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Biblioteka Politechniki Ki akowskiej

LEITFADEN

DES

MASCHINENBAUES

FÜR

VORTRÄGE SOWIE ZUM SELBSTSTUDIUM

FÜR ANGEHENDE TECHNIKER, MASCHINENZEICHNER, CONSTRUCTEURE

UND

TECHNISCHE BEAMTE INDUSTRIELLER ETABLISSEMENTS.

Von

JOSEF PECHAN,

Maschinen-Ingenieur, Professor für Maschinenbau, Maschinenzeichnf.n und mechanische Technologie, Fachvorstand der mechanisch-technischen Abtheilung an der k. k Staats-Gewerbeschule in Reichenberg,

vormals Ohf.f-Ingenieur der Ottakringer Eisengiesserei und Maschinenfabrik in Wien

etc. ETC.

ERSTE ABTHEILUNG.

MASCHINEN ZUR ORTSVERÄNDERUNG.

MIT 78 IN DEN TEXT GEDRUCKTEN HOLZSCHNITTEN UND 24 LITHOGRAPHIRTEN TAFELN.

REICHENBERG. VERLAG VON A. SCHÖPFER. 1883.

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ALLE RECHTE VORBEHALTEN.

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VORWORT.

Zweck 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 undl Constructeure 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 und Maschinen -Construc.tionszeichnen ein geeignetes Hilfsbuch 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 und den Betrieb derselben zu bieten, und zweitens den Leitfaden zu bieten für die constructive Darstellung von Maschinen und deren einzelnen Theilen, sowohl behufs Herstellung von cotirten Arbeitszeichnungen beziehungsweise Detailzeichnungen in Naturgröße, für die Ausführung der Maschinen, als auch behufs Anfertigung zusammengestellter Zeichnungen, sogenannter „Zusammenstellungen“ in kleinem Maßstabe für die Zwecke der Montirung und der Offertstellung auf neu zu erbauende Maschinen.

Es erscheinen deshalb sowohl cotirte Detailzeichnungen, als auch nur in den Hauptmaßen cotirte Zusammenstellungen und endlich gar nicht cotirte Ansichtsfiguren im „Leitfaden.“

Bei der iSchraffirung der Querschnitte ist darauf Rücksicht genommen, dass solche auch im Vortragsunterrichte an der Tafel und bei freien Skizzen und Aufnahmen ebenfalls auszuführen ist. Es wurde deshalb die einfachste Schraffirungsart, 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 zusammengefasst so behandelt, dass zuerst der Zweck und die Arten einer Gruppe erläutert, sodann die Haupttheile jeder einzelnen Maschine festgestellt und deren 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 Maschinenfabrication“ von H. v. Reiche, sowie durch das wohl schon zum Gemeingut der Constructeure gewordene Handbuch „Der Constructeur“ von F. Reuleaux in weitgehendem Maße geboten.

Detailconstructionen von Maschinenbestandtheilen sind wegen ihres Zusammenhanges mit der Maschine, je nach Erfordernis wohl überall dort, aber auch nur dort aufgenommen, avo 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 dimensioniren und zu construiren. Solche Formeln sind überall eingestellt, wo deren Anwendung angezeigt ist; 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.

VORWORT.

Die bei den Berechnungen und zur Dimensionirung 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 specialisirt und so für die unmittelbare Anwendung vorbereitet. Die der Specialisirung zu Grunde liegenden Voraussetzungen sind guten Ausführungen entsprechend, gleich den Formeln selbst beigefügt. Längere Entwicklungen, die sich hierbei ergeben, sind ebenfalls aus dem Text herausgehoben und in besonderen Noten mit kleinerem Drucke abgehandelt. Die Beanspruchungen des Constru'ctionsmaterials 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. Reiche’s „Maschinenfabrication“ und Reuleaux’s „ Constructeuru. Übrigens liegt es selbstverständlich nicht in der Aufgabe dieses „Leitfadens'⁴ selbständig Neues zu bieten, sondern es genügt völlig, dass nur bewährte Constructionen 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 Rudolf 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 cotirt.

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 Constructionen und Constructionsdetails, 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 „L e i t f a d e n des Maschinenbaues“ und dem heutigen hohen Stande des Maschinenbaues und der Maschinenverwendung entsprechenden Vollständigkeit in engem Rahmen und zweckmäßiger Auswahl, als auch hinsichtlich der erforderlichen Dimensionsbestimmung.

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 ^^ 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 Whitworth’s Scala und die Durchmesser der Wellen, Achsen und Bolzen auf Kalibermaße, nach der vom österreichischen Ingenieur-und Architekten-Verein aufgestellten Scala abgerundet. Das Zeichen für die Abrundung ist aus Reuleaux’s „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 Hilfsbuch beim Unterrichte im Maschinenbau, sich als sehr zweckmäßig erweisen. Dieselben sind durchwmgs praktischen Ausführungen entsprechend und die bezüglichen Figuren nach der Berechnung construirt.

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 Maschinenpraxis, zu entsprechen und möchte er sohin freundliche Aufnahme und nachsichtige Beurtheilung finden.

REICHENBERG, im Mai 1882.

DER VERFASSER.

Einleitung

INHALT.

Seite

ERSTE ABTIIEIEUNG.

MASCHINEN ZUR ORTSVERÄNDERUNG.

V orbemerkung

I. Die Sperrwerke.

1.    Zweck und Arten der Sperrwerke

2.    Haupttheile der Sperrwerke . . .

3.    Dimensionsbestimmung.....

Beispiele..........

4.    Herstellung der Sperrwerke . . .

00 c:

io i-* to 00

II. Die Bremswerkc.

1.    Zweck und Arten der Bremswerke

2.    Haupttheile der Bremswerke. . .

3.    Dimensionsbestimmung.....

Beispiele..........

4.    Herstellung der Bremswerke . .

24

26

26

31

34

III. Die Flasclienzilge.

1.    Zweck und Arten der Flaschenzüge

2.    Haupttheile der Flaschenzüge . . .

3.    Dimensionsbestimmung ......

Beispiele...........

4.    Herstellung der Flaschenzüge . . .

35

36

39

50

51

IV. Die Winden.

52

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

2.    Haupttheile der Winden..........

3.    Dimensionsbestimmung...........

Beispiele über die einfache Schraubenwinde Beispiele über die Schraubenwinde mit Keilräderantrieb.....84

57

74

77

Die hier eingehaltenen Maßbezeichnungen sind folgende:

1 Meter = lm; 1 Deciraeter = ldm; 1 Centimeter = 1 Millimeter = 11,1111 ; 1 ¹¹¹ = 10dm = 100 1 Kilometer — 1 km ; 1 k,n = 1000 m.

1 Quadratmeter = 1 qra ; 1 Quadratdecimeter = 1 ⁽idm ; 1 Quadrat centimeter = 1 qcm ; 1 Quadratmillimeter = lqram; 1 qrn — 100 qdm = 10000 qcm = 1000000 qmm.

1 Kubikmeter = 1 kbm ; 1 Kubikdecimeter = 1kbdm ; 1 Kubikcen-timeter =

1000 kbdl".

1 Liter = l¹; l¹ = lkbdra ; 1 Hektoliter = lhl; 11,1 = 100 L 1 Kilogramm = lkg; 1 Tonne = lf; 1⁴ = 1000k";

1 Pferdekraft = 1e ; 1 Meterkilogramm — 1,llk ; 1 Calorie = 1 c. 1 Kilogramm Druck oder Zug auf 1 Quadratcentiineter — 1 kg/qcm ;

1 Atmosphäre = 1at; lat = lkg/qcm-1 Kilogramm Druck oder Zug auf 1 Quadratmillimeter — 1 kg/qmin ; 1at = 0,01kg/

Bei der Dimensionsbest immun g hinsichtlich cler Festigkeit sind die Dimensionen in Millimeter zu Grunde gelegt, nach welchen auch die Zeichnung cotirt wird. Es sind sonach die mit S be-zeichneten Beanspruchungen des Materials in Kilogramm auf einen Quadratmillimeter in Rechnung gestellt.

Bei der Berechnung von Flächendrücken werden die Dimensionen in Millimeter oder Centimeter zu Grunde gelegt und die Drücke pro Flächeneinheit in Kilogramm auf einen Quadratcenti-meter, d. i. Atmosphären oder in Kilogramm auf einen Quadratmillimeter ausgedrückt.*)

Bei der Berechnung von Flächen hinsichtlich der Arbeitsberechnung, z. B. der Hobelarbeit, Dreherarbeit etc. behufs Accor-dirung der Arbeitslöhne wird am zweckmäßigsten der Grundpreis pro 1q,lm festgestellt und werden sonach die Dimensionen in Decimeter ausgedrückt.

cm .

cm

1000,nm.

