig.

Fig. 113. Cylinder der hydraulischen Rüderpresse von Wm. Sellers & Co. in Philadelphia.

4, Taf. XXXIII). Dieses Detail mit dem Füllungsring ist für die Montierung bequemer als das sonst gewöhnliche Detail ohne solchen.

Es ist zweckmäßig die Ledermanschette möglichst tief nuten anzu-znbringen, damit der über derselben befindliche zur Kolbenführung dienende ausgebohrte Theil des Cylinders, welcher nicht unter Wasserdruck steht, möglichst lang wird, um die Festigkeit des Cylinders in der Längenrichtung zu erhöhen.

Fig. 2, Taf. XXXIII, zeigt das Detail des Rohrauschlusses an den Presscylinder mit hart anfgelöthetem Metallflanschenring. Kopfstück.

Fundamentrahmen und Tischplatte sind durch Rippen versteift. Die Fig. 7 bis 9, Taf. XXXI, zeigen eine Presspumpe (Handpumpe) in Verbindung mit der hydraulischen Presse in der Ansicht. Fig. 9 lässt die Details der Dichtung gegen die Z-förmig gebogenen Anschlussrohre

13(90

3Z0

II

1000

rill

II

WM

11

Fig. 114. Hydraulische Pulverpresse mit amtiertem Stahlbronze-Cylinder.

erkennen, welche von den beiden Pnmpencylindern nach dem T - Stücke führen, welches einerseits das Sicherheitsventil nach abwärts reichend enthält und andererseits an das zur Presse führende Pressrohr sich anschließt.

In Fig. 1 bis 3, Taf. XXVII, ist das Kopfstück einer hydraulischen Tuchpresse derart konstruiert, dass die als Säulen dienenden Zugstangen mit aufgeschweißten Bunden in Vertiefungen eingelegt und durch vorgeschraubte Deckel angeschlossen sind.

Seller's füttert den gusseisernen Presscylinder seiner hydrauliscken Räderpresse mit einem dünnwandigen Kupfercylinder, wie in Fig. 113, Text,³) gezeichnet.

Von G. S i g l in Wien wurde eine hydraulische Öelpresse mit beiderseits offenem, durchaus ausgebohrtem Gussstahlcylinder ausgeführt,

m Manometerrohr.

Mi

mk

Fig. 115. Sterhydraulische Presse.

und der totale Druck auf das Press-

mm

welche mit warm aufgezogenem gusseisernem Bodenstück und oberem Armierungsstück znm Säulenanschluss versehen, für 500 at Wasserdruck zur Anwendung kam. Hierbei betrug der Durchmesser des Presskolbens 400 mm; die Wandstärke des Presscylinders 80 mm; die ganze Länge des glatten Cylinders 880 packet (Ölkuchen) 560.000 kg.

Von C. Dengg & Comp., Maschinenfabrik in Wien, wurde neuestens eine hydraulische Presse zur Fertigstellung des Schießpulvers für große

Geschütze unter einem Druck von 3000 t mit einem Presscylinder besonderer Construction ausgeführt; dieselbe ist in Fig. 114, Text,*) im verticalen Mittelschnitt dargestellt. Das Pressgestelle besteht aus dem gusseisernen Untersatz, dem gusseisernen Obertheil und den vier aus Bessemerstahl geschmiedeten Säulen. Die Entfernung der Säulen von Mittel zu Mittel beträgt 1360 mm, der Säulendurchmesser 320 mm. Der Presscylinder von 1000 mm lichtem Durchmesser besteht aus einem unten und oben offenen Stück Stahlbronze von 40 mm Wandstärke (im k. k. Arsenal in Wien erzeugt). Über diesen Cylinder sind 5 Ringe (Fretten) aus Gussstahl ohne Schweissnaht gewalzt (aus dem Werke „Bochum") mittels einer starken hydraulischen Presse aufgezogen.**) Dieser Cylinder ist auf dem Untersatz des Pressenrahmens derart aufgesetzt, daß ein cylindrisch gedrehter 150 mm hoher Vorsprung des Untersatzes in die untere Öffnung des Cylinders hineinreicht, gegen welchen der Cylinder durch einen 100 mm vom Cylinderrande entfernt eingelegten Lederstulp abgedichtet ist. Die Abdichtung des Kolbens erfolgt durch einen oben in den Cylinder, ebenfalls 100 mm vom Cylinderrande entfernt, eingelegten Lederstulp. Der Cylinder ist überdies mittels eines oben aufgesetzten, an die 4 Säulen angepassten Ringes im Preßrahmen festgehalten, um dem ganzen Ban eine größere Stabilität zu geben. Auf dem Preßkolben liegt die Tischplatte und wird durch diese der aufgegebene Pulverkuchen gegen das Kopfstück des Rahmens gepresst.

Die sogenannten „Sterhydraulischeu Pressen" haben keine eigentliche Presspumpe, sondern es befindet sich im Presscylinder eine Rolle, deren Achse durch eine Stopfbüchse abgedichtet aus dem Presscylinder hervortritt; auf diese Rolle wird ein durch eine zweite Stopfbüchse geführter Metalldraht aufgewunden, welcher die Flüssigkeit verdrängt und somit den Auswärtsgang des Presskolbens veranlasst. Beim Niedergang des Kolbens wird der Draht wieder auf eine außen befindliche Rolle zurückgewunden.

Die bezügliche Construction ist an der in Fig. 115, Text, im perspektivischen Bilde dargestellten sterhydraulischen Presse von Desgoffe & Olivier in Paris zu ersehen.

*) Wad) der Wochenschrift des österr. Ingenieur- und Architekten-Vereines Jhg. 1887, S. 218.

**) Die Wandstärke dieser Ringe wurde nach der Brix'schen Formel:

— 1^, für die Beanspruchung S .= 12 kgl mm² berechnet.

3. Dimensionsbestilmmmg. Bei den Schrauben- oder Spindelpressen erfolgt die Dimensionsbestimmung der Spindel und zugehörigen Antriebtheile nach den bei den Schraubenwinden angegebenen Regeln für den auszuübenden Druck P₀.

Die Dimensionen der hydraulischen Presse richten sich nach dem totalen Druck P₀ auf das Presspacket, und dieser setzt sich zusammen aus der Druckfläche F₀ des Presspackctes und der Pressung p₀ pro 1 cm² derselben nach der Gl.

(335*)

Pü — Po - Po

Bei vertical aufwärts bewegtem Kolben ist zum Druck P₀ noch das Gewicht G₀ des Kolbens mit der Tischplatte zu zählen, um den totalen äußeren Druck P auf den Presskolben zu erhalten.

Es ist sohin

(335a

P = Po + 6«

(3356

Kann 6r₀ vernachlässigt werden, so ist der äußere Druck gleich dem Druck auf das Presspacket, also P= Po

Schätzt man die Reibungswiderstände, welche sich der Bewegung des Presskolbens entgegensetzen und je nach der Manschettenhöhe und dem Kolbendurchmesser 5 bis 15 % des totalen Wasserdruckes P betragen können, auf 10 % des äußeren Druckes P⁴), so ergibt sich der totale Wasserdruck Px auf den Presskolben

(336

P, = 1,1 P

*) Der Druck auf das Presspacket beträgt annähernd: bei Ölpressen „ Hadernpressen ... . p₀ — 20 tilg 30 at,

Po — 30 at.

Der totale Druck auf die Radachse bei dem Abpressen der Räder bei Räder-

Po — 200 bis 300 at,

„ Tuchpressen

pressen beträgt

P₀ — 175000 bis 200000 kg beim Aufpressen der Räder aber viel weniger.

Tangyes hydraulische Winde gewöhnlicher Größe trägt die Last P₀ = 10000 kg.

Bezeichnet nun Dl den Durchmesser des Presskolbens in Millimeter und p den Wasserdruck in Kilogramm pro 1 mm², so ist

(337

(338

(339⁵)

Der Wasserdruck p wird gewöhnlich innerhalb gewisser Grenzen angenommen, einerseits mit Rücksicht auf die Festigkeit und Dichtheit des Cylindermaterials und die Ausführbarkeit seiner Dimensionen, andererseits mit Rücksicht auf die Erhaltung der Lederdichtung und man findet deshalb bei gusseisernen Presschlindern gewöhnlich 200 bis 800 at Wasserdruck, also im Mittel p — 2,5 kgjmm2 Um den gusseisernen Presscylinder unter dem Stopfbüchsenhals nicht ausbohren zu müssen, wird er dort erweitert gegossen und kann man den lichten Durchmesser D der Erweiterung annähernd nehmen D = 1,05 Dx bis 1,10 A Durch den Druck P beziehungsweise P₀ wird der Fundament-rahmen, das Kopfstück und die Tischplatte sowohl bei einer Schraubenpresse als auch bei einer hydraulischen Presse aus Biegung beansprucht und die Dimensionierung erfolgt am einfachsten derart, dass man sich auf Grund vorliegender Erfahrung oder einer Schätzung den Querschnitt frei dimensioniert und nachher aus der Festigkeitsformel die sich ergebende Beanspruchung S der stärkst gespannten Faser rechnet. Die Beanspruchung darf für Gusseisen bei Schraubenpressen bis zu S — 2,5 kgjmm11 und bei hydraulischen Pressen wegen des vorhandenen Manometers und Sicherheitsventiles bis zu S — 4,5 kgjmm² betragen. Fällt letztere zu groß oder zu klein aus, so nimmt man entsprechende Veränderungen des gewählten Querschnittes vor.

Die Säulen einer stehenden Presse haben während des Stillstandes der Presse das Kopfstück zu tragen und sind während der Pressung auf

l'A'(¹ ~ V¹ - ¥)

Zug beansprucht, wobei wieder mit Rücksicht auf das vorhandene Sicherheitsventil bei hydraulischen Pressen für Schmiedeisen im kleinsten Querschnitt die Beanspruchung -8 — 6 bis 7,5 kglmm,², dagegen bei Schraubenpressen 8 — 5 bis 6 Icg/mm³ betragen kann.

Diese Säulen sind entweder mit Auflagbunden aus Schmiedeisen hergestellt, an den Enden mit flachem Gewinde*) versehen und in die geschlossenen Bohrungen des Rahmens und Kopfstückes eingeschoben, wie in Fig. 1, Taf. XXXIII, oder sie besitzen angeschweisste Bunde und sind von der Seite her in Schlitze eingelegt, welche nachträglich durch Deckel geschlossen werden, wie in Fig. 1 bis 3, Taf. XXVII, und Fig. 114, Text.⁶)

Bei der hydraulischen Räderpresse Fig. 112, Text, sind bewegliche Zugstangen mit Ankerköpfen vorhanden, welche in entsprechende Schlitze eingelegt werden. Bei Sellers hydraulischer Räderpresse ist der Mittelständer verschiebbar, und als Zugstangen sind hochkantiggelegte flache schmiedeiserne Schienen vorhanden, mit Keillöchern, und die Druck-aufnahme erfolgt durch in diese Löcher eingeschobene Keile.

Die architektonische Ausschmückung, welche in vergangener Zeit oft und mitunter intensiv die Constructionen des Maschinenbaues beeinflusste,

*) Das flache Gewinde dieser Zugstangen erhält gewöhnlich nicht mehr als 2 Gänge auf 1 Zoll englisch oder 10 Gänge auf 127 mm Gewindelänge und die gusseisernen Muttern erhalten die Höhe gleich 1,5 des äußeren Gewindedurchemessers.

Nach Renteaux kann man für flachgängige Befestignngsschrauben die Steigung s für den äußeren Gewindedurchmesser ck nehmen

s — 2 mm 4" 0,09 d

und die Mutterhöhe

h = 1,5 d

und erhält hiernach den Durchmesser dt des Gewindekernes dt — d — s s= 0,91 d — 2 mm

womit für S — 2,8 hg/mm* die für eine Schraube zulässige totale Belastung P = 2,2 und hieraus d. — 0,67. VP

wie für scharfgängige Befestigungsschrauben. Die Schlüsselweite D kann man für d 76,2 mm nehmen

I) = 5 mm 4“ 1,4 ck bis 7 mm 4" 1,45 d für d <; 76,2 ist sie in der Tabelle für scharfgängige Schrauben S. 20 zu entnehmen. Große Muttern werden aus Gusseisen hergestellt und an den Sechseckflächen nicht bearbeitet.

kann hier nicht unerwährt bleiben, da gerade die Schraubenpresse und die stehende hydraulische Presse ein häufig architektonisch verziertes Maschinenstück repräsentiert. Um die dünnen schmiedeisernen Säulen zu maskieren, werden der Architektur wegen gusseiserne hohle Tragsäulen zwischen Fundamentrahmen und Kopfstilck eingeschaltet, durch welche die den Pressdruck aushaltenden, also unverhältnismäßig viel stärker beanspruchten schmiedeisernen Zugstangen hindurchgehen. Die Architektur im Maschinenbau in solcher Weise, und in besonderen Verzierungen zur Anwendung zu bringen, ist wohl, wenn von dem Bemalen und Bronzieren der Nähmaschinen und ähnlicher wirklicher Ausstattungsstücke des gesellschaftlichen Wohnraumes abgesehen wird, als ein überwundener Standpunkt zu bezeichnen. Hier gilt der Grundsatz, dass schön ist, was in einfachster Form unumwunden der gestellten Aufgabe zweckentsprechende Lösung gibt.