1kb< m ; 1 Kubikmillimeter = 1kbmrn ;

J kbm__

<|inma

*) Der Druck von einer Atmosphäre gleich / lff/₇<.TO entspricht einem Barometerstand von 735,5 mm, wogegen der Druck einer nunmehr sogenannten alten Atmosphäre gleich 760 1,033 at. Gegenwärtig ist in Österreich die Atmosphäre gleich 1 k&/qcm = 1 at gesetzlich als Maß der Dampfspannung bei Dampfkesseln zu Grunde gelegt.

mm

Barometerstand, gleich ist 1,033 k?/qcm =

EINLEITUNG.

Bei der Gervichtsberechnung wird das Volumen am zweck-massigsten in Kubikdecimetern berechnet, weil das Gewicht von 1 kbdm in Kilogramm durch die Zahl des specifischen Gewichtes¹) dargestellt ist, indem das Gewicht von 1kbdm Wasser eben die Gewichtseinheit gleich 1kg darstellt.

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

Für den Durchmesser d = 25 mm beträgt die Kreisfläche

. d² = 490,87    491 P“

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

P _ 2500 'S “ ~F - 49T

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

Für den Durchmesser d — 32 cm beträgt die Kreisfläche

. <7² = 804,25 qcm

= 5,09    5,1 k^/q

mm.

mm

und weil der Wasserdruck p = 250 at = 250 k&/qcm beträgt, so ergibt sich der totale Wasserdruck auf den Presskolben P = F . p — 201062,5 k& 201 1 oder : für den Durchmesser d = 320 mm beträgt die Kreisfläche

. d² = 80425

und weil der Wasserdruck p — 250 at — 2,5 ks'/qmm beträgt, so ergibt sich der totale Wasserdruck auf den Presskolben P = F. p — 201062,5 k£ 201 l.

3.    Beispiel. Für das Abdrehen einer Riemenscheibe von 500mm Durcli-messer und 100nim Kranzbreite erhält der Dreher im Accord 12 Kreuzer pro 1 q,lm der abzudrehenden Fläche, wie hoch stellt sich der Accordpreis für die Riemenscheibe ?

Für den Durchmesser D = 5 dm beträgt der Kreisumfang U =. n . I) = 15,71 dm

und bei der Rreite B — 1 dm die abzudrehende Fläche

F = U. B = n . D . B = 15,71 qdm somit für den Einheitspreis p — 12 Kreuzer pro 1 qdm der Accordpreis P = F . p = 15,71 . 12 = 188,52 Kreuzer fl. 1,90.

Ist der Einheitspreis p — 20 Pfennige pro 1 qdra, so ist der Accordpreis P = F . p = 15,71 . 20 = 314,2 Pfennige ^ M. 3,10.

Seitenlange im fertigen

mm

4.    Beispiel. Ein gußeiserner Würfel von 300 Zustande, soll auf allen sechs Flächen winkelrecht gehobelt werden; wie viel beträgt der Accordpreis, wenn der Hobler für 1 qdm gehobelter Fläche 6 Kreuzer erhält?

Für die Seitenlange a — 3dm beträgt die Oberfläche eines Würfels F = 6 . «² = 54 qdm und für den Grundpreis p = 6 Kreuzer pro 1 qdm der Accordpreis

P = F. p = 54 . 6 = 324 kr. ^ fl. 3,25.

Ist der Einheitspreis p — 10 Pfennige pro 1 qdm, so ist der Accordpreis P = F. p = 54 . 10 = 540 Pf. - M 5.40.

5. Beispiel. Wie schwer ist ein gußeiserner Würfel von 300mm Seitenlange, wenn das specifische Gewicht des Gußeisens mit 7,3 in Rechnung genommen wird?

Für die Seitenlange a = 3 dm beträgt das Volumen des Würfels V = a³ — 27 k,ldm

und weil das Gewicht von 1 kbdm Gußeisen p = 7,3 k8, so ist das Totalgewicht des Würfels

G = V . p = 27 . 7,3 = 197,1 ^ 200 ke.

ERSTE ABTHEILUNG.

MASCHINEN ZUR ORTS VERÄNDERUNG.

Buchenholz, trocken Eichenholz,

Lerchenholz,

Tannenholz,

Holz mit Wasser angesaugt, bei Wasserrädern . .    1,00.

7,3.

0,75.

0,69.

0,52.

0,56.

Gußeisen

Schmiedeisen......

Stahl..........

Bronze, Rothguß, Metall.

Messingguß.......

Kupferblech......

Sandstein, Fundamentstein Ziegelmauerwerk, 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.

7,7.

7,8.

8,8.

8,44.

8,88.

2,35.

1,50.

VORBEMERKUNG.

Maschinen zur Ortsveränderung sind solche Maschinen, welche dazu dienen, feste Körper oder Flüssigkeiten zu heben oder zu heben und überdies seitlich oder überhaupt weiter zu bewegen.

Es gehören sonach hierher die sogenannten Aufzugsmaschinen, d. i. Maschinen zum Heben von Lasten, die Pumpen, d. i. Maschinen zum Heben oder Fortschaffen von Flüssigkeiten, insbesondere zum Heben und Fortschaffen des Wassers und endlich die hydraulischen Pressen und Accumulatoren, obwohl bei den hydraulischen Prossen außer dem Heben zumeist auch die Formveränderung eines Gegenstandes bezweckt wird. Die vorangestellten Capitel Sperr- und Bremswerke behandeln allgemeine Mechanismen.

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 Kupplung 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; die Fig. 1 und 2, Taf. III zeigen die Uhlhorn’schc Motorenkupplung und die Fig. 3 bis 5, Taf. III die Pouyer’sche Motorenkupplung. Die Fig. 6 bis 8, Taf. III und 8, 9 Taf. VII endlich zeigen eigenartige Sperrwerke der Schaltmechanismen von Gattersägen. Die nicht cotirten Theile dieser Figuren sind genau im Maßstab gezeichnet, so dass daraus die Verhältnisse direct entnommen werden können.

2. Haiipttkeile (1er Sperrwerke. Die Haupttheile eines Sperrwerkes oder einer Sperrvorrichtung bilden das Sg>errad und der Sperrkegel oder die Klinke. 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 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 Steckstiften, oder endlich durch 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 Schaltmechanismen 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 der eigenthümlich geformte Sperrkegel durch eine flache Feder eingelegt, welche er bei zurückbleibendem Sperrade wegdrückt, indem er darunter durcbgleitet. Bei der Pouyer’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.

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

3. Dimensionsbcstimmung. Im Folgenden ist die, für die constructive 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 dimensionirt.

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

I) den äußeren Durchmesser des Sperrades in Millimeter,

R den äußeren Halbmesser oder Radius des Sperrades in Millimeter,

t die Theilung des Sperrades im Bogenmaße am äußeren Radumfange gemessen, in Millimeter,

jt = 3,1416

3,142 die Ludolf sehe Zahl,

die Stichzahl,

(i)

X 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 Quadratmillimeter Querschnitt. W das Trägheitsmoment des Zahnfußquerschnittes, e die Entfernung der stärkst gespannten von der neutralen Faser,

z=~

W bh²

den Querschnittsmodul des Zahnfußquerschnittes,

« den Winkel, welchen die Normale zur Stützlinie mit der Richtungslinie der Zahnflanke einschließt, ß den Winkel, welchen die Richtungslinie der Zahnflanke mit dem nach dem Angriffspunkt des Sperrkegels am äußeren Radumfange gezogenen Radius des Sperrades einschließt, <p = 0,2 den Reibungscoefficient zwischen dem Sperrkegel und dem Sperrad,

eine gewählte Verhältniszahl,

tg ß

tg «

r den Halbmesser des von der Richtungslinie der Zahnflanke berührten mit dem 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:

(1²)

bh²

= s . z = s .

b

des abzuscherenden Querschnittes

D = 2R — z .

(2

V 1 + (Ktg a)²

(3*)

zu deren Specialisirung man nehmen kann : 11 bis 25

2 = 0,25 t bis 0,5 t 6 = 0, t bis t h =

S — 1 bis 3 kg/

für Wind werksräder von Gußeisen, ersteres für kleinere, letzteres für größere Theilungen,

qmm

*) Aus Fig. 1, Taf. I ergibt sich, da der Winkel OhB = 90° OE = OB. sin ß

und weil O E — r und O B = R.

r — R sin ß,

nun ist aber bekanntlich

sin ß —

lg ß

V i + tg² ß

und mithin

tg ß

V i ■+- tg² ß

Hieraus ergibt sich endlich durch Einführung des Wertes

tg ß = K . tg a

die Gleichung

K tg a

Vl + (K tg «)*'

und weil

OE = r; OF = «

woraus endlich folgt

K’ r'

und hieraus

OE

OF

= tg ?.. =

tg «

K,

= 0,25 bis 0,75 k^/ a — 1,2 g) bis 2 g). ³ ⁴)

= 0,8 bis 1.⁵)

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 . t²..........

CT? ÖQ

qmm

für Kupplungsräder von Gußeisen.

(5

und hieraus

(6

(7

_1_ P 0,187 ' S

und endlich

t = 2,31 .

Die Gl. (5 dient dazu, für bestimmte Werte von t die zugehörigen Werte von P zu berechnen, um eine Tabelle hiefür anzulegen.

Die Gl. (7 gibt direct die Größe der Theilung für einen beliebigen Wert von P und dient daher zur Dimensionsbestimmung, sobald P bekannt ist.

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

Es erscheint jedoch zweckmäßiger z zu wählen und darnach t und R zu bestimmen. Man erhält hiefür unter den Voraussetzungen der Gl. (5 bis (7

genommen wird.

**) Die Stützlinie A B (P’ig. 1, Taf. I) kann entweder den Umfangskreis des Sperrades schneiden, oder denselben tangiren. Im ersten Falle wird « "!> ß und somit K •<. 1, im zweiten Falle wird a — ß und K — 1. Der erste Fall gibt weniger unterschnittene Zähne als der zweite.

Den nach Gl. (7 oder (8 erhaltenen Wert kann man im Allgemeinen nach einer beliebigen Scala abrunden. Zweckmäßig ist es; denselben nach ganzen Stichzahlen abzunmden, wonach man nach Gl. (2 stets eine ganze Zahl für den Durchmesser D erhält und kann man sich hierzu folgender Tabelle bedienen.

Tabelle för Sperräder.

f?—

1 kg/qmm.

t = 2,31 . \JP = 3,23 .

G)

t = 3,23 .

fl ■ fl

(8⁶)

r,/;>

7,4

12    37,699

14    43,982

16    50,265

115,3    18    56,549

199.2    20    62,832

317.3    22    69,115

472.4    24    75,398

673,7    26    81,681

922,6    28    87,965

1240,0    30    94,248

7,4

266

1584

25,0

59,0

362

472

598

738

895

2538

3779

5390

7380

9920

1062 12670 1248 16240 1448 20300 1660 24900

PR _ 0,187

. S . t³ = 0,0298 . 8 . t³; für die tabellarische Ausrechnung hat man auch

Die Gl. (3 und (4 ergeben specialisirt und nach oben ab

gerundet

(9

für tg ß = 0,3 und K = 0,8 (die Stützlinie schneidet den Sperradkreis, wie in Fig. 1, Taf. I, gezeichnet) v = 0,25 R 1 8 =• 1,25 7* /

(10

für tg a = 0,3 und K = 1 (die Stützlinie tangirt den Sperradkreis, wie in Fig. 4, Taf. I, gezeichnet) r — 0,3 R }

Die Länge des Sperrkegels variirt innerhalb weiter Grenzen und findet man

0,5 R bis 2 R

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. (9 ausführen, so wählt man sieh zunächst B beliebig, und construirt 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 aus O beschriebenen, durch den vorgeschriebenen Sperrkegeldrehpunkt Aj gehenden Kreis und erhält hiermit die Länge des Sperrkegels und hat nun B nach Bx, mit A nach A, zu drehen, wie durch den Pfeil angedeutet, um in A₁ Bx 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 Drehungskreis wird dann, nachdem die Länge des Sperrkegels B A aufgetragen ist, durch A gezogen und ergibt im Schnittpunkt mit der vorgezeichneten Geraden die Lage des gesuchten Drehpunktes Ax. In Fig. 4, Taf. I, ist die letztere Aufgabe unter Voraussetzung der Gl. (10 gelöst. Fs lässt sich übrigens im letzteren Falle mit Hilfe des an beliebiger Stelle zu zeichnenden Dreieckes OAB (Fig. 5, Taf. I) direct die Entfernung a des Sperrkegeldrehbolzens vom Radmittelpunkt bestimmen, sobald L gegeben ist und umgekehrt.

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

*) 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 zu umständlich ist.

Man kann jedoch auch der Beanspruchung auf Biegung dadurch Rechnung tragen, dass man den nach Gl. (12, (14 oder (16 für 8 = 2 ks/qmm berechneten oder der zugehörigen Tabelle entnommenen Durchmesser entsprechend giößer annimmt u. zw. um

bis 60mm Durchm.

15 mm bei gewöhnlichen Transmissionswellen

von 60 ,,    90 mm

„ 90 „ 110mm

10 nun

))    n    u

K mm

20—15mra „ besonders kräftig zu dimensionirenden Wellen.

Nach Bedtenbacher nehme man für lange Transmissionswellen aus Schmiedeisen unter Berücksichtigung der Verdrehung

VI

d den Durchmesser des Sperrkegeldrehzapfens, l die Länge desselben,

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

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,

so erhält man nach den bekannten Regeln der Festigkeitslehre die Gleichungen

d' =

I ¹⁶

y x

f?

(ll

. S‘

zu deren Specialisirung man nehmen kann l = b S = 7,5 S' = 2 bis 4

(12

für Schmiedeisen,

für schmiedeiserne Wellen der Winden und Krahne, ersteres für dünnere, letzteres für dickere,

für schmiedeiserne Transmissionswellen.*)

qmm

qmm

& = 1 bis 2^1

i qmm

d = 120

Man erhält nach dieser Formel für

-- <, 1 größere Werte als nach

obiger Gl. (16.

Setzt man als Mittelwerte in die Gl. (11 resp. (12 = 7,5 ke/

qmm y

qmm y

' = 2kg/

so erhält man nach Ausrechnung der constanten Coefficienten

(14*)

d = 0,879 . \3/P 7 l d‘ = 1,366 . R

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

<i g

(15**)

Substituirt man den Wert von {PR) aus Gl. (15 in (14, so

PR = 716200 .

*) Will man statt dem dieser Gl. = 2 •<?/,,

Gl. (14 berechneten Wert mit

zu Grunde liegenden Wert von einen grösseren oder kleineren 8“ anwenden, so hat inan den aus

f,

Gl. (12, wenn der <S" entsprechende Wellendurchmesser mit d“ bezeichnet wird

* - f?

d" = ÿ ¹⁶

und man erhält durch Division dieser beiden Gl. *

= I '

S‘

zu

multipliciren, denn es ist sodann nach

PR

d“

d‘

TT S“

. PR

S“

und somit

V*

**) Es ist nämlich, da hier R in Millimetern erscheint, und 75 Meterkilogramm gleich einer Pferdekraft sind (75mk = Ie):

² • (im) p

d“ = d‘ .

8“

60 . 75

und daraus folgt

60 . 75 . 1000

2 71

oder abgerundet

.V

PR = 716200 . —r

erhält man zu directer Berechnung von d‘ aus Voraussetzung von S‘

wieder unter

2ks/

qmm

(V = 122

JE

120

iYN_

V n

(16

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 mit Hinweglassung des Kalibers 72 welche die folgende Tabelle der Wellendurchmesser nach Grl. (14 und (16 berechnet ist. Die Durchmesser über 100 Zehnern abgerundet.⁷)

mm

ZU

Grunde gelegt, für

mm

sind nach

Tabelle für scliinicdciserne Wellen,

d‘ = 1,366 .

PR = 122 .

= 2 kg/qmm⁸)

d‘

PR

d‘

PR

feile

26

6859

30

32

33

35

36

40

42

45

48

50

52

55

60

10603

12868

14112

16837

18322

25133

29094

35785

43429

49088

55217

65335

84823

0,0096

0,015

0,018

0,019

0,023

0,024

0,035

0,040

0,050

0,060

0,068

0,077

0,091

0,117

65

70

75

80

85

90

95

100

110

120

130

140

150

160

107845

134696

165670

201062

241167

286278

336691

392700

522684

678586

862762

1077569

1325363

1608496

0,150

0,188

0,231

0,280

0,337

0,398

0,470

0,548

0,730

0,946

1,204

1,503

1,850

2,240

2 Rn

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

ts

0,187 '

2 n 1 PR

2 Rn _

z “ ⁼ 0,187 ‘ 8 ' ~z

und hieraus

3,23 •

fl ■ p:,;

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

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.

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

I. Beispiel. Das Sperrad vom Halbmesser R sitzt auf der Trommelwelle eines Windwerkes. Die Last Q = 550hängt am Trommelhalbmesser ç = 90mm (Fig. 5, Taf. II). Es sind die Hauptdjmensionen des Spei-rwerkes zu bestimmen, welches in der Detailconstruction nach Fig. 2 und 3, Taf. I, ausgeführt werden soll. Die Beanspruchung des Sperrades soll betragen 8 — 1,5 kg/qmm, jene der Trommelwelle 8' = 3 k£/qmm. Das Sperrad soll 13 Zähne erhalten.