1. Beispiel. Es ist der Kolbendurchniesser und die Wandstärke des Press-cylinders und Presskolbens einer hydraulischen Presse nach Fig. 1 bis 8, Taf. XXXIII, für den maximalen Druck auf das Presspacket gleich P₀ — 124400 kg — 124,4 t zu berechnen.

Schätzt man das Gewicht

G₀ = 0,009 . P„ = 1120^-1100 kg

so ist

P = 125500 kg

und mit 10 % Reibungswiderständen nach Gl. (336 der totale Wasserdruck auf den Kolben

P, = 1,1 . P= 1,1 . 125500 = 138050*-v-138000 kg.

Durch Substitution dieses Wertes in die Gl. (337, wenn man den von der Presspumpe erzeugten Wasserdruck nach Gl. (338 gleich 250 at setzt, also

p = 2.5 kg!mm²

nimmt, erhält man die Kolbenfläche

2,5

^    = — = ^000 ₌ 55200 mm*

und hieraus den Kolbendurchmesser

Dt — 265,1    265 mm

somit wird nach Gl. (339 der lichte Cylinderdurchmesser

D = 1,05 A = 1,05.265 = 278,25 ^280 mm und hiermit die Wandstärke d des Cylinders

a) nach der Fe stigkeitsformel von Gras hos (Note S. 237) für m = 4

S = 6 kg/rnm2 p — 2,5 kgl mm2 D — 280 mm

(m 4“ 1) ’p

)-

91,7 mm

b) nach der Festigkeitsformel von Lame für

—    6 kgl mm²

—    2,5 kgl mm2 == 280 mm

77,8 mm

J-D

und wenn man einen Mittelwert nimmt

ci = 85 mm.

und

Die Wandstärke des Presskolbens ergibt für den äußeren Durchmesser desselben Dx — 265 mm

p — 2,5 at S — 7 kg/mm²

nach der Festigkeitsformel (Note S. 286)

61,75    60 mm.

<?1 ~ T

2. Beispiel. Es sind die Dimensionen der schmiedeisernen Säulen der Presse des vorstehenden 1. Beispieles für P₀ — 124400 kg zu bestimmen.

Schätzt man das Gewicht des Kopfstückes

G = m.P₀=12Ukg,

so entfällt auf jede Zugstange der Zug

j    =    (124400 - 1244) =    == 30790^ 31000kq

und hieraus folgt der kleinste Querschnitt der Säule, d. i. der Durchmesser dx des Gewindekernes für S = 7 kgjmm²

( n    A P 31000

U- d, /“Äs? "T"

4430 mm'

mm.

75,2

Aus der Gleichung (Note S. 287)

0,91 d — 2 mm ergibt sich hiermit der äußere Gewindedurchmesser

,    6?!+2 mm 75,2-4-2 OA 0    __

^ ~ ¹ 0,91    =^- = 84,8^85»»»

welcher auch als Säulendurchmesser beizubehalten ist. Es ergibt sich nun die Steigung des flachen Gewindes

s = 2 rn?/r -f- 0,09 ck — 2 -s- 0,09.85 — 9,65 mm welche auf das nächste englische Maß abgerundet

5 = s/₈ Zoll englisch

ergibt, wonach die Anzahl der Gewindegänge auf 1 Zoll englisch

1 8

Die Höhe der Mutter wird

h = 1,5 d = 1,5 . 85 = 127,5 ^ 125 mm

und die Schlüsselweite

D = 7 + 1,45 d = 7 + 1,45.85 = 123,25 ^ 125 mm.

3. Beispiel. Es ist zu untersuchen, ob das Kopfstück zur hydraulischen Presse des vorstehenden 1. Beispieles nach den gewählten, in Fig. 1, 5 und 6, Taf. XXXIII, otierten Dimensionen hinreichend fest ist.

grd

Fig. 116. Schematische Darstellung des Kopfstück-Querschnittes.

Der gewählte Querschnitt entspricht jenem der Frg. 116, Text, wenn die beiden verticalen Nippen in die Mitte zusammengerückt werden und die kleinen Deckenversteifungsrippen außer Betracht bleiben. Hiefür ist das Trägheitsmoment

w = J . [/,. . e,°-(6, - b,₂) . («, - ,/,)= + + b . e₂* — (b — bt) . (f₂ — </₈)³]

und die Entfernung der stärkst gespannten Faser von der Schwerpunktsachse

«i =

b d₂ (2h - d₂) + bx dj² + \ [(h - d₂y - ds]

2 . [bd₂ -f- bx dt -j- b₂ (/* —    — d₂)]

e₂ = h — e,

durch Substitution der Werte nach der Cotiernng in der Zeichnung, und zwar:

—    630 mm; bt — 320 mm; b₂ — 100 mm;

—    420 mm; ck, — 50?/m; </₂ = 50 mm

erhält man hieraus

= 246 mm

e₂ — h — et = 174 mm W= 1805120000

Z = — = 7337900

«t

Wird nun das Presspacket nicht als auf seiner ganzen Fläche an das Kopfstück anliegend vorausgesetzt, sondern der ungünstigere Fall des Kraftangriffes in der Mitte der Länge l = 1160 zwischen den Schraubenmitteln, so gilt die Festigkeitsgleichung

für die Beanspruchung durch den um das Gewicht des Kopfstückes G = — P₀ verminderten Druck auf das Presspacket, also durch die Kraft

P = Po — G = P₀ — P₀ = 123156 kg

p.l

w s.—

6i

woraus

= 4,86 Jcglmm².

123156.1160

4.7337900

Da nun bei dieser Rechnung die Deckenversteifungsrippen außer Betracht blieben, welche den Wert der Beanspruchung S der bereits das zulässige Maximum S — 4,5 kgjmm2 ein wenig übersteigt, reducieren und der ungünstigste Fall der Belastung ins Auge gefasst wurde, so kann der Querschnitt als hinreichend fest beibehalten werden.

TTur , ¥ I.

W pH}

T> '

Fig. 118.

Fig- 117.

4. Beispiel. Für den Hohlgussquerschnitt Fig. 117, Text, der Ständer der hydraulischen Räderpresse Fig. 111, Text, welcher mit dem durch Zusammenschieben der Seitenwände in die Mitte erhaltenen Rippenquerschnitt Fig. 118, Text, hinsichtlich der in Betracht stehenden Beanspruchung auf Biegung übereinstimmt, ist das Trägheitsmoment

w = h {5Ä’_ (i ~ ⁶*) A*³f

und die Entfernung der stärkst gespannten Faser von der Schwerpnnktsachse somit der Querschnittsmodul

- (6 - 6.) A,*}

6/t³

e 6h \

P.l „ y

4

v_p.i s - 4Tz-

Pi

Pi

5. Beispiel. Es ist zu untersuchen, ob die Tischplatte der hydraulischen Presse Taf. XXXIII hinreichend fest ist.

Die Tischplatte hat den Querschnitt nach Fig. 119, Text, wenn die 3 Rippen in die Mitte zusammengerückt werden und die Randversteifungsrippen außer Betracht bleiben. Hiefür ist das Trägheitsmoment

W =

rH CO

{& fe⁸ -    - t,)s] + 6, h³ + («, - *i)⁸j}

und die Entfernung der stärkst gespannten Faser von der Schwerpunktsachse bh* ■+ bx (h — hx) (h + hx)

2 [bh — (b — bx) {h — ht)]

e2 -

und hiermit

ex = h — e₂

Durch Substitution der Werte nach der Zeichnung, und zwar:

—    800 mm; bx — 45.3 — 135 mm

—    125 ra; — 45 mm

erhält man hieraus

6z — 36,9    37 mm

6, — h — 6z — 88 mm W== 44287200

Z ==— = 1197000

4 h

4/

Fig. 119.

Fig. 120.

Wird nun das Presspacket mit seiner ganzen Fläche auf die Tischplatte aufliegend und sohin der Druck auf diese gleichmäßig vertheilt vorausgesetzt, so ist für den gefährlichen Querschnitt bei AB Fig. 120, Text, wenn P den Theil des auf die freie, nicht unterstützte Länge l des Tisches entfallenden Druckes bezeichnet und S die Beanspruchung

= S.Z

P,T

Ist nun nach der Zeichnung l — 300 mm und nach einer Schätzung P = 0,3 P₀ = 0,3.124400 = 37320 kg so ergibt sich

— 4,68 kg\mm²

37320.150

1197000

Es ist mithin, da S durch die Randversteifuugsrippen noch etwas herabgemindert wird, die Tischplatte genügend stark dimensioniert.

6. Beispiel. Es ist zu untersuchen, ob der mittlere Querschnitt des Fundamentrahmens der hydraulischen Presse Taf. XXXIII passend dimensioniert ist.

Fig. 121.

Der mittlere Querschnitt des Fundamentrahmens ist durch Fig. 121, Text, dargestellt, wenn die beiden Stege in der Mitte zusammengerückt werden und die Arbeitsleisten außeracht bleiben. Hiefür ist das Trägheitsmoment

12

w = k [bh* — (b — b.) V]

und wegen

der Querschnittsmodul

z = T⁼i[bha~ib~bi)h'*]

durch Substitution der Werte nach der Zeichnung, und zwar:

b — 300 mm; bx — 100 mm h — 520 mmy \ — 420 mm

ir

erhält man hieraus

Z = — = 8687200

Setzt man nun den Angriff der Kraft gleich dem um das Gewicht des Kopfstückes verminderten Druck auf das Presspacket P — P₀ — G = P₀ — ^ P₀ also

P — 123156 leg in der Mitte der Länge l = 1160 mm zwischen den Schraubenmitteln voraus, so ist

P.l

123156.1160

und hieraus

4.8687200

— 4,11 kgl mm²

Für gleiche Beanspruchung mit dem Kopfstück und der Tischplatte nach dem vorhergehenden 3. und 4. Beispiele könnten sonach die Querschnittsdimensionen noch ein wenig kleiner genommen werden, doch erscheint es ganz zweckmäßig, für diesen seitlich minder versteiften Querschnitt S etwas kleiner zu nehmen.

7. Beispiel. Wie groß ist der Wirkungsgrad von Tangyes hydraulischer Winde, wenn mit Rücksicht auf den kleinen Durchmesser des Presskolbens die Reibungswiderstände der Kolbenbewegung mit 15 % der £ast Q angenommen werden?

Hebelverhältnis

Es ist nach Gl. (227 die Kraft K am Handhebel für das des Kraftangriffes in der Pumpe

.P

und wenn man für P seinen Wert aus Gl. (226 einsetzt auch

K = 13300.-^ ,D*.p.

wobei der Pumpenkolbendurchmesser D in Meter und p in Atmosphären einzusetzen ist. Für den Zusammenhalt mit Gl. (337 soll D in Millimeter und p in Kilogramm pro 1 mm² ausgedrückt erscheinen und hiefür ergibt sich

P-T

K = 13300.^.^ .p. 100. | = 1,33 .-J . ß² .

hieraus folgt der Wasserdruck in Kilogramm pro 1 mm²

P    tt'1,33 .D¹' l

und durch Substitution in Gl. (337 der totale Wasserdruck auf den Presskolben

P2    n D* Ä _JL_ L ₌ Pl .. JL

4    * ‘P    4    ' ‘ 7t ' 1,33. Z>² l D* '    ' 1,33

Nimmt man hierzu nach Gl. (336 mit Q statt Px und 15 % Reibung P = 1,15. Q

so erhält man

6 - -i- P-J- J- il k = 065

y _ 1,15    _ 1,15'1,33' B² ' r 0,bö

und es ist somit der Wirkungsgrad

.K

ZV ^

' D²' l

f] — 0,65

weil ohne Rücksicht auf die Widerstände der Bewegung

-VI L K

- D² * r

sich ergeben würde.

8. Beispiel. Es ist eine Schraubenpresse nach Fig. 1 bis 7, Taf. XXXII, für 75000 kg maximale auszuübende Pressung zu conftruieren u. zw. für folgende durch die Größe des Presspacketes bedingte Hauptdimensionen:

H — 1500 mm — lichte Höhe des Laderaumes, h — 750 mm — Hub der Pressplatte,

Et — 1200 mm — Säulenentfernung von Mittel zu Mittel.

E₂ — 810 mm = Säulenentfernung von Mittel zu Mittel.

Die Dimensionen des Spindelantriebes sind zu berechnen.

Es ist, wenn das Gewicht der Schraubenspindel und Pressplatte vernachlässigt wird, der Druck ^ welcher durch die Schraubenspindel nach aufwärts auf das Kopfstück übertragen wird, gleich dem Druck auf das Presspacket, nämlich

P = 75000 kg.

Wählt man für die auf Druck beanspruchte, aus Gussstahl hergestellte Schraubenspindel im Gewindekern die maximale zulässige Beanspruchung (S. 78)

S — 10,5 kgl mm²

so ergibt sich der Kerndurchmesser der Spindel dt aus der Gleichung

S — P

dr — 95,4    96 mm

und hiefür nach Gl. (93 die Steigung der flachgängigen Schraubenspiudel s — 0,25 d₁ = 0,25.96 — 24 mrn 25,4 mm — 1 Zoll engl, also der äußere Gewindedurchmesser der Schraubenspindel d = dx -f- s = 96 + 24 = 120 mm

für den der Ausführung zugrunde gelegten Antrieb der Schraubenspindel durch 3fache Räderübersetzung mit dem totalen Wirkungsgrade rj ergibt sich die am Handrade oder Griffrade vom Halbmesser a auszuübende Kraft 7^ analog der Gl. (97 im Zusammenhalt mit Gl. (90 aus der Gl.

^ — -L.    . £l , j?s . ü q

r\ 2 na z₂ z4 z6

wobei Q — 75000 kg der maximal auszuübende Druck auf das Presspacket ist.

Setzt man nun voraus, dass zu Ende der Pressung 2 Männer mit je 27 kg eint Halbmesser a des Griffrades wirken, so ist

K = 2.27 = 54%.

Wählt man ferner a — 600 mm, und nimmt für das Steigungsverhältnis (.s- : 2 7t r) = 25,4 : (2 tt.54) — 0,075 nach der Tabelle S. 77 den Wirkungsgrad der Schraubenspindel

/h = 0,342

und schätzt mit Hilfe der Tabellen, S. 81, die Wirkungsgrade jeder der 3 Vorgelegewellen gleich jenem jeder der drei Räderpaare

r\₂ — 0,96

so erhält man als totalen Wirkungsgrad der Schraubenprcsse annähernd

f] =    = 0,342.0,783 = 0,268

und hiermit die Räderübersetzung

s.Q

25,4.75000

£2    £4 £e

«I * % * zf>

hierbei ist die Reibung des in der Radnabe festen Federkeiles in der Ruth der Schraubenspindel noch in Betracht zu ziehen, welche mit dem Reibungs-Coefficienten g> — 0,18 am mittleren Halbmesser r = 54 mm die Kraft K am Griffradhalbmesser um den

^ S—.K erhöht, so dass diese

Betrag <sp .

-rj .K.27ia

0,268.54.3770

= 34,9

(¹ + <P2^)

. K = 1,014 . K

wird, oder falls K — 54 kg unverändert bleiben soll, die 1,014 Vergrößerung der Räderübersetzung, in gleichem Maße erfolgen muss, nämlich

= 34,9 . 1,014 = 35,4    36

— ^. (—\ — “.20 — 220 mm 2    \7t J 2

Diese totale Räderübersetzung ergibt sich für passende Einzelnübersetzungen mit den Zähnezahlen

zx — 11; z₂ — 44; z₃ — 11; z₄ ==■ 22; . zß = 12; z₆ = 54.

Es ergeben sich hiermit die Wellendurchmesser und Zahnraddimensionen wie folgt:

Der Durchmesser dx der Handradwelle für das Torsionsmoment K.a = 54.600 = 32400

nach der Tabelle S. 18 für S* — 2 Jcg/mm²

dx — 45 mm

an dessen Stelle die verlängerte Nabe des Getriebes z₁ als hohle gusseiserne Welle am feststehenden Stirnzapfen lose drehbar ausgeführt wird, wie in Fig. 1, Taf. XXXII, gezeichnet ist; ferner für b = 2 t; S = 2,5 Jcg/mm² die Stichzahl und Theilung für das Getriebe zx und das Stirnrad z₂ nach der Tabelle S. 84 mit

(rR\= K‘a 32400 \z ) ~ zi

11

2946

ft-

12; t == 37,699 mm; b = 2 t — 75,4 <^v/ 75 mm

und somit der Radhalbmesser

(i)⁼i-,2=66”

.    \ = Tr* 12 = 264mm

2    \7t J 2

Hiermit wird der Zahndruck im Theilkreise von zt und z₂ mit Vernachlässigung der Reibungswiderstände

Pi =

und demnach der Wellendurchmesser d₂ des Rades z₂ für das Moment (PB) = px.B₂ = 491.264 = 129624

nach der Tabelle S. 18 für S' = 2 kg/mm²

dl₂ — 70 mm

ferner wieder für b = 2t; S — 2,5 kg/mm² die Stichzahl und Theilung für das Getriebe z₃ und das Kegelrad z₄ nach der Tabelle S. 84 mit

129624

11

= 11784

ft-

20; t — 62,832 mm ; b = 2 t = 125,7    125 mm

und somit die Radhalbmesser

Hiermit wird wieder der Zahndruck im Theilkreise von z₃ und z₄ mit Vernachlässigung der Reibungswiderstände, beziehungsweise entsprechend größerer Sicherheit in der Dimensionsbestimmung

110

und demnach der Wellendurchmesser d's des Rades z₄ für das Moment (PR) = P₃B₄ — 1178.220 = 259160

mit Abrundung nach unten hin, weil die Widerstände außer Betracht blieben

dlg == 85 mm

endlich wieder für b = 2 t; S = 2,5 kg/mm* die Stichzahl und Theilung für das Getriebe z₈ und das Stirnrad ze nach der Tabelle S. 84 mit

259160

(¥)-(“)

12

= 21597

ft-

24; t = 75,398;    = mm

und somit die Radhalbmesser

*• -1 • (I) -

”•⁼f'(i)⁻

6.24 — 144 mm

27.24 = 648 mm

Es können nun die Wirkungsgrade der Zahnräder und Vorgelegewellen zur Controle näher bestimmt werden, und zwar ist der Wirkungsgrad der Zahnräder z6 und z₆ für das Übersetzungsverhältnis r — zß: z₆ = 12:54 = 0,22 und die Zähnezahl des Getriebes z₅ — 12 nach der Tabelle S. 81

V2 = 0,967

ferner der Wirkungsgrad der Vorgelegewelle d‘₃ für das Zapfenverhältnis r: E₁ — — 0.5 d‘z: R& — 42,5 : 144 — 0,3 und das Hebelverhältnis Rx : a = R₆: B₄ = = 144:220 = 1 :1,5

Vs = 0,96

ferner der Wirkungsgrad der Zahnräder z₃ und z₄ für das Überietzungsverhältnis i = z₃ : z₄ — 0,5 und die Zähnezahl des Getriebes z₃ — 11

rj₄ — 0,956

ferner der Wirkungsgrad der Vorgelegewelle d'₂ für das Zapfenverhältnis r: Rx — — 0,5 d\ \ R₃ — 0,3 und das Hebelverhältnis Rt: a = 7?s: i?₂ = 1: 2,4

rjh — 0,965

ferner der Wirkungsgrad der Zahnräder z₁ und z₂ für das Übersetzungsverhältnis i — z₁: z₂ — 0,25 und die Zähnezahl zx = 11

ne = 0,956

endlich der Wirkungsgrad der Vorgelegewelle d\ für das Zapfenverhältnis x:Bl = = 0,5. d\ : Rx = 0,35 und das Hebelverhältnis Rx:a = 66 : 600 = 1 :9

m = 0,97

hiermit ergibt sich, wenn die verhältnismäßig unbedeutende Keilreibung an der Schraubenspindel vernachlässigt wird, der totale Wirkungsgrad der Schraubenpresse V — Vi •Vz-Vz- • Va ’Vq’Vi =0,27 welcher mit dem in die Rechnung einbezogenen Wirkungsgrade

rj = 0,268

hinreichend genau übereinstimmt, so dass die berechneten Dimensionen für die Ausführung beibehalten werden können.

¹

Für specielle Fabricatjonszweige mit geringerer Anforderung hinsichtlich der Druckhöhe kommen als Pressen gewöhnlich Spindelpressen mit großer Steigung des Spindelgewindes (doppeltes, dreifaches Gewinde) mit Hand- oder Transmissionsbetrieb, Excenterpressen mit Transmissionsbetrieb oder Hebelpressen mit Handbetrieb oder endlich mit hydraulischem Druck durch Accumulatoren (Nietpressen) zur Anwendung, wobei die Pressung, dem jeweilig angewendeten Übersetznngsmcchanis-mus entsprechend, verhältnismäßig rasch erfolgt.

²

Diese Schraubenpressen werden in zwei Größen ausgeführt, und zwar mit einer Größe der Bodenplatte von 915 X 865 mm und 1200 X 840 mm. Der Durchmesser der schmiedeisernen Schranbenspindel beträgt 90 bis 100 mm.

Pechan, Leitfaden des Maschinenbaues. I. 3. Au fl.

³

Nach dem Bericht über die Weltausstellung in Philadelphia 1876, von Franz Wencelides: „Hilfsmaschinen und Werkzeuge zur Eisen-und Matallbearbeitung".

⁴

Nach den Versuchen von H i ck ist die Manschettenreibung unabhängig von der Manschettenhöhe hx und beträgt je nach der Beschaffenheit des Leders, wenn den Kolbendurchmesser in Millimeter bezeichnet

R = 1,009 . -jY bis 2,48 . yf also viel weniger und wohl zu wenig für gewöhnliche Fälle.

⁵

Die Wandstärke des Presscylinders wird nach den in der Note S. 237 angegebenen Festigkeitsformeln von Grashof oder Lame berechnet, wobei man für Gusseisen äußerst bis S = 6 kgjmm² und für Gussstahl bis S = 15 kgjmm² nehmen kann.

Die Wandstärke des hohlen gusseisernen Presskolbens vom äußeren Durchmesser wird nach der Festigkeitsformel von Grashof, für hohen äußeren Druck

=?

berechnet, wobei ^ vorausgesetzt ist und S = 7 kgjmm² genommen werden kann.

⁶

Die den Zug aufnehmenden Bunde erhalten im Verhältnisse zum Zugstangendurchmesser d die Dimensionen:

Äußerer Bunddurchmesser D — 1,5 d,

Bundhöhe h = 1,1 d.

4, Herstellung der Pressen. Als Gussstück specieller Art erscheint bei der hydraulischen Presse der Presscvlinder, dessen Herstellung die größte Sorgfalt verlangt und durch häufig vorkommende Ausschussstücke oft beträchtlich vertheuert wird derart, dass man gusseiserne Press-cylinder, welche eine gewisse Größe überschreiten, nur aus bestimmten, im Guss solcher Cylinder renommierten Eisenwerken beziehen kann.

Mit Rücksicht auf die in erster Linie verlangte Dichtheit des Press-cylinders, soll daran an den vom Druckwasser direct bespülten Flächen die Gusshaut möglichst gewahrt bleiben und die Bearbeitung nur soweit vorgenommen werden, als sie zur Führung des Plungerkolbens int Cylinder unbedingt erforderlich ist und ist ferner an den zu bearbeitenden Stellen ein möglichst dichtes Gussmaterial anzustreben. Um letzteres zu erreichen, wird der Presscylinder mit dem Stopfbüchsenhalse nach unten geformt und ein möglichst hoher Anguss (verlorener Kopf, Maßlotte) auf dem Cylinderboden aufgegossen und die Kühlung nach dem Gusse mit Vorsicht vorgenommen, um falsche Spannungen zu vermeiden. Durch das Abhauen des Angusses entsteht der in Fig. 1, Taf. XXXIII, am Cylinderboden ersichtliche Ansatz.

Ditrch besondere Kühlvorrichtungen kann man den Cylinder nach dem Gusse innen rascher abkühlen, wodurch an der Jnnenwandung das Material sich früher zusammenzieht und durch das später erkaltende äußere Material gepresst wird, derart, dass es schon einen ziemlichen inneren Druck aushält, bis die Pressung aufgehoben wird, wonach erst Spannung eintritt. Solches Material verträgt deshalb auch einen höheren Wasserdruck in Atmosphären; die zulässige Höhe desselben aber hängt wohl zumeist vom Zufall ab und es ist deshalb im allgemeinen der angegebene Druck von 200 bis 300 at nicht zu überschreiten und des reinen dichten Gusses wegen besser einen etwas niedrigeren Druck und größeren Kolbendurchmesser anzuwenden und das gewöhnliche Gussverfahren einzuhalten.

Die Sellers'sche Ausführung mit Kupserausfütterung (Fig. 113, Text) und die Anwendung des Gussstahlcylinders, sowie des armierten Stahlbronzecylinders (Fig. 114, Text) für höheren Druck, wurde schon besprochen.

Bei gusseisernen Cylindern sind hinsichtlich der Formgebung, wie auch stets anderwärts, scharfe Querschnittsübergänge zu vermeiden und ist namentlich der runde Bodenansatz, wie in Fig. 1, Taf. XXXIII, gezeichnet, zu empfehlen.

Um nicht einen unnöthig großen Theil des ausgebohrten und zur Führung des Kolbens dienenden Theiles des Cylinders unter Druck zu stellen, wird die Ledermanschette möglichst tief in den Cylinder hinein, also möglichst nahe an den nicht ausgebohrten Theil des Cylinders gelegt.