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

PR 49500

PR = Q q — 49500 und hiermit und wenn man die Tabelle S. 13 für die Sperradtheilung benützt, so hat

13

= 3807

man darin in der Rubrik hier S = l,5k»/qmm, und man erhält

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

— =14 : t = 43,982    44 mll‘.

71

Mit Benützung der Tabelle S. 17 für den Wellendurchmesser ergibt sich, indem man darin in der Rubrik {PR) die Zahl 49500 : 1,5 = 33000 aufsucht,

= 1,5 sich

weil hier S‘ — 3k&/qinm, in der Tabelle aber S‘ = 2ks/q

ergibt, für den zunächst liegenden Wert PR = 35785

(V = 45 mm.

Ohne Benützung der Tabellen erhält man nach Gl. (8

und |

S‘

die in Berechnung stehenden Torsionsmomente mit    zu multipliciren

O    O

/ s“\

j zu dividiren, und die so reducirten Momente in der Tabelle

oder durch aufzusuchen.

Man erhält nun ferner nach Gl. (2 den Dui’chmesser des Sperrades

² • (v) =

t = 3,23

n-v⁹

3,23 .

n-v

3807 = 3,23 .

3807 ₌

43,928

und hiermit, bei Abrundung auf eine ganze Stichzahl der Scala nach Tabelle S. 13 wie zuvor

= 14; t. “ 43,982    44mm.

7t

Ferner ergibt die Gl. (12 für den Wellendurchmesser

d‘

= V7°

. PR

-y ¹⁶

. 49500 = 1,366 .

. 49500 = 43,8

n. 3

und somit, bei Abrundung auf ein Kalibermaß nach der Scala der Tabelle S. 17 wie zuvor <V = 45 mm.

13 . 14 = 182 mm

und den Halbmesser des Sperrades

R = — D — 91mm ;

ferner

X = 0,35 t — 15,4    15    mm    • h — q,8 t — 35,2    35    mm .

h = 0,7 t = 30,8    31 mm.

Endlich wird nach Gl. (9 für die Zeichnung der Zahnflanken bei schneidender Stützlinie

r = 0,25 R = 22,75    23 mm.    _ j 25 r — 28,75    29mm

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

Nun wird der Stützendruck P

Q(j _ 49500

91

— 544 kg und hiermit

erhält man nach Gl. (13 für den Speri’kegeldrehzapfen von der Länge l = b = 35 mm • d = 0,879 .

Y fi=

0,879

544 . 35 = 23,47 ^ 23 mm

nach Kalibermaß abgerundet. Zur Befestigung kommt nach der Whitworth’schen Scala die Schraube Nr. 6, gleich ⁰/₈ oder s/₄ Zoll englisch in Anwendung.⁹)

2. Beispiel. Das Sperrad vom Halbmesser R sitzt auf der zweiten Vorgelegewelle eines Windwerkes mit doppelter Räderübersetzung (Fig. 6, Taf. II). Die Last Q = 1250hängt am Trommelhalbmesser q = 120mm. 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 (nach Morin) im Querschnitt des Gewindekernes berechnet, nach der Formel

P =    . cZj² . S, woraus sich bei gegebener Belastung P der Kerndurchmesser

dt der entsprechenden Schraube ergibt : dl = 0,67 V P. Die Unterlegscheiben werden am besten cylindrisch, mit gerundeter Kante, abgedreht und im Durchmesser gleich ⁴/₃, in der Höhe gleich 7io 4er Schlüsselweite D ausgeführt.

Die Schrauben von ¹/i bis 1¹/₂ 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 Jhg. XXVI. S. 64); die übrigen sind dem Gebrauche in der Praxis entnommen. In der Tabelle bezeichnen noch nt die Anzahl der Gewindgänge auf 1 Zoll englisch, v₂ die Anzahl der Gewindgänge aufl27mm. In der Zeichnung ist nur zu cotiren: die Schra.ubennummer, d₂ und die Schraubenlänge.

Tabelle der Schrauben nach Wliitworth’s Scala.

Zoll

No. engl.

d mm (l pnm ]jmm

11 2

Für die Zeich-

d mm nung abgerundet pkg mm

h = d™™\D

74

6,85    4,728    13,49

7«

9,525    7,492    17,859

9,990    23,217

72    12,7

7₈    15,875 12,918 27,979

³/₄    19,05    15,797 32,94

7₈    22,225    18,611    37,703

25,4    21,334    42,465

17₈    28,575    23,929    47,228

CO CO .

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SSSSgSSëê-,

50 05

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S§8 8jg:l3JtSgS$fc8gg8SS

-Si_Cfr___O?_ pi

der Sperrkegel sich auf die obere Ständerverbindung stützt. Die Beanspruchung des Sperrades soll betragen S — 1kg/qmm, jene der Sperradwelle (zweite Yorlegewelle) S¹ = 2 kg/qmm. Das Sperrad soll 18 Zähne erhalten. Die Zahnräder des Wind Werkes erhalten die Zähnezahlen z₄ — 13; z₂ = 49; z₃ — 13; z₄ = 78. Der Halbmesser der Windenkurbeln beträgt a = 400mm und die Kraft K am Kurhelhalbmesser werde mit 20 °/₀ Zuschlag für die Reibungswiderstände berechnet, also nach Fig. 6, Taf. II, aus der Gleichung:

-Bl Bg

JL

• “p- •    • Q = 1|2 . — •    • — • Q = 20 ks.

a n₂    a z₂ z₄

Das Sperrad hat das Torsionsmoment von Seite der Last auszuhalten,

nämlich: PR —

Q . q =    . Q . ç = 25000; demnach wird für

z = 13;

= 1923 und dem entspricht nach der eben für <S

= lk&/qmm

berechneten Tabelle S. 13:

(i) =

14; t — 43,982    44mm

Hiermit wird nach Gl. (2:

13 . 14 = 182 mm ;

R .=

und somit

P ₌ 2^222 = 274,7 ^ 275kg,

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

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

. K . a = 30154

PR =

Ą •

und dem entspricht nach der eben für S‘ = 2kg/q S. 17 der zunächstliegende Wellendurchmesser d‘ = 42mm.

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

²i

nun

berechneten Tabelle

3. Beispiel. Es sind die Dimensionen des Sperrwerkes der Pouyer’schen Kupplung allgemein zu bestimmen, für die Übertragung von V Pferdekräften bei n Umdrehungen in der Minute, unter der Voraussetzung, dass die Beanspruchung der Sperradzähne S = 0,75kg/qmm; und jene der zugehörigen Transmissionswelle 8‘ — 2 kg/qmm betrage. Das Sperrad soll 13 Zähne erhalten.

Nach Gl. (8 erhält man für das Sperrad die Theilung unter obiger Voraussetzung:

t - 3,23

fl ■ p:

= 3,23 .

Ü_i

\ 0,75 . 13

. ^PR = 1,51 ^PR

und nach Gl. (14 für den Wellendurclimesser d‘ — 1,366 ^PR, somit durch Substitution :

t =.

1,51

. d‘ = 1,105 d'

1,366

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

13 . 1,05

- ci =

3,142

I) =

4,5 d‘-

endlich für die Zahnbreite des Sperrades

b = 0,8 t = 0,8 . 1,105 d‘ = 0,884 d‘

0,9 d‘

übereinstimmend mit der Gotirung in Fig. 3, 4, Taf. III. Hierbei sind die ferneren Zahndimensionen: l = 0,35 ^; h = 0,7 t. Macht man die Stützlinie wie in Fig 4, Taf. I, tangirend an den Sperradkreis, so wird das Dreieck A OB (Fig. 5, Taf. I) rechtwinklig und man erhält: a² = R² -j- L², woraus a = \^R² -J- L2 und wenn man wählt L = 0,9 R, so wird ferner « = \ 1,81 R‘² — 1,35 R-,

= 2,25 d‘ erhält man hiemit abgerundet

durch Substitution von R = —

u

L — 2 d' und a = 3 d\ ebenfalls übereinstimmend mit der Cotirung 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 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 durchwregs bearbeitete Flächen, wobei jedoch in der Regel nicht Zahn um Zahn des Sperrades vom Schlosser in gleicher Weise exact regulirt 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 Einfräsen 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 Vertical-bohrmaschine und Drehbank bearbeitet und übrigens vom Schlosser katzgrau gefeilt, oder er wird auf der Shapingmaschine und Nutli-stoßmaschine 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 Sperrkegel der Schaltmechanismen erhalten zweckmäßig gewöhnliche Zahnräder mit Cycloiden-verzahnung als Sperräder (Fig. 15, Taf. II).