Das Ausbohren des mit Ansätzen versehenen Presscylinders im Stopfbüchsenhals erfolgt am besten auf der Horizontal-Bohr-maschine, das Abdrehen glatter Cylinder, das Ausbohren derselben und das Abdrehen und Einpassen des Presskolbens auf der Egalisier-drehbank. Die Tischplatte wird oben auf der Hobelmaschine gehobelt und unten an den Passleisten auf der Plan dreh bank abgedreht und auf den Presskolben aufgepasst.

Nach vollendeter Bearbeitung wohl äußerlich fehlerfrei aber undicht sich erweisende gusseiserne Presscylinder können durch eingeschmolzenes und eingepresstes Colofonium noch nachträglich dicht gemacht werden.

Die übrigen Gussmodelle der Pressen werden, wie immer, im Schwindmaß angefertigt und zum Bearbeiten wird nur an den zu bearbeitenden Stellen zugegeben. Um diese Bearbeitung auf das geringste erforderliche Maß zu beschränken, müssen an den Passflächen entsprechend große Passleisten angebracht werden.

Die Säulen werden bei Schraubenpressen und insbesondere bei verticalen hydraulischen Pressen durchaus blank gedreht, gewöhnlich aber nicht im Durchmesser, sondern nur zwischen festen Bunden und Passleisten in das Kopfstück und den Fundamentrahmen eingepasst. Oft ist daran der Tisch geführt, wie in Fig. 8, Taf. XXXIII, gezeichnet.

Die Ledermanschetten und Lederstulpe zur Dichtung werden aus eingeweichtem Leder in entsprechenden eisernen Formen gepresst.

Die Aufstellung der Presse erfolgt entweder unmittelbar auf dem Quaderfundament, mit Cement untergossen, wie in Fig, 1 und 2 auf Taf. XXXII oder auf Holzbalken über gemauertem Fundament, wie in Fig. 1, 5 und 8. Taf. XXXIII, gezeichnet. Um bei hydraulischen Pressen zum Rohranschluss gelangen zu können, wird im Fundament ein Zugang ausgespart, falls nicht das Rohr von oben eingeführt wird.

Bei der Montierung einer Presse nach Fig. 1 bis 8, Taf. XXXIII, ist eine genau regulierte Wasserwage zu verwenden und der Cylinder mit aller Sorgfalt so aufzustellen, dass seine Achse vertical, also die deshalb zur Achse senkrecht angedrehte als Passleiste ausgebildete Stirnfläche horizontal steht.

VIII. Die Accumulatoren.

1. Zweck und Arten der Accnmulatoren. Zum Betrieb hydraulischer Pressen für besondere Zwecke und von Werkzeugmaschinen, welche mit hydraulischem Druck arbeiten, sowie endlich für den Betrieb der hydraulischen Krahne in den Bessemerhütten ist es nöthig, einen Borrath von Druckwasser anzusammeln, um im Augenblick des Bedarfes mehr zur Verfügung zu haben, als die Pumpe bei continuierlichem Gange in der gleichen Zeit zu liefern vermöchte, aber auch um Druckwasser unter constantem Drucke zu haben. Zur Ansammlung solchen Druckwassers dienen die Accumulatoren, welche alle auf dem gleichen Principe der hydraulischen Presse beruhen, indem aus dem feststehenden Cylinder der Kolben unter entsprechender Belastung vertical aufwärts geschoben wird oder über dem feststehenden Kolben der Cylinder, um dem von der Pumpe gelieferten Druckwasser Platz zu gewähren. Ist hierbei ein gewöhnlicher Plungerkolben vorhanden, so hat man einen gewöhnlichen Accumulator; geht hingegen die feststehende Kolbenstange, welche unten in ihrer Verstärkung den Kolben repräsentiert, oben als Führungsstange durch den beiderseits offenen und durch Stopfbüchsen mit Ledermanschetten abgedichteten Cylinder hindurch, so hat man einen Differenzial - A c c u m n l a t o r.

Differenzial-Accumnlatorcn werden auch zum Betrieb der als hy-draulische' Pressen construierten Werkzeugmaschinen angewendet. Um bei letzteren die Accumulatoren regelrecht in Betrieb zu erhalten, kommen noch besondere Vorrichtungen zur Anwendung, welche die Pumpe selbstthätig abstellen, sobald der Accnmulator-Cylinder in seiner höchsten Lage anlangt, und die Pumpe wieder in Gang setzen, sobald der Accumulator-Cylinder sinkt.

2. Hauptthcilc der Accumulatoren. Nach dem Vorstehenden besteht der Accumulator der Hauptsache nach aus drei Theilen, dem Accumulator-cylinder, dem Kolben und dem Bclastungsgewicht.

Beim gewöhnlichen Accumulator ist der nach aufwärts bewegliche Theil oben mit einem Querstück versehen, an welchem das Belastungsgewicht seine Stütze findet, welches aber zugleich an entsprechend festgestellten verticalen Schienen zur Geradführung dient, um gegen das Kippen Schutz zu gewähren.

Ein Differenzial-Accumulator ist in Fig. 122, Text, dargestellt?) Der Differenzialkolben ist in der Fundamentplatte und im

fi

TTT

!'

ila

»MMi

!'

un

A Differenzialkolben. B Accumulator-Cylinder, C Belastungsgewicht. D Hölzerne Stützen, a Vertikaler Zu- und Abflusscanal des Druckwassers, b Quercanäle für den Durchgang des Druckwassers.

Fig. 122. Differenzial-Accumulator von Tweddell.

*) Nach dem Bericht über die Weltausstellung in Philadelphia 1876: „Hilfsmaschinen und Werkzeuge zur Eisen- und Metall-Bearbeitung" vonFr a nz Wencelides, Wien 1877. Siehe auch Dinglers polytechnisches Journal- Bd. 229, Jhg. 1878

oberen Querstück vertical gelagert und letzteres ruht auf zwei Säulen, die unten in der Fundamentplatte befestigt sind. Der über die Säule geschobene Accumulator-Cylinder, oben und unten durch Stopfbüchsen mit angeschraubter Brille und Ledermanschette gedichtet, trägt auf breiter angegossener Flansche das Belastungsgewicht. Letzteres besteht hier aus mehreren zweitheiligen gusseisernen Ringen. Außer Gebrauch ruht der Accumulator-Cylinder auf hölzernen Stützen, welche auch für den Fall eine elastische Unterlage bilden, als das Druckwasser dem Cylinder rasch entnommen würde und dieser soweit rasch abwärts gienge.

Das Druckwasser steigt hierbei durch den in der Kolbenstange vorhandenen oerticalen Canal nach aufwärts und tritt durch die oben vorhandenen Quercanäle in den Accumulator-Cylinder, um diesen zu heben, wenn die Pumpe Wasser zuführt und fließt entgegengesetzt ab, um aus dem Accumulator in die zur Verbrauchsstelle führende Rohrleitung zu gelangen.

3. Dimensioilsbestimnnnlg. Der maximale Wasserdruck P auf den Kolben, vermindert um die Reibungswiderstände, bedingt die Größe des Belastungsgewichtes in Hinsicht der Hebung des letzteren und umgekehrt. Bezeichnet

p den maximalen Wasserdruck tu Kilogramm pro 1 mm-,

F die nutzbare Kolbenfläche in Quadratmillimeter,

-P, den totalen maximalen Wasserdruck auf den Kolben in Kilogramm, P den vom Accumulator zu überwindenden äußeren Druck oder das totale Belastungsgewicht einschließlich der mitwirkenden Accumulatortheile, in Kilogramm,

so ist

(340

(341

(342

P\ — P-P

und allgemein

Pi = *! ■ P- '

wobei im Mittel geschätzt:

für gewöhnliche Accumnlatoren

K = 1,1......

für Differenzial-Accumulatore» h = 1,2.....

(348

hingegen ergibt sich der totale Druck P₂ des niedergehenden Accumulator-kolbeus auf das Wasser

P₂ = h-P..................(34

und somit der entsprechende Wasserdruck, welcher verfügbar ist,

......

wobei im Mittel geschätzt: für gewöhnliche Accumulatoren

k₂ — -r—,r — 0,9 . .

(345

1,1

(346

für Disferenzial-Accumulatoren A == 0,83 .

1,2

(347

Die genaue, in Wirklichkeit erforderliche Größe des Belastungsgewichtes wird beim Betriebe selbst festgestellt und nach Erfordernis reguliert.

Im Übrigen gelten für die Diinensionsbestimmung dieselben Grundsätze wie bei den hydraulischen Pressen, wobei für die Bestimmung der Festigkeitsdimensionen der maximale Wasserdruck p in Betracht kommt.

Die Größe des Fassungsrannies des Accumulators richtet sich nach dem für die mit Druckwasser arbeitenden Maschinen erforderlichen Wasserbedarf.

4. Herstellung der Accumulatoren. Hiefür gilt unter Voraussetzung eines einseitig geschlossenen Accumulator-Chlinders alles wie bezüglich der hydraulischen Pressen. Beim Differenzial-Accumulator ändert sich nur das Gussverfahren, indem nur Dichtheit des Gusses an beiden offenen und zur Bearbeitung gelangenden Cylinderenden erforderlich ist. Im allgemeinen werden jedoch Accumulatoren nicht für sehr hohen Wasserdruck angewendet, wodurch die Gefahr des Ausschusses etwas vermindert wird. Es beträgt z. B. der Wasserdruck im Accumulator zum Betriebe von Tweddells hydraulischer Nietmaschine nur 140 at im Maximum.

Bei der Montierung ist von der größten Wichtigkeit, dass die Achse des Cylinders, beziehungsweise jene des feststehenden Kolbens, genau vertikal steht und das Belastungsgewicht möglichst gleichförmig vertheilt ist.

Die Belastungsgewichte des Differenzial-Accumulators werden in Ringstücken gegossen und bleiben unbearbeitet. Die Accumulatoren zum Betriebe der hydraulischen Krahne in den Bessemerhütten erhalten am

beweglichen Querstück angeschraubt einen aus Eisenblech hergestellten, genieteten, doppelwandigen Cylinder mit unten abschließendem ringförmigem Boden, welcher der Belastung entsprechend mit passenden Materialien ausgefüllt wird. Die verticalen Führungsschienen hiefür werden zweckmäßig mit Passleisten versehen und auf der Hobelmaschine ausgehobelt.

Die, wie in Fig. 122, Text, angewendeten Stopfbüchsenschraubcn sind gewöhnlich Stiftschrauben (Stockschrauben) und die Stopfbüchsenbrille wird mit dem Cylinder fest verschraubt.

Literaturnachweis.

Gach, Die Maschinenelemente, Stuttgart.

Rach, Feuerspritzen, Stuttgart.

Gernoullis Vademecum des Mechanikers von F. Autenheimer, Stuttgart. ßltttja. Die Steuerungen der Dampfmaschinen, Berlin.

Dinglers Polytechnisches Journal, Stuttgart und Augsburg.

Fink, Theorie und Construction der Brunnen-Anlagen, Kolben- und Centrifugal-pumpen rc., Berlin.

Flirgnrr, Die Umsteuerung der Locomotiven, Zürich.

Grashof, Theorie der Elasticität und Festigkeit, Berlin.

Grashof, Theoretische Maschinenlehre, Leipzig, v. Hauer, Die Fördermaschinen der Bergwerke, Leipzig.

„Hütte", Des Ingenieurs Taschenbuch, Berlin.

Jenny, Motoren auf der Weltausstellung in Paris 1867. Qfficieller Bericht, Wien. Keller, Die Berechnung und Construction der Triebwerke, Heidelberg.

Mannlicher, Pumpen und Feuerlöschapparate. Bericht über die Weltausstellung in Philadelphia 1876, Wien.

MariN-Mck, Elemente der Maschinenlehre, Brünn.

Pechan, Über die rotierende Differenzialbremse, Wien.

Prchan, Leitfaden des Dampfbetriebes, für Dampfkesselheizer und Wärter stationärer Dampfmaschinen, sowie für Fabriksbeamte und Industrielle, Reichenberg. Redtrnllacher, Der Maschinenbau, Mannheim-Heidelberg.

Rrdtenbacher-Grashof, Resultate für den Maschinenbau, Heidelberg, v. Reiche, Die Maschinenfabrication, Leipzig, v. Reiche, Der Dampfmaschinen-Constructeur, Aachen, v. Reiche, Versuche auf der Gewerbeausstellung in Düsseldorf.

Reuteaur, Der Constructeur, Braunschweig.

Riedler, Personen- und Lastenaufzüge und Fördermaschinen. Bericht über die Weltausstellung in Philadelphia 1876, Wien.

Riedler, Jndicator-Versuche an Pumpen und Wasserhaltungs-Maschinen München. Rühlmann, Allgemeine Maschinenlehre, Braunschweig.

Rühlmann, Hydromechanik, Hannover.

Schaltenllrand, Der Pulsometer, Berlin.

Stühlens Ingenieur-Kalender von Friedrich Bode, Esten.

Rhland, Der praktische Maschinen-Constructeur, Leipzig.

Ithland, Skizzenbuch für den praktischen Maschinen-Constructeur, Leipzig.

Uhland, Kalender für Maschinen-Jngenieure, Leipzig

Weisbach-Herrmann, Lehrbuch der Ingenieur- und Mafchinen-Mechanik, Braunschweig. WeisbachReutenur-Ouerfurth, Weisbachs Ingenieur, Brannschweig.

Wencetides, Hilfsmaschinen und Werkzeuge zur Bearbeitung der Metalle. Offieieller Bericht über die Weltausstellung in Philadelphia 1876. Wien.

Werner, Theorie der Turbinen, Kreiselpumpen und Ventilatoren, Berlin. Zeitschrift der Dampfkessel-Untersuchungs- und Versicherungs-Gesellschaft a. G., Wien. Zeitschrift des österreichischen Ingenieur- und Architekten-Bereins, Wien.

Zeitschrift des Vereins deutscher Ingenieure.

k,

Fit 1.

VNf

vN

iil. 2.

Fi! 3.

fi£. 4.

v,

o+

* rt

•0

iE

7*^.3 V?

y?

7t

Z?

% 13.

SPERRAD UND SPERRKEGEL

(Fif. 1 Ms 5.)

Fis-12.

Fig. 11

Fig.».

X,

Gosseisen SciiaiiedeiseB. Stall.    Rolls iss.    Steil.

Holz. flammt. Erde.

'////.'s''///.

....

K::

Fii. 7.

Fil lö.

Fit 6.

'To.]

rAP

7? i

NASENKEIL.

(Fig. 11 Ms 13.)

y,z

XI...

xr

rr

Wmk

UM

TU.

cd

2:

A/t

TR

KALIBERMASS.

BESONDERE SPERRKEGELANORDNUNGEN.

(Fig. 1 Bül 8.)

Sperrwerk einer Baewinfle mit doppelter Räderölmtmg. (Fig. 9 oid 10.)

-

-

WWMWMM MH

m

-4

-

.

■

--Gv.orc^

I ; .. ' 6 Vs

&/i'#echn'.c^

■

LZ

I

Fii ll

FH 4.

Fit. 5. "fV

Fii. L

Fis. 2.

az

3«

Fis 3.

-es

sv

Fi| 13. x

Fisi. 14^

SGHALTMECHANISMUS EINER

3HAPINGMASCHINE.

(Fii. 16 nl 17.)

\a

SPERRAD MIT SEITENSCHEIBEN.

P StützeDdrict des Sperrkeeels.

Q Last an Trommellialliinesser.

.X

Bä

SPERRKEGEL MIT AUSRÜCKVORRICHTUNG.

(Fii. 1 bis 3.) a Hebelarm iss Sparrlttels. s iisrictscli«.

g iiscllas zur Festeilui ier letzteren. h fiaaisriff lau    /

I SCHALTMECHANISMUS / EINER HOBELMASCHINE.

(Fis. 13 bis 16)

El

s.

'fi\ \ \

-~9i

Fit ll.

...

•ha

2,

h.

(EIH

Fi| 12.

■A

x?

RATSCHE FÜR HANDVORSCHUB.

(Fi| 11 QQd 12.) Vioft.

Fit. 10.

c?

a Sperrad. b Sperrkegel.

c KleuutifL

d Dreiizapseo des Sperrkegels. e Spiralfeder.

/* Stenerongseicenter. g Bohrspindel

h Stenerheöel oder Schlilzhehel. c Handhebel oder Ralscöeolieöel.

)Cl

T>

Fii 15.

Fii. 6.

Stieia eiacr tro

mmelwinde ill doppelter Bäderibtrsetnni. \

SCHALTMECHANISMUS EINER BOHRMASCHINE.

(Fii. 7 dis 10.) in

iZ„

Fii. 7.

Fii 16. g

Fii. 8.

c,

Fi|. 9.

’h

’T*

■

$

.

.

■ " t . ,    ,

WMM« "

y%v^OT£*7

' K8AKÖW

*

ifec

X>

(=5-

ch

c,^

i-

% I.

FiS. 3.

-*!

;zt$

o/i8 -

SN

ix:

LTJTj

.......

i;

ip3if

Mä D'? h

IT    ...

Fig. 6.

Fig. 7.

<?

Fig. 8.

-4

\\>

Ai.

±$_

|x

/,

V:

y: /2j|Z"

8, 5"^. e£

⁽d

~0/t$

ft

Vorderansicht.

Seitenansicht.

Ansicht bei abgehobenem Deckel.

UHLHORN’SCHE MOTORENKUPPLUNG.

(Fig. I and 2.)

Dnrcbscbnill.

Durchschnitt.

d*

a Schaltrad. b SchaltkMe. c .Hemmklinb. d Excenterstange. e Antriehwelle.

POUYER’SCHE MOTORENKUPPLUNG.

(Fis. 3 bis 5.)

-dzz/

Fig. 3.

FiS- I

SCHALTMECHANISMUS EINER GATTERSÄGE. iUWjLg*

(Eig. 6 bis 3.)

(V/orssam s Brettsäge.)    iU

Ansicht.

■sf

x<

Durchschnitt.

”*■

TL

'O'l

MV

-«Hi

\>r

v;

V,fC

>>

-•>

11

«—Ai

±$_

_____i.

A-y

Xi

?/

TZ

777

xW 1

FiS- 5.

■u

7-/3

fl

/- m\fT

8-^-f

£ - d*Zqtsoi'_

jT^/sV'

L - 77

<?6$7=r

Mm

-06$

__y

Sperrfogei ausgerückt.

V

i

■

A

ä**chn\ct*£^

s

Fi£. 1.

/-

Fii. 2.

tu,

Fis 3

Tj__ jf| du/

s Fi| 5.

Fii. 6.

t-i

Li

-O-

\i

'©"©■

-4

1]

X Fil. 4.

Reelles GewinSe.

-O-

,x?

p£

ff fff

ff

WZmk-

x Liite Gewinfls.

?>

X1-

■%L£

-4,

"X

EINSEITIG GESPANNTE BANDBREMSE.

(Fii. I Ms 4 M IO Ms ll.) 74 h

Fi. 12.

Fi. 13

SPANNVORRICHTUNG ZUR DIFFERENZIALBREMSE.

(Fi 5,6 Mi 9.) Vt fl|

Fii. 7.

Fii. lö.

xx

7/

y>

-<9

BREMSBAND MIT CHARNIERAUGE.

(Fii. 12 und 13.)

//

<4,

//

r7

Fii. 11.

Fii. 9.

Fii. 8. H

-#

«.f --

L_

j^J DIFFERENZIALBREMSE. >

T±    (Fii. 7 nod 8.) 74 N|

4 A Erenissciieibe. B Bremsbanl c Bremsliebel.

D CtiarMerstöci fflil ganzer oder bei 1,2 letleiller Zaiiie.

-ZtV

7\

4

_

.

KRAKÖW

|i ■

'

<

U 5.

Fig. L

XX

Fig. 2.

/

Ny-

Fig. 6.

.dl

NW

nu

VX'

yß#

/?

1W'O

mv¥

K [^777e!\\\xC\\ -(

XiM'M x—

•et

K Ul / ( .

A hX/W \\V *\\f

■//////■

NX

Fig. 7.

«h

—es

EINSEITIG GESPANNTE BANDBREMSE.'

Ä'

BACKENBREMSE

(Fig. lö.)

Fig. 3.

(Fig. 1 uni 2.)

il;

Fig. 15.

7”

Fig. i

Fig. lö.

$-

ffk

■y

<-

>3

Vö

VW

!?[—ijB^I--^--1

4T-*

co

7X

i7

fc

t|P

-e-

o4y

—R?

\CL

(Q)

\e    . j—t. .    a I -

.:. vr , I m Xt rti    k2- -2

X" ^

Fig. 11.

?60

il

Fi. 8.

ZWEISEITIG GESPANNTE BANDBREMSE.    .

(Fig. 3 bis 8.)    f

£;i

/M

WM sammt Fiiamtil für eine

POUYER’SCHE MOTORENKUPPLUNG.

(F|. 11 bis 15.)

1TX

X?

ßlTWF

Fi. 9.

MßXXMÄ^

kz Xüi^/////ÄwJ/Ä

WW/

mms

//

77///™'

s LJXU

-N :'bXS v 17^30^

Fig. 12.

Fig. 13.

Fig. 14.

X>

X'

*31* S.

HöTT

•)ß.'    -:»4^7TE

/////W////7//.

U--T-

tr^nr

..M

-ocX

4 ■:

■44tfc

X77

I z z z

'S

DIFFERENZIALBREMSE

als Lisoagslme.

(Fi. 9.)

fxX

,6 v

’XmxTXATX

// /

..... rXX

XXXzXZ/Z

/S6S

7/

//////

xzx

fNTwTl

rC-⁻—

JT

,Myy-MZß

K„. GMZWk-M

xAXX.    7///\

MX TXXXX

- //kTTTz/V/'X z 771/ 7z z zz zzl

S'    M7

■*    MX

r?~)

< 5W ^2^ XXX ^20

\

I

I

puonvq-K R A ö W

WMe -

WWW»

Fig. 2.

i/

/k

=4

t

lll

T~

Fig. 1.

d

:ü

SEILFLASCHENZUG.

(Fig. 5 DDd 6.)

KETTENFLASCHENZUG.

(Fig. 1 bis 10.)

Ujwi.

Fig. 5.

Fii. 7.

Fig. 6.

Fi[. u

Fig. 4.

T\ x . ya.TA.

tz

J*

Wffi

(-0-1

MN

Fig 3.

/I Haiti 210 Nachspannn 6ns Brenishaides mittels Schneite s eM Schneckenrad. K Katarakt.

B Briete der Becimalwap D.

y,

7/

4*«

---h

Sr

l#4

*__r

JJk

rrx

4:

PRONYSCHER ZAUM.

(Fig. 1 bis 4.)

#■

ly

A'

Fif. IS.

3.

01

tk

4/d?

VS

Fii. S.

Pi[. tu.

'/

M-

i§=u

r*

T:

fk»

v \ ln Jjj \k ' v' y

kk-

sUfM,

<4

Bv

k.

fl!

Iw

iw.

4-y

ft

Fig. 16.

v-L---J

--Tip-^Ft

Mlft.

wjy

-UW

—/i

c?;

rsd%

MMW

Fii. 11

Fü. 12.

Fig. 13.

^3<Yy

}LaOJ$$

MUW

DIFFERENZIALFLASCHENZUG NACH WESTON’s PATENT.

(Fig. 14 bis 16.)

Details der hakenbefestigung. (Fig. 11 bis 13.)

i

r

DM

r

♦

i

.

~

K84XÖW

L J»

\c%*

c

-

.

1,

ZAHNDIMENSIONEN.

Fifi. 4.

■M

Fit. I.

y?

,A

/Ti

Fi£ 3.

EPICYCLOIDALFLASCHENZUG

Fit. 2.

NACH EADE’s PATENT.

(Fit. I bis 3.) 74 U

\lmm MUSlWI » «a MAbilei Rate r₂ aiWSS».

E Excenter an fler Nabe öer Znnrolle

ss Kranzschleife.

§ Stellbolzen-

K Onersclnitt des Klobens.

\N

ft-

bs Jj %Zmi-

fes-.—

V X S ____

nr

....

i s \

st\

rrT/i

KV

Elri

(S;

rf.

—)—<-cf

Sü

Fifi. 5.

=$B

y) drehbare Spindelkrone. B Spindel. "’v c Mütter. D Steckschlüssel. E Sänlen. ■* G Frssrini- ceg Ständer.

Fit. 7.

Fig. 8.

ll«

I)

\a

Fifi. 9.

kill. 6.

/ Ai

QI

EINFACHE SCHRAUBENWINDE.

(Fit. 5 bis 7.)

SCHALTMECHANISMUS EINER GATTERSÄGE

nach Ansfobrnnfi der Ottakker Eisenfiiesserei nnd Maschinenfabrik in Wien, (kill- 8 nnd 9.)

a Schaltrad oder Stenerscheibe.

7 b Sotialt-KIemmbacten. c Hemm-Klemmbacken d Slenerbebel

M e Stirnzanfen am Gatterrahmen. u g Steoertetriebe, lose drehbar-am Bolzen h. k Gatterständer.

// am Gatterständer angescbranote Later.

5 Hob des Gatterrahmens.

Mma

.

M

m

■

$Ä

wmm

I

.

■    •. . v

I

I ■' ;

WZ

i i

: :

-:

S

:

|

■

' :

'

:,;

yi

■

'

K r: \ K Ö W

m

Fig. 1.

Fig. 2.

sh

LÜDERS’ PATENTSCHNECKENFLASCHENZUG

Fig. 4.

Fi». 5.

(Fig. 1 bis 3).

rw

//

z,y

F Z.