Der Bearbeitung des Sperrkegels geht das Anreißen desselben am Anreißtisch 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 Nasenkeil angewendet, flach oder versenkt (Fig. 3, Taf. IV), ivelcher in der Höhendimension schwach conisch ausläuft ; anderenfalls wird ein eingelassener Keil angewendet, über welchen das Sperrad aufgeschoben wird (Fig. 4, Taf. IV).¹⁰)

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

II. DIE BREMS WERKE.

K0 = rj . K '= 0,555 . 1256 = 697 ^ 700 kg.

i = -i-

h • (~)=• g)

ik%

VI. DIE PUMPEN.

V/V + zv

Für die Drehung der Kurbel von K nach Kx im Sinne

fggj

¹

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

Tabelle der specifischen Gewichte.

(Wasser bei 4° C. = 1.)

²

Der Zahn ist auf Biegung beansprucht. Die Beanspruchung auf Abscherung durch die Kraft /’ welche eintritt, wenn der Sperrkegel nur am Grunde der Zahnlücke angreift, ergibt unter Voraussetzung der Beanspruchung mit S kg/q

P = S . b . h.

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

³

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 « gröijer ausfällt als der dem Reibungscoefficienten <t> entsprechende Reibungswinke]. Da nun ę die trigonometrische Tangente des Reibungswinkels vorstellt, so ist dieser Bedingung genügt, wenn

⁴

tg « > y

⁵

Aus Fig. 1, ïaf. I ergibt sich ferner O E = E B . tg ß EV = EB . tg «

⁶

Aus Gl. (2 folgt

⁷

Die Kalibermaße unter 30 5, 7, 8, 10, 12, 13, 14, 15, 16, 18, 20, 23, 25, 26, 28 (Zeitschrift des österr.

Ing.- und Arch.-Vereins 1874 Jhg. XXVI. S. 60).

Kaliber dieser Scala werden in ganzen Sätzen für den Werkstättengebrauch zusammengestellt, in exacter Ausführung, von der Ottakringer Eisengießerei und Maschinenfabrik in Wien geliefert. In Figur 6, Taf. I, ist ein Kaliberbolzen mit dem zugehörigen Kaliberring gezeichnet.

⁸

Soll die Beanspruchung S" statt S' = 2 ks/qmm betragen, so hat man Pechan, Leitfaden des Maschinenbaues. I.

⁹

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 Viertelzollen.

Das Gewinde ist mit englischem Schneidzeug nach englischem Maße hergestellt und erfordert bloß nummerirte 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, und ist nach Kalibermaß abgerundet. Die Schraubenkopf höhe wird bei Kopfschrauben gleich der Mutterhöhe h, d, i. gleich dem äußeren Gewindedurchmesser d und bei Mutterschrauben gleich 0,7 d. Die in der Tabelle angesetzten Werte der Tragfähigkeit P sind für die Zugbeanspruchung S — 2,8ks/qmm

¹⁰

Passende Keildimensionen ergeben für den Wellendurchmesser d‘ nach der Cotirung in Fig. 3, 4, Taf. IV, die Formeln :

f — 3 mm -(- 0,25 d'- c = 3min    0,15 d‘.

II. DIE BREMS WERKE.

1. Zweck und Aden der Bremswerke. Die Bremswerke dienen, insoweit sie liier in Betracht kommen, dazu, die Geschwindigkeit einer, unter dem Einflüsse einer constanten Kraft, rotirenden Maschinenwelle möglichst constant zu erhalten oder zu vermindern, eventuell bis auf Null zu reduciren.

Sie Anden Anwendung bei Winden und Krahnen, als sogenannte Bandbremsen, und bewirken daselbst die Verhinderung eines beschleunigten Abwärtsganges der Last, eventuell das Schweben derselben ; ferner kommen dieselben zu gleichem Zwecke als Backenbremsen bei Mühlcnaufzügen und Fördermaschinen vor. Band- und Backenbremsen Anden auch Anwendung bei lösbaren Kupplungen, sogenannten Frictionskupplungen, an Transmissionen und Windwerkswellen, bei welchen zeitweilig relative Bewegungen der beiden, durch die Kupplung zu verbindenden Wellenenden in Betracht kommen.¹)

Zur Regulirung der Bewegung rotirender 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. 7, Taf. V, zeigen Bandbremsen, wie sie bei Winden und Krahnen Vorkommen ; in Fig. 8, Taf. V, ist eine Bandbremse mit Holzbelag und in Fig. 9, Taf. V, eine Backenbremse in der bei Aufzügen und Fördermaschinen gebräuchlichen Anordnung dargestellt.

Hinsichtlich ihrer Wirkungsweise unterscheidet man zwei Arten von Bremsen, nämlich : Schließungsbremsen (Fig. 3, Taf. IV, bis Fig. 6, Taf. V) und Lösungsbremsen (Fig. 7, Taf. V); bei er-steren muss das Bremsband angezogen werden, um zu bremsen; bei letzteren ist die Bremse im gewöhnlichen Zustande festgezogen und die geAvünschte 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 Aufsteckgewicht (Fig. 7, Taf. V).

Hinsichtlich der Spannungsweise des Bremsbandes unterscheidet man drei Arten der Bandbremsen, nämlich: Einseitig gespannte Bremsen (Fig. 3, Taf. IV, Fig. 10, Taf. IV, bis Fig. 1, Taf. V), bei welchen nur ein Bremsbandende angezogen wird; zweiseitig gespannte Bremsen (Fig. 2 und 6 bis 8, Taf. V), bei welchen gleichzeitig beide Bremsbandenden angezogen werden; endlich Differenzialbremsen (Fig. 7, Taf. IV, und Fig. 7, Taf. V), bei welchen das eine Bremsbandende am längeren Hebelarm angezogen, das zweite am kürzeren Hebelarm nachgelassen wird. Die Differenzialbremscn 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 Pronysche 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)

2. Hauptllicilc ller Bremswerke. Die Haupttheile der Bandbremsen bilden die Bremsscheibe, das Bremsband und der Bremshebel; jene der Backenbremsen, die Bremsscheibe, der Bremshebel mit dem Bremsbacken und die Zug Vorrichtung zum Anziehen der Bremse. Bei den in Fig. 1 und 5, 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 cylinderisch 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 in einem Stück gegossen wie in Fig. 23, Text, S. 67 ; 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 Detailcon-struction ist in den Fig. 3 bis 9, Taf. IV, dargestellt.

Wenn bedeutende Kräfte abgebremst werden sollen, so wird das Bremsband mit Eichenholzklötzchen armirt (Fig. 8, Taf. V), um den Reibungswiderstand zu erhöhen. Bei den Backenbremsen, Fig. 9, Taf. V, kommen Bremsklötze von Eichenholz zur Anwendung.

3. DillieDSioDSbestillllllllllg. Im Folgenden ist die, für die constructive Darstellung erforderliche Dimensionsbestimmung für die

Bezeichnet nach der Cotirung 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 Nutzeffekt in Pferdekräften ä 75 so ist

Nn =

60 • 75

— . G.

vorgenannten drei Arten der Bandbremsen und für die Backenbremse mit einem Bremsbacken durchgeführt.

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

« 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 Reibungscoëfficient zwischen Bremsband und Bremsscheibe, T

das Verhältnis der beiden Bremsbandspannungen,

e = 2,7183 die Basis der natürlichen Logarithmen,

K die für das Gleichgewicht am Bremsbebel erforderliche äußere Kraft, ohne Rücksicht auf die Steifigkeit des Bremsbandes und das Eigengewicht des Bremsliebels, in Kilogramm, a, b, L, die zu T, t und K gehörigen Hebellängen in Millimeter, R den Halbmesser der Bremsscheibe in Millimeter,

P die Bremskraft am Halbmesser R, d. i. die Reibung am Scheibenumfange, ³)

ß die Breite des Bremsbandes in Millimeter,

6 die Dicke „    „    „    „

(17

B die Beanspruchung des Bremsbandes auf Zug in Kilogramm auf einen Quadratmillimeter Querschnitt, so erhält man nach den bekannten Regeln über die Reibung folgende Gleichungen : x — e?«

(18

T --

(19

t — {X - 1 ) t

durch Verbindung der beiden letzteren Gleichungen ergibt sich

(20

(21

und mit Rücksicht auf die Beanspruchung des Bremsbandes T •= ßäS....................