1/

zi_

Vs

a, c Ebene Frictionsscheiben. b Sperrad. d Spurzapfen. e Spurscheibe, s Schnecke, z* Schneckenrad. w Schneckenwelle. r Lastrolle.

R Zugrolle.

hi

Z-;

;/

:/

x\

\\

.1

i.

\\

Z*

1-

X/ b XY

i¹

ab

-4—

3.

Ad

BECKER’S PATENTSCHNECKENFLASCHENZUG

j*-et

CL

QV

7Ll

s>

(Fig. 4 bis 6).

a Friotionscoous. b Sperrad mit Gegenconus. d Spurzipfen. e Druckschraube. ff Gegenmutter.

* Schnecke, r, Schneckenrad. w Schneckenwelle, r Lustruile.

R Zugrolle.

, rffh

tT\

ED

um

SPERRWERK MIT LAMELLENBREMSE

nach Ausführung von Zobel. Neubert & Co. (Fig 7 bis 9).

Fig. 7.

rrtn

Fig. 8.

/*

Fig 9

-L

IS

z.

CEE

Fig. 6.

;;yz

CL

zr

. ?

♦

.

!

•:

^YOT EK*T

Vy'iitechn^'

>

.

7io Hl.

SCHRAUBENWINDE MIT KEGELRÄDERANTRIEB.

(Fis. 1 ood2.)

Mills«/.

Fii 12

Fii. 5. Aisicbt

WZ.

Fii. 6. VßrticalsclDitt.

dc

Fi!. 10.

li

vW

Fii. 1.

hHs

IlflL

J-

II

'!

jjai g

JE:

Schnitt Abc.

Jf

'Zt-1

Fii. 2.

!!

■i

jj

v:

ii

d:;i

4-

Lj.j

>-

Fii. 11.

dB

ZAHNSTANGENWINDE

A (ScMMide.) (Fii. 12 Ed 13.)

1    1/20 ft-

Fii. 1 DranssicM.

Fi!. 8. HorizMtaMniit.

flp j 1M n

ffi

Fil 3.

Fit 4.

IST

m Hitler, s MMoiiee ScMenspladfil. G GeMnie.

ZUGVORRICHTUNG

für Mmm end Sclilzea.

Fii. 14.

SCHRAUBENWINDE MIT SCHNECKENANTRIEB.

(Fi£. 5 bis 8.) Vic Nff.

DIFFERENZIAL-SCHRAUBENWINDE.

(Fil. a bis 11.) 7 8 Ne.

^ Tieilriss der Zätaitaiiit.

d*

rZ

Fil. 16.

/? Seilscbeilie.

S Mßiseiscliieiei’ ßl RäderöbßrsetznDßT.

//-Theilms

der ZahistaiEß.

Fii. 15.

i(

\f

V2fN8-

'et.

\K

HÄNGENDE SCHRAUBENWINDE IDlt KßEßlrädßr lld SßÜSCllßibe. (Fifi. 3 oid 4.)

EäflersclEia zir zahns fangen winde mit eiifaclßr BaWemlzniii

Bäderscbeoia zur Zahnstangenwinde mit doppelter Bäderibersetzm.

H

m

H

/r 7% <X

__

'

PECHAN, Leitfaden des Maschinenbaues I.

Tafel X.

khmMnitl

IT

Fii.2.

FH 6.

ÄDsicä

Fis 3.

fj

LJ AJlLJ

bd

~4'

Xb.

zz

0,

HorizoölalsciiDin flnrcli das Zätiaiiieigetrietie.

3an^amDY

Geschmiedet

UH 4||

rnm ZahDhnütR Kopgreis]Fnssln^ii j Bohrnng I    DarchmessRr

23-26    88 : 41 ¹ 10

21,991

Vierech

122

153

14

52

23 I 140 33-39    36

Gemischte Yerzaimnog.

(A

21,991

Fiß. 4.

Drnntersictit das Fusses.

Stichzahl

9 '28,274

F(|. 5.

Schnitt/iß

BenemAez

Schnitt £/)

//

HoriiontaJscbiitt lircl dis ZaliiiasteiMmi.

PRATZENWINDE MIT EINFACHER RÄDERÜBERSETZUNG

>

W M M d

.ShÖTlq^

.

C\

,*y

U l-e-

4-

Fig. I.

Fig. 2.

EISERNE KRÄHNSTREBE

Fig.

l’ig. 3i

Fig. 8.

zu einem fahrbaren Krähn für 3500 kg. (Fig. 7) i/40 Ng. und (Fig. 8 bis, 14) 1,20 Ng.

Fig. 7.

17/

iffs

11 Hl

9. Fig;

;©)

~s-H

öl

L...

-t-f

ExS¹

jj

\s

™!

,x:

4-11

El

W/M

ntt

\fn

xvx

Fig. 12.

•ij

iiiu.

-pr

rx

Fig. 13.

f/\

\TTV

\u

FRATZ EN WUNDE

MIT DOPPELTER RÄDERÜBERSETZUNG

(Fig. 1 bis 6) 1/6 Ng.

$s

Fig. 14.

Fig. 4.

Fig. 6

Fig. 5.

*4^

Hi zUte*'¹

7

1

§

ei

y

1

8

I

8

77777)7/,

.1.H-

4

Fiil

r'

Bi

■f

!

j

V

Benennüflg Zännezabl

z

?

Zahnrädertahelle.

Sticuzabl

Ttieiliwg

Zahnbreite

A

13

25,133

59

B

76

8

25,133

50

C

11

16

50,265

50

rt

.........i

M

M

>

M|

I

Jo S

gii

f

M

—ftJ

tx

m

yy

Theilte Rupfte Fosskreis Bohrung

Dnrcbmesser

Anmerknng

104

176

119

623

176

-4 nnd B mit Cycloidenverzahnnns.

84

28

36

140

36

Sperrad

SS

1353

'iäÜ

iTI

Fii. 9.

ifh //t77iffri

7?1

Fit 11.

Lansrolleslacer. (Fit 9 oii 10.)

fit 10.

Fif. 4

1

(K

i

<>

3-

t- —6'i

\

W

Laufrolle.

ö

1-

w,

Fii. 2.

*

/

Fii 5

Fii 6.

Knrliel&tist mit Hülse (MM 6.)

<

W

s’.i

rU

y

s

*

bauwinde mit einfacher Räflerohersetznni (Fii. 1 his 11.)

1:20

R

*3

%

Fit 7. I

u

e

1

Fi. 12.

Fii 3

%

«56

3

Fii 13

'W//77/7/77\

T^sy

'/7//7Z/7

Fit 8.

.1.

A

I

:

yf

'

ff

//

"ig. 7

-f-

Fig. I.

Fig. 6.

/<

ix

Fig. 9.

Fig. 8.

pI

ml

MT

c-

y\

/>

Xi

\7

MR

i~ö=

1/7

«Pi

im

uU

Fig. 3.

S-

Fig. 2.

■rP

'VI

L--

GALL'SCHE GELENKKETTE

und Kettenrad dazu (Fig. 7 bis 9)

Directe Last-Q. 1500 kg. l/t Ng.

II

IPH*

Fig. 10.

Fig. 11.

Xv>

-w-

ti

BAUWINDE

MIT DOPPELTER RÄDERUBERSETZUNG

!/

mit Soerrad und Bremsscheiltc auf der Vovgelvgewelle

(Fig I bis &)    ________ -ü

Last-Q 1500 h$ >/4 Ng. vZ'

P-Z

-H

•D

\G

Fig. 4.

Uck

Fig. 5

!g

e#*$!

X_____y

LAUFKRAHNKATZE MIT GALL’SCHER KETTE

nebst Sperrwerk mit Lamellenbremse. Nach Ausführung von Zobel, Neubert 4 Co (Fig- 10 und 11).

Last-Q. 5000 kg. Mes Ng.

>4 Kettenrad.

B Stirnrad.

C Getriebe.

W Au triebwelle.

D KettenAlliruugegehäuse. E Lastlmkeu.

F Laufrolle.

QU Gall'sche Kette.

.

II

: ::

iE':'

:

K RK Ö W

;i

vl

-i

iä

-!

’

HI

: W

t

Flachliegend montirte

Fig. 1 Ansieht.

li

..-A

.....

Fig. 2 Draufsicht,

WANDAUFZUGMASCHINE

mit einfacher Rnderübersetzung (Fig. 1 und 2).

Last-Q, 150 kg. % Ng.

tet

ii-

Vx

rj»s

\V\

VV,

cW

"W

.....>

r"

■;f

Hi

Fig. 3.

Eiiil

Fig. 4 Ansicht

:>

ti

3^EE

l*T~", D

-U

y]

4=

L"

ii

Fig. 5

Draufsicht.

j®

DM

Fig. 6

Fig. 7.

Tafel XIV.

Aufrechtstehend montierte

WAND AUFZUGMASCHINE

mit einfacher Rtiderübersetzung (Fig. 3 bis 8).

Last-Q. 300 kg y]Sfi Ng

=ug

II -1$

bst

Fig. 8.

17

/.

//

/%

DETAIL-

CONSTRUCTION

WM»

mr

der nnverschicbbaren Vorgelege welle zu einer Wandaufzugmaschine nach Fig. 4 bis 8 (Fig. 9 und 10).

jr

Fig. 9.

Fig. 10.

i:

, z > ij

dE

,

m

.

3*1

% **

\

Fi».

Fig. 4

VorderansicJit des Krahnes

(Fig. IX

* SM-i

11

270

‘ II

600

2100

Fig. 2

i 8k

•-1

Fig. 3

Draufsicht des Kralmgerüstes.

Seitenansicht des Krahnes (Fig. 2).

pii

Fig. 8.

/ZA

DETAIL-

CONSTRUCTION

zu einer

aufrcchtstehcnd montierten Wandaufzugmasehine mit einfacher Räderübersetzung (Fig. 7 bis 9) Ng.

an

Fig. 7

//

' Fig. 9.

(Fig. 4).

Strebcnqnerschnitt

Fig. 10.

?3-

---250

WANDAUFZUGMASCHINE

Fig. 6 Draufsicht

Fig. I I.

HB

ohne Räderübersctzung (Lnmpenauf'zug)

(Fig. IO "bis >3) V₁₂., Ng.

DETAIL-

CONSTRUCTION

!=

Fig. 12.

-eines Doppelhakens sammt Zuleggewicht fiiv einen Krähn Lnst-C^. 3500 kg (Fig. 13 bis 15) yia,₆ Ng.

HP

rrm

- 184"

84

Kl

th

Sj W

Fig. 5

Ansicht des VVindwerkes

11

-207

II

Ou

Fig. 13.

Fig. 14.

H-

His

w

._    ^ I    imf darunter montirter

WANDAUFZUGMASCHINE

(Fig i bis 6) V5m Xg

ANDKRAHN

JL

Fig. 13

fl

TO

=nr

Fig. 15.

MMM

WWW

MBB

KRaIöW

tO

11

Z.z

Irxl

:.L

Fis. 1.

bauwinde mit doppelter RitaMnu. (Fli. I bis 4.)

MAGAZINKRAHN

mit Wildwest Tod leo-Eckeraria-Beiaa ii Paris.

5-

Fiff. 2.

G °-°s

Fis. 13.

st

rt,

Fis. 9.

l*+

4>7

L-

Fit. 4.

Fis 3.

ii

fl

<e—

=i

2)/

MAGAZINKRAHN

mit an einer Säule montirten Lasern von Mesv-Echeverria-BazaB in Paris.

Fis. 14.

•-

Fis. 5.

<f*

i z

a Kettenrad. b Abstreifer. o Führung.

m\

Z.

Fit. 6.

Fit. 10.

^3*

Fit. 12.

\.

vf'

tA

Fit. 1

Fis. 8.

-tiSE3—

4m

3-

recbselrafl sleicher Tonrenzatfl mit der Drehbankspindel

Fis. 11

Oberes Niveau.

j>7

‘X<-

'Leitspindel.

FRANZÖSISCHE BAUWINDE.

(Fis. 5 bis 7.)

Aoordnofls öer Wechselräöer zdid SchraBbeBschneiden.

WANDKRAHN

MAGAZINKRAHN ohne Säule |j( ^ |lissßjsßrilßr Saale BBÖ besonders montirtem Winöwerk ?on Mesi-Ecleverria-nBch absiebe öer österreicbiscbßB Noröwestbaln in Wien.    jß parjs

(Fis. 10 bis 12.)

■

⁽ ' ' 4

K R ' '

X.

Ö w J

.1 XX

n?*t

Drm

Fii.?.

T

Fi£. 9.

Fii. 12.

tT

Aoslepr.

33SO

Fix. 1.

VA

i

y/\

£

>

MilliIIII 11:11 II lijf

TITITTW

Fii. 8.

ggjgl

Izßff

Fii. 10.

Fü. 11.

S 14.

y

I

Fii 6.

Fii 13.

ä-

;

i

!

i

!

i a

:

!

i

I

:

!

V

-

V

J

: Vh l X

/

-/\ X

l -

:

!

GIESSEREIKRAHN

EacS Ansiöiiriifli öer SOd-Norddsotsclißii FerbMiiiiisbaliii io ßeiclienlierg. (Fii. Ibis 4.)

M^wiläM. 4500

SW

Fii. 4.

N8. 5000

mm

Ansiadflag.

Fii 3.

m

FW

;/z

Kt

NN

\X

V;

□03

¹

i

M

Fii. 2.

%

1

i

i

!

HU

K M Z1-V

fW<-

EI

-TX;

<

z?

----    #085

D

!

Sclöitf >l B

,'5l'

• r

A

2980

7ÖÖÖ

I

!

,£w

'Jfoo.

Fü. 15.

-5

•r—

I

Sciiitt cd,

SM

Am

:

i

'S

y%ZJ

%

/

V

MAGAZINKRAHN.

(Fii. 5 dir 16.)

4000 kg Traiflfleit. 3600

AbsMöbe.

8

ii

:

VN

i r

m

r

wt

EM"

49?

Hl

•I

1

I

1

3

i

Z

,

E

I

m.

r

V4 »I

(Hi. 1 Ms 4 tnä 7.)

Fii. L

Details zu giessereikrahn Taf. XII (Fii. 1 Hs 4.)

(Fis. I Ms 14.)    f.—

40-

Hl 3.

Fis. 15.

4#-

»4L

96

-410-

¹ Ao Ns.

i?

gff

Hl. 7.

Hl 2. gp

19 Zäise.

SM

,vi

Fii 5.

43-

.. ,

J*iX—^

■SMi

19 Zäbie. (Fii. 5 M 6.)

MAGAZINKRAHN

Mt f Mweri too Meo-Ecleverria-Baiai ii Paris.

ffel

m

4#-yg

t=J

<*-

tu

ft 14.

Fii 6. Vio N. (ft. 5 M 6.)

;AW

-u-

fl

-w-

v i o Ni.

(Fii. 9 Ms 14.)

/ fe

-MO-

Hl. 10.

46-

EM

Hl. 13.

32Z

(Hl. 9

ft. 12.

4f

\ 11 j

Hl.lL -

§ V X/

L: -

| K R * K 6 W

. MWWW»

TT

ML

II

r<

! y Ft. 6.

Fii l

Ft 1.

GIESSEREIKRAHN

(Ft 6 und 7.)

in

Ft 2.

Ta

iSfcxr

•yd

Ko

GIESSEREIKRAHN

ßr 4000kg Tragfähigkeit Dach Ins^hronfi der Söd-Nord-Dentschen Verliindnneslialiii (Werkstäiten-Chef Herr Iespector R. Landauer) in Reichenherg.

(Ft 1 bis 3.)

1»„?¹

MAGAZINKRAHN

mit Windwerk an der Strebe.

Fi. 9.

Sänltc-^

T/n

Ti

kr

Fig 3.

jjii

z4-

>6

r/A

SS

m/m

/M

JL

7/

Fig. 11.

Ft S-

\)y

/Z

Ft 4

rdL

II

ra

y vi

!~

FREISTEHENDER KRÄHN

fär 3000kg Tracfäbifikeit nach Aoslreng der Ottakringer Eisengiesserei end Maschinen-Fahrik Reinhard Fernan & Co. in Wien.

(Ft 4 nnd 5.)

li

Ft 10.

MAGAZINKRAHN

MIT WINDWERK AN DER SÄULE.

(Fi 10 Dil 1L)

Li

6-

Ft 12.

Strebenprschnitte. (Ft 12 bis 14.)

09-$

t "L-Rif 14.

-

,

I

>

Fig. 5.

Fig. 3.

i

Fitz. 7.

y

\ai

Fig. 9.

r

V"]

i

i

i

T

mm

V

4

i

o»!

4-

I

\

v

XX

Pcniger

Fig. 8.

«r

\

\

3hf

4

ATENT-ROTATIONSPUMPE

(Fig. 7 bis 13).    jl

I

r"i

•f

—J

^25

itfl

I

f

I

!

i

i

V,

--i

R

R.

M

I

I

I

K

x ?

/

E

-t

H

ww^

U

Fig. 4.

-i

.

\a

¹

\x

\

Kleiner eiserner

MAGAZINKRAHN

Dir 1000 % Tragfähigkeit (Fig. 1 bis 6\

m

3

K

I

1

700

Fig. 1.

Fig. 2.

i

X

\

%

-600

!

2500 -

x

\

0)

\

\

\

1550

Fig. 6.

U Ft 13.

e

\

v

\\

\

<

^i° iLi

!/*

i

3

M-4

n

XX

i

Fig. 10.

1000 -

*

€

600

£

7

X/ TT/Tm/x/iiiii/ X?/>

\

—4P

4!

______

!

C4

!

Fig. 11 Ansicht

M

s

JS

Fig. 12

Draufsicht

S

<A

V..

MM

fl

I

11.......

a

€

■s

<

d

Xf

V////////////////////////////////////S*.

\

L

'

s

K N L ;< Ö W

x..' echn

m

•?

VerticalscMtt W die Kralmsänlß,

Fi. 1.

yerticalscMtt.

Fil 5.

Scliin s s

\e

i 4:4gM

fcMf

X    X

-I

f-i

S4

1—4

'm

o-

IBM

Details za eine»

FREISTEHENDEN KRÄHN

ilr 4000 kg Traifaliitiit iit Mijeniste aas Eiseiilecl (Biecitraba)

-ML «.Ibis3.) 4»Ki

Details zs eilen

FREISTEHENDEN KRÄHN

(SröOOO/^Trailiteit.

«. 4 bis 6.) *4 Kl

Fil 6.

DraafsiclL

4/

El

F"!

-e

Xe

Fil 2.

Scliin s, s,

58

eMacliirtaie SPEISEPUMPE.

Meidorehtiisser, 60 65 ■Hiebe Hebe.

mm

Hali,

ja

IE

(Fil 7 ui 8.)

NS

■5

Fi| 3.

Fe

Draffithl aas iei RcMriaz.

Z>

G>

Fil. 7. VA

"y

K A' ' ■ o ^

A

;>

^/i©chst

EN

£

'

Fig. 23.

Fit. 24.

Fit. 4. Terticalscliitl.

Fit. 5.

1 FiU

Fig. 2.

Fig. 25.

cv fli. m

fe

EMacbwiriende SPEISEPUMPE. (Fig. 20 bis 22.)

El

Fis. 21.

Fig. 22. |

SctefißEtiie eifacMMe Fit 3.

SPEISEPUMPE

IJL

..." ■

mit

(Fit. I Ms 3 nt 23 Ms 27.)

/X.;

«ZT

8-|

O- -4>

75 km KititeiEsstr. 150 KK Böl.

Fit. 27.

(Mactive Details. (Fit. 4 bis 8.)

Tc5?

-^-4-

Oleres QaerstM. (Fit. 5 NOS.»

rffi

Dimensionen zu Fl£. 14

Fig. 9.

Fig. 10. |

Stützung des drehbaren Krabngesfelles.

Fig. 11.

Fig. 12.

Fig. 13.

itenfläche de* Stege* \p—4 V

£ Fit. 14.

Fit. 6.

tt.

■4

Fit. 7

n, l

fc

Dimensionen zu Fig. 12.

v A Scliemills

3pP

Kilt

A < 160 mm

A 5* 160 m m

<P|

b = 0,4 A -f- 20 mm b = 0,3 A + d = 0,03 A + 1,6mm d = 0,04A

36mm

■£$

Fig. 8.

Rollenlagenng. (Fig. 7 id 8.)

Fit. 17, -r.

KRAHN-AUFSTELLUNG.

1 (Fit. 9,10 öiJ 19.)

<4 = 1,5d; r -- l,2rf; p = 0,6 d; Neigung e/₀: P = 0,02A + 7.

Fit. 15.

;ir

jt,

Fit. 18.

Dimensionen zn Fit 13.

b = 0,25 A + 25 mm <5 = 0,025A -f" 4 mm «4 --- 1,5 d f = 1,5 d p --- 0,6 d

Neigung */,: p = 0,01 A -f 7.

Dimensionen zn Fig. 15. ^

? und 6 nach der Tabelle.

/ --- d

2=±

um

Fit. 16.

4<.Sclwerpill.

N-

x-

Fit. 19.

WWxWWWW

y. % k

FREISTEHENDER KRÄHN.

(Fit. 4 Ms 8)

Abnunmng ier Ecken. (Fit KJ

KRAHN-FUNDAMENT.

(Fig. 17 nnd 18.)

XXX

\\

X XX X

»F»

v.

*,/

öw

K R A -A

!&//#• ch.v-6^

Fii. 1.

handpumpe Bit Antrieb durch Handschwonirasl onä Räderibersetznoi

Mo Ni.

■<

(Fli.llisil

Fii 3.

Horizontale

EINFACHWIRKENDE SPEISEPUMPE

mit ExcenteraDtrieb.

Fit. 6.

Anzahl der RolleDsöhrnnien x ^ 10.

B:ll

mm

Fii. 2.

% Nil

-3

HorizoBtalscp der Pipe.

rn

i<=j

Vs N|.

XI

(Fii. 2 bis 4.)

EicenterstaniP

Fil l

TT

KETTENPUMPE.

Vio'h

Fiütael.

vn

fii.

IZT

Fii. 4.

Fii. 5.

X;:'’* - öv

IS

Tri

Ir

rHrYlS

Verlicalsctoitt der Pompe,

JJ

bJhSpIs

ZE

DU

11

in

Saniert mit Saiveatil.

MI

M

4ras

Verticalsetoill des Feolilietäases rar «rdcalea

EINFACHWIRKENDEN SPEISEPUMPE

Tat IVDt Fii. 4 aid 5.

eh

> .

üg.l.

Ansicht.

~2__

s.

ri

Antrieb mit Hanischwnipö zur HANDPUMPE. (Tat XVII. Fig. 1 bis 4.) (ft. 1 bis 3.) Vs Ng.

jg:

Fig 3

1P

cb

El

Fit. 4.

e-y

fit. 5.

y« h

Still« d fl.

Hl

ft. 6.

Fig. 2.

Vertica schnitt.

JL

,.y

*o|<M

ri

Pf

WW

II

HMD

taperatal der Imdlecki teittstltile. (fit. 6.)

nn

irw

Terticalt

EINFACHWIRKENDE SPEISEPUMPE

Bll Eiralerailritl.

(fit. 4 Ei 5.)

I:

-

f

,

1

'

W

l

%Vi>

vXötek;

4

xXÖW

.-x *    ■■

ätiB

-

rPffi

JliL

Figs.2.

SeiteaaosiclK.

Ferticale freisfebentfe dampfpumpe oiii 105 m FoibeodDrcbmesser. 270 /«*» Hob.

gp^

st

iQl

y,

ft 1.

Ferticalscboitt

ff

Fis. 4.

Fill. 5.

Fiü 3.

(T)

4-

•€

<£

"©r

VW

Wr

Himilalscloill its Cjliiim.

TsYTyXXxXXXXXXXXXXXXXXXXv

LI

LJ

Fii 6.

ScitDilT ab.

Hiriziüialitiiiill des Stinte

fj

Hi

.— -90-h

s:i

xa

VP—

vzzmzCi

....

aff

ff

V)d///7Z$(.

\CM

l>-1«---

jff V

--440-

vx

-......i 175-J |

=-■.........--=±—±-—^mm

/////Zs////////// /////////Z// ////// //////////////////A yvz

li

v=

:    '    ,    v‘: \ *

- ■

o

—

-

■

Fit. 3.

Fit. 4.

■4-

£3=

rrni

ipgi

-i-

n n

u—u/x    a-

Fit. 5.

Iglj

HY

.MMM

c~.

ir

TZL

5: 171

lM.

-9

Fij. 6.

W- Fit. 7.

ly

jnm

Fit. 1

ADSicIlt.

ry rt

ILH

44

f)| f ff B6³

r i®*⁻¹ ö

tu

4-

Ss

—iir

30

llto^

A Horäonlale iippelWeiii dampfpumpe (Fit. 1 bis 14.)

D = II nä 175 s = 250 n = 60

71WI

DampfcflMer (ft. 3 bis 7.)

816

ft 13.

ff

—| Fit. 2 DratlsicM.

FmpciiMer (Fit. 8 bis 11.)

yy.y^v.^'.X'w.

BF

•E--A44$fr

yy

Fit IC.

-w-

££

==»

•y

Fit. 11. m) r*k;(iji

—-twe—

'*0

/CSx

fLf/

./

Fit. 9. .Z

ögj

II

§-

rT

telscbleife nä Bel! (Fit. 12 bis 14.)

rl

m i4.

' 2gg

"777

'S

li

-ii-

lOillUHIll    1—Ti

f hdssi

^^M=rV

fdx?

MM

El

'4Ml

-a-

ch-'

■

.

\

I

(

■

U

<y"'t

: r A

PECHAN, Leitfaden des Maschinenbaues I.

Tafel XXVII.