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

a) für die einseitig gespannten Bremsen (Fig. 3, 10 und 11

Taf. IV)

(22

Taf. V)

b) für die zweiseitig gespannten Bremsen (Fig. 2 bis 4,

K . L = tb -f Ta

(23⁴)

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

Taf. IV)

KL = tb — Ta

(24

Taf. V)

d) für die Differenzialbremsen als Lösungsbremsen (Fig. 7,

Kx L

KL -f Ta — tb

(25⁵)

Bei der Bandbremse in Fig. 1, Taf. V; wird die Zugspannung t direct von der flachgängigen Schraubenspindel aufgenommen ; bei jener in Fig. 5 ergibt sich als Zug der flachgängigen Schraubenspindel die Resultirende der Spannungen T und t und die Schraubenspindel hat die Richtung dieser Resultirenden zu erhalten, welche sich bei passend gewähltem Winkel w graphisch bestimmen lässt, wie in Fig. 6, Taf. V, gezeichnet.

Bezeichnet man bei der Backenbremse, unter Berücksichtigung der Cotirung in Fig. 9, Taf. V, mit

a den Hebelarm der Bremskraft P am Halbmesser R der Bremsscheibe,

K den Zug der Schraubenspindel am Hebelarm L,

21 den Normaldruck zwischen Bremsbacken und Bremsscheibe am Hebelarm b,

cp den Reibungscoëfficient zwischen Bremsbacken und Bremsscheibe,

d‘ den Wellendurchmesser, ß' die achsiale Breite der Bremsbacken, so gelten die Gleichungen :

(26

p = cp . w ....

(27

KL = 97 .6 — P . a

Zur Specialisirung der Gleichungen (17 bis (27 kann man

nehmen

cp = 0,18 für Schmiedeisen oder weichen Stahl auf Gußeisen ohne Schmiere,

cp — 0,4 für Eichenholz auf Gußeisen ohne Schmiere, cp = 0,22 für Eichenholz auf Gußeisen mit Wasser, a =0,7 . 2 :x — 1,4 ji = 4,398 für gewöhnliche Verhältnisse der Bandbremsen (252⁰ Winkelmaß in Graden),

= eęa — 2,2 für ein Eisen- oder Stahlband auf gußeiserner Scheibe.

= eva = 5,8 für ein mit Holzklötzchen armirtes Bremsband auf gußeiserner Scheibe,

= 10 bis 20kg,

= 40 bis 80 mm,

mm

= 2 bis

= 1,5 d‘ )

für ein schmiedeisernes Bremsband, für ein Stahlband.

qmm

= 4,5 kg/

qmm

= 6 bis 8 kg/

*) Die Breite der Bremsbacken und die Projection der von denselben berührten Bogenlänge werden unter gegebenen Umständen nicht zu klein ausfallen dürfen, damit der Flächendruck nicht zu grob wird. Beim Prony’-schen Zaum insbesondere, welcher unter bestimmter bedeutender Umfangsgeschwindigkeit zu wirken hat, ist dieser Umstand zu beachten und dürfte hierbei durch die Zugschrauben höchstens ein Flächendruck von 0.9 at zulässig sein, bei reichlicher Zufuhr von Seifenwasser oder gewöhnlichem Wasser zur Kühlung.

Æ > o d' bis 4 d‘ für Bandbremsen, i? > 4 d' bis 5 d ' für Backenbremsen.

Der schmiedeiserne Bremshebel erhält gute Verhältnisse, wenn man mit Mb das Biegungsmoment für den Querschnitt bt hi bezeichnet und mit Rücksicht auf die Cotirung in Fig. 3 und 4, Taf. IV, setzt:

Sy

5ke/q

hy = 2,65 by

(28

K — ~2 hv

b.Z = by

oder

2 ,

3 hl

(29

Für den hölzernen Bremshebel nehme man in Gl. (28 Sy — 0,7kerqmm und hy — 1,5 by bis 2 by.

Der als Stirnzapfen ausgeführte Hebeldrehzapfen und die Charnierbolzen für die Einhängung des Bremsbandes werden für die Beanspruchung S 7,5kg/qinm dimensionirt.

Für den Stirnzapfen vom Durchmesser d, und der Länge l gilt sonach wieder die Gl. (11 resp. (13, wenn unter P die entsprechende Belastung verstanden wird.

Der Charnierbolzen vom Durchmesser d₃ und der Länge l3 bestimmt sich aus dem gleichwertigen Stirnzapfen (d, l) nach der Formel

O«! w"'

(30*)

*) Hierbei ist der Bolzen vom Durchmesser </₃ (Fig. 6, Taf. IV) als auf die Länge lB gleichförmig vertheilt belastet und an den Enden von la freiauf-liegend vorausgesetzt. Demnach gilt hiefür die bekannte Festigkeitsgleichung

' 32

£ •

welche mit jener für den gleichwertigen Stirnzapfen

PI

= s-êdS

durch Division auf die Gl. (30 führt, indem sich ergibt

1 h ₌ <H

4 ’ l ds

sind:

mm

II. DIE BREMSWERKE.

. CO

wobei l und Z₃ aus der Zeichnung¹ (Fig. 4, Taf. IV) zu entnehmen oder passend zu wählen sind und die Charnieraugen erhalten

radial

(2 •')

und achsial

d^j als Querschnittsdimensionen.

Bezeichnet d₍₎ den äußeren Durchmesser des Hebelauges, l die Länge und d die Bohrung desselben an der Stelle des Querschnittes bt hl: so muss sein,

(d₀² — d²) l = bl \²

woraus

d₀ ■

\] d² -f -¹

SH

(31

Es erscheint am zweckmäßigsten die Hebelarme der Bandbremsen gleich in die Richtung senkrecht zu den Bremsbandenden der gespannten Bremse zu legen wie gezeichnet und eventuell zur genauen Adjustirung eine Spannvorrichtung (Fig. 5 bis 9, Taf. IV) anzuwenden.

mm

/. Beispiel. Die Bremsscheibe vom Halbmesser R sitzt auf der Trommelwelle eines Windwerkes. Die Last Q — 470 kg hängt am Halbmesser ç = 85mm (Fig. 5, Taf. II). Es sind die Dimensionen der nach Fig. 1 und 3 bis 4, Taf. IV, auszuführenden einseitig gespannten Bandbremse zu bestimmen. Die Beanspruchung der Trommelwelle auf Torsion berechnet, soll S⁴ = 3 kg/q betragen.

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

PR = Qq = 39950    40000.

Um hiefür mittels der Tabelle S. 17 den Wellendurchmesser d‘ zu be

stimmen, hat man zu suchen 40000 : 1,5' = 26670 und findet hiermit

cV — 42mm.

Wählt man nun den Halbmesser der Bremsscheibe R = 3,5 cV = 147 ISO«™,

so wird

P = 40000 : 150 = 267 kg.

Nach Gl. (20 und (18 wird nun für r = 2,2; T = 489,5    490k& und

t -----

T

— = 223    220 kg. Bringt man ein schmiedeisernes Bremsband zur

r oder

da ~d

Diese Beziehung ist darum zweckmäßiger als die directe Berechnung von da aus U, weil man bei Dimensionsabrundungen immer den gleichwertigen Stirnzapfen vor Augen hat.

also eine passende Hebellänge, die beibehalten werden kann. Das Biegungsmoment für den Querschnitt (bt ht) wird nun annähernd Mb = KL — 20 . 500 = 10000;

hiermit gibt die Gl. (28, wenn man S₁ — 5ks/qmm und hi = 2,65 b₁ setzt: = 12 mm • /tl — 31;8    32mm.

Es kann somit auch l₃ — 15 mm beibehalten werden, wie angenommen

wurde.

; so erhält man aus Gl. (21 , also einen passenden Wert.

Anwendung und wählt 4 = 2mm; S = 4,5ks/q die Breite des Bremsbandes ß — 54,4    55

Nimmt man nun annähernd die Belastung des Hebeldrehzapfens gleich \/T‘J -f t* = V49Ö² +• 220² = 540

und wählt die Länge desselben der Zeichnung entsprechend 1 = 0,75 ß 40 so erhält er nach Gl. (13 den Durchmesser

d = 0,879 ^ï⁷71 = 0,879 ^540 . 40 = 24,6    25 mm.

mm

Für die gleiche Länge l — 40111,11 erhält der dem Zug t entsprechende Stirnzapfen den Durchmesser

d — 0,879 V/220 . 40 = 18mm;

sonach erhält der Charnierbolzen für die schätzungsweise angenommene Länge /₃ == 15 mm den Durchmesser nach Gl. (30

d₃ = 0,63 . 18 .

|V|;' =

\ 40

8,19    10 mm.

Setzt man nun die Eisendicke des Charnierauges bei t gleich -i- d = 9,nni und jene desselben bei T wieder gleich — d = 12,5 mm, so erhält man den

Charnieraugen entsprechend mit 5

mm

b = 25 -f 14 -j- 5 = 44 ^ 45mm. Nun gibt die Gl. (22 wenn man K = 20 kg wählt, 223 . 45

tb

20

Zwischenraum die kleinste Hebellänge

— 501,2 ^ 500 mm

Wird der Hebel durchaus gleich dick gemacht, um beim Handgriff nicht zu dünn auszufallen, so wTird

h₃ = b₁ = 12 mm; /,₂ — — ht = 16 mm,

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

Wird das Bremsbandende durch 3 Nieten mit dem Charnier verbunden und nimmt man die Beanspruchung der Nieten auf Abscherung S = 4,5k&/qn

so erhält man, wenn d den Nietbolzendurchmesser bezeichnet: 3 . d² S = T

4

woraus d — 0,68    7 mm.

2. Beispiel. Die Bremsscheibe vom Halbmesser II sitzt auf der zweiten Vorgelegwelle eines Windwerkes mit doppelter Bäderübersetzung (Fig. 6, Taf II). Die Last Q — 1250ks hängt am Trommelhalbmesser ç — 120mm. Es sind

die Hauptdimensionen der nach Fig. 2 und 7, Taf. IV, auszuführenden Differenzialbremse zu bestimmen. Die Beanspruchung der Vorgelege welle auf Torsion soll <S" = 2kg/'q Zähnezahlen    13; z₂ = 49; z₃ = 13; z₄ = 78; wie im 2. Beispiel S. 20

betragen. Die Zahnräder des Windwerkes erhalten die

und man erhält wie dort d‘ — 42mm als Durchmesser der Vorgelege welle.

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

PR — -jf- . Qq = ~f- . Qq = 25000.

■t    z\

Wählt man wieder den Halbmesser der Bremsscheibe R = 3,5 d‘ = 147    150mm,

so wird P . R = 25000 : 150 = 167 k£ und nach Gl. (20 für r = 2,2; T = 306 k£.

Wendet man ein schmiedeisernes Bremsband an von 1,8mm Dicke für S = 4,5 k£/qmm, so erhält man aus Gl. (21 die Breite des Bremsbandes

ß = 38    40mm.

Wählt man nach Gl. (24

= t = 2,2, so wird K = o, 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 (!\ AJ in Rechnung kommt, und der Hebelarm L nach passendem Aussehen gezeichnet wird. Wird bei dieser Bremse eine Spannvorrichtung zur genauen Adjustirung des Bremsbandes angewendet, so ist sie bei dem mit

2,2

t = ~ = 140 ks

gespannten Ende anzubringen, und die Schraube erhält nach derWhitworth’schen Scala (S. 20) für P — 140 ks entsprechend dem nächst größeren Tabellenwert x/₂ Zoll englisch Durchmesser, also die Nr. 4.

.9. Beispiel. Eine Backenbremse nach Fig. 9, Taf. V, dient zur Bremsung der Last Q — 550 ks am Trommelhalbmesser q — 90mm. Die Bremsscheibe sitzt auf der Trommelwelle. Es sind die Hauptdimensionen der Bremse zu bestimmen.

Die Trommelwelle erhält nach der Tabelle S. 17 für S‘ = 2 kf?/q PR = Qq = 49500 den Durchmesser d‘ = 52mm.

Wählt man den Halbmesser der Bremsscheibe R — 5 . d‘ = 260mm, ferner die am Hebel wirkende Zugkraft

K - 60 kg

und vernachlässigt a, so erhält man nach Gl. (27 annähernd

=    5, woraus —

mm

und

KL

Nun wird

P = 49500 : 260 = 190kg; 91 =

190

0,4

= 475kg; y = 7,92 ^ 8;

wählt man so ergibt sich

L = 1200mm.

Das Biegnngsmoment für den Hebelquerschnitt (bt hß) ist Mo = K . (L — h) = 60 . 1050 = 63000, somit wird nach Gl. (28, wenn man für den aus Eichenholz hergestellten Hebel li₁ = 2 5, und S₁ — 0,7 ją setzt :

hJ = 51,3    55 mm ; /,x -    110mm.

Hiermit wird die Bremse gezeichnet, es ergibt sich aus der Zeichnung « und nun wird nach Gl. (27 L genau bestimmt.

Die 'Breite der Bremsbacken wird

ß‘ = 1,5 d‘ = 78 ^ 80mm.

4. Herstellung (1er Brems werke. Das Modell der glatten Brems-scheibe 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. 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, centrirt 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 dem Dorn. Die Auflagfläche des Bremsbandes soll nicht polirt 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 Verticalbohrmaschine gebohrt und sodann vom Schlosser katzgrau gefeilt. Der Handgriff wird gewöhnlich flach, mit abgerundeten Kanten ausgeführt.

Die Charnierstüeke werden voll geschmiedet, nach dem Anreißen gebohrt, sodann gemeißelt und ausgefeilt oder auf der Nuthstoßmaschine 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 Montirung die genaue Adjustirung der

Länge des Bremsbandes. Die Aufkeilung erfolgt wie beim Sperrrad (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 Flasehenziigc. 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 Flaschen züge mit Hanfseil oder Kette also Seilflaschenzüge (Fig. 1, Text, und Fig. 5, 6, Taf. VI) und Kettenflaschenzüge (Fig. 7 bis 10, Taf. VI); Differenzialflaschenzüge,⁶) von welchen am gebräuchlichsten der Difle-renzialflaschenzug nach Westons Patent und zwar mit Zug an der Lastkette (Fig. 2, Text) oder mit besonderer Kettenrolle und Zugkette (Fig. 3, Text) oder endlich mit Tangye’s Patent-Räderübersetzung, Kettenrolle und Zugkette (Fig. 4, Text), und Ectde’s Patent-Ejpicycloidal-Flaschenzug (Fig. 5, Text) ; endlich Schnecken-flaschenzüge mit Antrieb durch Schnecke und Schneckenrad (Fig. 6, Text).

Die gewöhnlichen Flaschenzüge kommen gewöhnlich in Verbindung mit Windwerken vor, die anderen Arten der Flaschenzüge zum Heben von Lasten durch directen Zug eines oder mehrerer Männer an der Zugkette oder dem Zugseil und sie eignen sich hierzu insbesondere, weil sie vermöge der ihnen anhaftenden Reibungswiderstände 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. Haupltlicilc der Flaschenzüge. Sämmtliche vorgenannten Flaschenzüge, mit alleiniger Ausnahme jenes von Eade, haben als Haupttheile die beiden Flaschen oder Rollengehäuse, nämlich die obere mit dem Traghaken und die untere mit dem Lasthaken; jener von Eade aber hat nur ein Rollengehäuse mit Traghaken und den Lasthaken direct an der frei herabhängenden Lastkette.

Fig. 1.

yi

Ein Seil-

Bei den gewöhnlichen Flaschenzügen befinden sich zumeist drei Rollen in jeder Flasche, über welche das Seil oder die Kette wechselweise geschlungen ist. oder Kettenende ist an der oberen Flasche mittels eines Ohrs 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 der Kette sind auch zwischen je zwei Rollen Bleche eingelegt und diese sammt den Außenblechen zur Absteifung durch Stehbolzen verbunden,) wie in Fig. 5 bis 10, Taf. VI, ersichtlich.

Seilflasclieiizug' nach Aiis-

fiiiiriinif der Mannheimer Ablaufen der Ivette zu verhindern.

Maschinenfabrik Mohr

Bei dem Differenzialflaschenzug nach Weston’s Patent, dessen Detailconstruction die Figuren 14 bis 16, Taf. VI, zeigen, enthält die obere Flasche zwei in einem Stück gegossene Kettenrollen, von verschiedenen Durchmessern (Fig. 14, 15, Taf. VT), welche an den Spurkränzen gezahnt sind, um das

Die

& Federhaflf in Mannheim

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 cler 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.

Bei Eade’s Patent Epicycloidal-Flaschenzug, dessen Detail-eonstruction die Figuren 1 bis 3, Taf. VII, zeigen, enthält der Kloben auf dem feststehenden Rollenbolzen lose drehbar eine Rolle für die Lastkette und eine zweite, größere, für die schwächere Zug-kette. Beide Rollen sind an den Spurkränzen gezahnt. Erstere ist

Fig. 4.

Fig. 2.

Fig. 3.

St

dg

i"

Jjta

Sil

Uli

mit Seilrolle.

mit Tangye’s Patent-Riideriibersetzung.

mit Zug an der Lastkette.

Weston’s Patent-Di fferenzi a Illaschenzug nach Ausführung von <«. Ki elfer, Fabrik von Hebzeugen und Ketten in Köln am Rhein. (Fig. 2 bis 4.)

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 aut dem so gebildeten Excenter ist lose drehbar ein außen verzahntes Rad, welches in das früher genannte innen verzahnte eingreift, jedoch um einen Zahn weniger hat als dieses und durch angegossene Lappen der Drehung gehindert und durch die Drehung des Excenters

an

Fig. 5.

Fig. 6.