• Fi g 1

<-

800

550

4-— 150

MM

05

95

-H

ITT

-A-

-U

-e—

f+<7 f+ß-

r⁶—⁵—»i

-U/j

-I-

ch-

1100

940

-€

95

Kfg 3

Fig. b

Fig. 2.

Detailconstruction des Kopfstückes zu einer

i*

A'

HYDRAULISCHEN PRESSE

(Fig I bis 3) l/₁₅ Ng

*~P?

o>

Ff

-9

u'

t,

V!

ptt

(Fig 4

-rr-e

ti

et'

•y//

ff

e+a

e+a

F±JD/ ,,/Npg' X\

f    C y|.

Pz

’Ä"

f.

<x

*7T

bch ieberst euer ungs- Diag ramme für die

T=i

WORTHINGTON-DAMPFPUMPE

h<r

‘%k~a

$Z

■V

->5—^|

a sc

"T

•9

:>rW

(Fig 4 und 5)

"5s'²

i_PS

5-^:

Pz

IC

r-

V CL

tf-

IL

LT

7£S’

ro'b⁻''

.

-

;

-

'

.......... ...

-----

■ K - A : o W

I

*

#6

°JHe. ~t>

»y

.

'

ti

-V

Fi|[. 1.

■o o

Noraalsclniit.

-o o

o o-

Booo o oo o o o o o goooo oo o o o o o nooo oooooooo ■ oooooo o o ooo

Draufsicht

Fii 5.

IV

<-

CENTRIFUGALPUMPE.

(Fit 1 ni 2.)

V5 Ne.

Fii. 2.

iciiialsdmitt

^ZZZ^TZZr:

„ ZZZZ^^ZZZZ £L

-o o

CONDENSATOR MIT HORIZONTALER LUFTPUMPE.

(Fii 3 bis 19.)

a AbflDss lies Gemisches zum" ’    '_______

b Dampszöflnss aas dem DampfcylMer. c Zufluss des iDjectiBDSwassers (EiQsprilzwassers). d EinspritzFentiL

e Zeise nur Scala für Sie Siellims des Einspritzhalmes.

mix

o o o o oo\

0 0 o o ou\

0 0 0 0 o o\ O 0 0 O 0 <v

(Eil. 5 ui 6.) Vio Ni

Fii. 6. Siinaisicbl

Siisiilfllrai

Eil 9.

tz

djh

Eil 3. SiitEMKiell.

•—

CONDENSATOR MIT HORIZONTALER LUFTPUMPE.

(Eil. 3 bis 10.)

(Eil 3 Ml l)| Mo Kl

IiiitlioBsroiir.

b Dunfntr.

JKJ)

Sneiserohr.

Abflussrohr.

Draufsicht.

Dampszolübrnnfisrobr ooS Einspritzventil. (ft 5 bis 19.)

Halülraii Eil. 10. Xf

(Fii 7 bis 19.)

Vs Ni.

FlaascheDverbMöflE. _r

EU2.M

~e

As

p    Fi£. 8. Verticalsclmitt. 7

*

L - * «A

' 4

Fig. L

Fig 3.

Micalscimiü.

: -G

-**?*

>z

fu

KU

\/T'    >

SSE

d A Fis. I lis 4,

aJ

Scfinitr ef

V///////.

r,

Fif. 4.

Schnitt CD.

y/////////yy/////////z\

53%

slhZ.*;

V//////A

Cb»

ELMM

rc.

-u

■«0

rii

\A\

jj\

te ! -u^i .ja¹—-

<>

£i

£|l_l

2Z

Horizoötalsclmitt.

-^-i

Fia. I

TfiZZZHZZZZW/

Draofsiclit des Veßtilspiegels.

Liipiebiiitt des ieatilspiegels.

-€

BBB

□□□

BBB

Schnitt ab.

□□□

BBB

BBB

Fif. 8.

□□□

BBB

□BB

□IDE I □OE | □DET I 11

P=-4^'.-s

□om

□mm

□mm

CONDENSATOR MIT HORIZONTALER LUFTPi

LULliJ

(Fig. I bi! 8.)

//

Fis 5.

Detail 0.'

Fis 6.

Dimeliitl des Siesvenlilei Fij. 5 Ms 8. ‘A Ns.

Fis 9.

Details zo

KÖRTINGS UNIVERSALINJECTOR.

(Fia. 9 und 10.)    ^

Fis. 10.

1/2 «l.

(Zn Fis. 9 nid 10.)

B DoppeihebeL

Al

PI

vv DampiveelM DD' DampsdOsen.

. H Dampseintritt. z ExcßDlerzapfßn zur Heining des DoppsJheöeJs. a Achse des Handhebels.

WEM 8

TT^

MM

V,

WWWWW

r^VOTEK^I KRAKOw

—

__

Ff

ii ¹

511

A

ix

bj

3t

\ü

!8

irr

•8

IkX

a>

ix

Fig. L

!|

5:

-I

Yerticalschoitt der Loltpüinpe.

mm

V//y//Zy7Z v////s v/////z///////; '///////////////Ztt

Draufsicht der Loitpampe.

Piff. 5.

i.

7?

- -L

[i

_zh

CONDENSATOR MIT VERTICALER LUFTPUMPE

Mü ADSfabniflf der Görlitzer Masctiineiliaoaiistalt in Görlitz.

(Pili. I bis 6.) KoNff.

.irHf

A,

Rohr m Vacinter.

Piff. 2.

ZZD

Einspritztasscr.

CoEdeosatioosranin

dz

Dampf.

i

-B

Piff. 4.

Piff 3.

Dampfcylindf

7?

Dipiel-tisptrrratil

J JS

AhflDSS zerMpampe.

Cottdeasatioisrolir.

Aospaffroiir

-H

a Abfluss des warmen Wassers tob der Laflpmipe. b Zofloss des Gemisch aas dem CoadeasatioasraaiD rar Lafipampe. §, Eolbenbofe. A KaotscM-Saifffeitilplatle. ß'KaDlsctiat-Koltieiveaülplatte.

G Kaotscbak-Aflscblaeriiuff. Di Kolbeadarcbmesser.

\ £ Eiispritzbali r VerbiBiamsrolir.

\ s'Bohrstatzei zoa CoBdeuaflouran. 222 t Eiospritzrohr and Eiaspritz?ectil. / ;r2A

Piff. B.

fetz zt

T /VeBtilspiJdel

I //

3.

in;

//

NS

;/

\\

M_3

E. \

AlJ

MT

/ tf~ /■ i ■

I I Draufsicht des SiaspritiroM

\\

Hx I I >

ME

iv

Abfluss zirLaitpope.

!!

|l

k

(

.

i

I

*

I

-

k

♦

;

8

'

' II'

krascöw

^»•chnjsS^

.

..Ä

I !----ßD

I---

:

Fii. 2.

I

Fii l

s

Fil 4. X

1//' -Z

Fii 1.

,

hX

/

F

Al

M

Ki

c

&r:

K

0

U

fl

UV

!/

er

\ ii

I ffL

V

K'

(?

ir¹

x *

/

z:

Mj

i?x

rwM

X $

B

(L-K)

i

7

■

£■

,* kv

/

hi

X

j -

€

F”

/

f

IE

fT"

X

a/Y

i

Müller’sches KolbeDweff-Diagramni.

ff

I T

I I

H

______3

$1

i

i

i

X—x

s

Jji

I

I

Miiller’sclies Schietjersteneranjis-DiafiraiDni

X7

Ä,

HYDRAULISCHE RÄDERPRESSE.

(fii. 5 oit 6.)

Fii. I

Pli 6.

m

rx-

Zeaner’sclies SchiebemeoerooisDiairaE.

i

L

I

i

I

i

I

i

i

i

i r

X

Fifi. 8.

■

i

i

i i

Fii 5.

!

z

Na.

/

\

\

'

i

i

b

i

i

i

i

i

F

i

t

s

1

% Ni. Fii 6

Verlicatoilt der Presspampe mit Doppeliolbeo. zl kleioer KolbeD, Keile bei D B irosser Kolben, Keile bei E.

C Lederriaie zur Dicbtioi.

D, E Keillöcher zur Kolbeofestslellooi.

F Koltieostaoie. G Fübrooisbiicbse.

H Föhmizsländerv Reservoir.

K Saoirohr. L Veitilieläise.

M Verbiodoiiscaoal zom yeoüloebäose.

i

i

i

t

i

/

»

I

i

i

i

/

I |

I

I

i

l

I

i

i

i

i

I

I

i

r

E

iTEW

L

d

KW

—

Mil

88

I!

%

\

t

t

H

i

t

>

j=n

IW

I

Fii 9.

EXtÜ

ü

W

x

7

x

N

l\

r ti

Zur Presse.

1M 9

: d

SB

LLJ

LJI

I

1

HYDRAULISCHE TUCHPRESSE

mit Haodjoiope. (Fii. 7 bis.9.) tto Ni.

** . ;

■

- --------------------

T£

mm

^ ' & Ä ^

K R Ä K 6 /

techo. -

-AiOO

§8

1

88

<8XNN

y/yy/TÄ

y/////A

. ,.\’S !    F\. v\n

77777777777777./,

///////

V/////,

yy/Z/A

yyyyyy

VZ/Zt7

AyA/y,

////^

kl

iiuzf

Jt

«sä

-5 -

,z7

Zx

sUJi

V///////777Y/////

syyy/yyyyyyyyyy/ '////////////////, v////Z/////////s v//yyyyyyyyyy//y/ '///////////////. V/////////Z///Z//

\y yyyyyyyyyyyyy/A/yyyyyy yyyyyy yyyy,

yy//7V/y//7yyyyy/yyyyyyyyyyyyyyy/

Z//y/y//yy/yy/yyYyyyyy/yyAy//yy/y, '' XAA/AyAyyAyA//AyA/yAA/AAAA//yiM 'zZ^zZZyyZZZAyZZZZZyZZ/ZZy

Yy//yv///////AA

77///yy/yy/////xyyyyyyyyyyyyyy/

y yyyy/yyyyyyyy7

yyyyyyyyy/////Y

yyyyyyyyyyyyyyy

/yyyy/yyyyyyyyy

<'////A V/7//A I AyyZA V////Ä yy/y/A

I atza 4^Jz222 l^////// Z/gZA yyyy//

Fis. 3.

Kopfstück ofiii FnüdaaieDtplatte.

ch

>> Z///////////Z///////////y ////////////////////////A

Zahcräflertabellß.

BßDeüüDHi ii Zäbcezabl Sticbzabl! Münz | Zabnbreile pÄ

! Kopncreis Fosstms ¹ Bobraag i

Yorcbitmr

ÄDIDBrlfBBt

Fis. 4.

Fi . 5.

FiS. 6.

FH. 2.

Amcittl M Klinbilns der

SCHRAUBENPRESSE.

(Fis.5lis?.) ‘/»Ns.

Fis. I

Irrn

r=£

1U

"ii*

dt

*:A

«⁴

"Y

jTl

Hs"

A/J    II    12    37.699

plL«__I2 37.699

C /    II    S    62,832

Z$:<4    22 L 20.    62.632

q.n_UM_L.p

F /.    54    22    75.39

I296

wm-SMB

FiilaiDßiiiplalla.

Gelriebe md [laa-aiapDioag

SCHRAUBENPRESSE ODER SPINDELPRESSE

nii tilnel durch Haiti id Rätohmilmi Tor öeo »am* Dricl aif das Prespaclit P = 75000 ^ (Fil. I bis 4.)

j^VOTEK^⁵

ÖW

KR * A

VA.

V777//////77A777/

Verticatiitt.

*20

/ fit 2.

HYDRAULISCHE PRESSE

(Br MM kg TolaMrot auf las Prespatfol.

(fit I bis 8.)

(2 bis 4, Vi Ki.)

SiilMoticl! mi Tleilicliilt

Kipsilict

Fis. 8.

Vorleraiiictl.

TZZZZZSA/Zz/.

T'D

IfcL

':ai

Fit. 4.

'650

!>

— RotirantcliliiM, —

NW

7777

VS

T§

ST

VaZZA/777777///,

VVXP...... [(

ii

iibO

MaflscJielle.

"Zw

7/

fit 3.

Dmlenicli fa Tuet«.

FDDdamentralmien^^—^

=s

Z-mwo^

Z|

y/.

_X.i

//////'///,'////,

Y/////77777/

\J

ZT

TT

-j

xxcx

II

SD

W

IV

Mo

:z

X¹

äW

V.!

x\x

Too

/t'^r

/kftr.w

11

X-

X/5

I L_ _

xü

rum

tm li

ne

gpi

60

%%

m

xpx

xxx

W''

zz

TxX

MM

A/

xf

y/

7,

\,X

xx>

XTX

\\\\\

X^xxX:

V

V'. X-

4*

'

-

*

i    %    o

I:    c    s

e *■

■

;

fei

- -- --    .j.

i

WYDZIAIY POLITECHNICZNE KBAKÖW

BIBLIÖTEKÄ GtÖWNA

II MM

Druk. U. J. Zam. 356. 10.000.

Biblioteka Poütechmki Krakowskiej

100000299092