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51

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Eade’s Patent-Epicycloidalflaschenzug nach Ausführung von Schaffer & Bildenberg in Buckau-Magdeburg.

Schneckenflaschenzug nach Ausführung von E. Becker, Maschinenfabrik in Berlin.

nur nach zwei zu einander senkrechten Richtungen verschoben werden kann. Die beiden in Fig. 2, Taf. VII, gestrichelt gezeichneten Lappen m m des außen gezahnten Rades r₂ greifen nämlich in den horizontalen Schlitz der Kreuzschleife s ein₇ die im verticalen Schlitz unten am Stehbolzen und oben an einem Ansätze des Klobens geführt, vertical verschiebbar ist. Oben ist wieder der Traghaken in dcm₇ ein einziges Stück bildenden Kloben befestigt. Die über die zugehörige Rolle gelegte Lastkette trägt an jedem der beiden frei herabhängenden Enden einen Lasthakcn₇ an deren einem die zu hebende Last angehängt wird.

Beim Schneckenflaschenzug (Fig. 6₇ Text) ist die Kettenrolle für die Lastkette mit einem Schneckenrade verbunden; in dieses greift eine Schnecke, deren Achsendruck ein Stützlager aufnimmt. Auf 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.

3. Diraensionsbeslimmilllg. 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 theoretische Kraft K₀ und man nennt das Verhältnis

(32

den Wirkungsgrad des Flaschenzuges. Hieraus ergibt sich

(33

Beim Seilflaschenzug wird der Wirkungsgrad um so kleiner, je größer der Seildurchmesser ist, beim Kettenflaschenzug hin-

Wirkungsgrad «

Rollen n

Rollen- und Zapfenhalbmesser dem Ketten

gegen ist er,

eisendurchmesser proportional sind, von diesem Durchmesser unabhängig.

Nachstehende Tabelle enthält den Wirkungsgrad für folgende Verhältnisse und Bezeichnungen : ⁷)

wenn

ó = Durchmesser des Ketteneisens oder Hanfseiles in Millimeter, d — Durchmesser der Rollenachse oder des Rollenbolzens, in Millimeter.

r — Rollenhalbmesser bis Seil- oder Kettenmittel in Millimeter. d = 3 ó 1 r = 10 ó j

d = Ô j

4 ó f

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

(p = 0,08 == Coefficient der Zapfenreibung,

(P, — 0,2 = Coefficient der Kettenreibung.

für Kettenrollen

für Seilrollen

(34

(35

Tabelle des Wirkungsgrades fiir die gewöhnlichen Flaschenzöge.

Anzahl

Hanfseildurchmesser 4mm

der

20

30

40

50

Kette

rJH IC © 00

© © © IO l> CO O i e- t> oo © © © ©

p p p p

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te" — 1

und

Mit Berücksichtigung der Cotirung in Fig. 5 bis 13, Taf. VI, kann man nehmen :

a) für Seilflaschenzüge :*)

7Z

Anzahl der Rollen in jeder Flasche — 2

Durchmesser des Seiles in Millimeter d — d Halbmesser der Rollen bis Seilmittel r Durchmesser der Zapfen an der Traverse des Hakens, und Durchmesser der Achse, auf welcher sich die Rollen drehen . . . d =* 0,9 d; 1,1 d; 1,2 d Es ergibt sich hiernach ein etwas kleinerer Wirkungsgrad als in vorstehender Tabelle auf Grund der Gl. (35 berechnet.

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

d2 Jr 4

d d - 3,5 d ; 3,5 d; 3,5 d

(36**)

qmm

in Kilogramm und K = P den

(37

woraus

ji S

. Vp

(38

*) Seilflaschenzüge nach Fig. 1, Text, werden von der Mannheimer Maschinenfabrik Mohr & Federhaff nach den in folgender Tabelle angegebenen Hauptdimensionen geliefert:

Num

mer

Seil

stärke

Aeusserer

Rollendnrch-

messer

“iO

to

S M CO ' j §

ot i oi to ! 3

Ungefähre Tragkraft pro Rollenpaar Kilogramm

200

400

900

CO

iS

1400

35

225

1800

**) Nach Redtenbacher-Grashof, Auflage S. 94.

für den Maschinenbau, sechste

Unter gewöhnlichen Verhältnissen kann man ß = 1 kg/ nehmen und erhält dann

qmm

(39

d = 1,13 VÏ⁵ .................

Die Werte dieser Formel sind in der folgenden Tabelle enthalten.

Tabelle für Ilaiifscile.

d = 1,13 VP ⁼ 1 ^/qmm.

c)' mm

Pkg

J¹ mm

Pkg

20

314

• 38

1134

23

415

40

1256

25

490

42

1385

28

616

45

1590

30

707

48

1810

33

855

50

35

1072

52

1960

2124

b) für Kettenflaschenzüge :

7Ï

Anzahl der Rollen in jeder Flasche — 2

Durchmesser des Ketteneisens in

Millimetern.......

(40⁸)

r = 10,5 d ; 10,5 d; 10,5 d

Halbmesser der Rollen bis Kettenmittel .........

4,3 dj

Durchmesser der Zapfen an der Traverse des Hakens, u. Durchmesser der Achse, auf welcher sich die Rollen drehen d = 3,5d; 4d;

Es ergibt sich hiernach ebenfalls ein etwas kleinerer Wirkungsgrad, als in der auf Grund der Gl. (34 berechneten Tabelle.

Der Durchmesser des Ketteneisens d in Millimetern ergibt sich, wenn ß die zulässige Zugbeanspruchung in Kilogramm auf 1 des Kettenquerschnittes, welche mit Rücksicht auf die nicht weiter in Rechnung zu ziehende Biegungsbeanspruchung, erfahrungsgemäß nur halb so groß zu nehmen ist, als die zulässige

Zugbeanspruchung des Ketteneisens, und K — P den Zug am freien Kettenende in Kilogramm bezeichnet, aus der Gleichung :

2 . d² . S = P 4

(41

woraus

\]1

V xs

wobei S = 5 bis 7kg/

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

Ô = 0,326 VP.................

Die Werte dieser Formel sind in nachfolgender Tabelle enthalten und sind die übrigen Dimensionen der deutschen oder lang-gliedrigen Kette: l — 5,5 ó; b —- 3,5 6 und jene der englischen oder kurzgliedrigen Kette : l = 4,6 ô ; b ~ 3,5 d, wobei l und b die äußere Länge und Breite eines Kettengliedes bezeichnet, wie in Fig. 3, Taf. VII, cotirt.

. Vp

(42

qmm

für neue Ketten.

qmm

(43

Tabelle für Ketten.*)

<) = 0,326 \1J : S = 6 kg/qmm.

$ mm

P kg

P kg

Qo <1 os

235

339

462

603

15

16

18

20

2121

2413

3054

3770

—• i—l    M¹

03 tO O

942

1357

1593

1847

23

25

28

30

4986

5891

7389

8483

*) Ton G. Kieffer, Fabrik von Hebzeugen und Ketten in Köln am Rhein, werden probirte englische (kurzgliedrige) Ketten, sogenannte Krahnenketten, nach folgender Tabelle geliefert:

Eisendicke 4 Zoll engl. . .

sh

Vt

⁷/,

⁹u

dto.

ô Millimeter. .

7V,

¹⁰lk

12

13V₂

1⁵!4

Gewicht pro lauf. Met. in kg.

0,6

0,9

1,2

1,8

2,5

3,5

4,6

Probirte Tragkraft in kg. (2 P)

250

500

750

1100

1600

2250

3000

3750

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

(44

des Weges s der Kraft

und der Weg x der Last Q ist gleich Ko, also

. (45

(46

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 -f- n x

Bei dem Dijferenzialflaschenzug nach Weston’s 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 2 R jt aufgezogen, dagegen gleichzeitig um die Länge 2 r Jt des Umfanges der kleineren Rolle vom Halbmesser r niedergelassen und es beträgt somit der gleichzeitige Weg æ der Last Q

. . (47

x ■=    (2 R Jt — 2 r ui) — (R — r) Jt . .

Li

während jener s der theoretischen Kraft K₀ beträgt

(48

s === "źRjc...............

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

Eisendicke <) Zoll engl.. . . dto. d Millimeter . .

7.

Vr

74

¹³U_

7«

'7

17

187,

20

217₂

23

24‘/,

2t>

Gewicht pro lauf. Meter in kg. . Probirte Tragkraft in kg. (2 P) ■

4600

5600

9,5

11

13

15

17

6750

8000

9000

10500

12000

Die Ketten fallen nach Millimeter gewöhnlich so aus, wenn auch die Umrechnung von englisch Zoll nicht genau stimmt. Die probirte Tragkraft ist gleich der doppelten, mit .Rücksicht auf Sicherheit und Abnützung zulässigen.

Ä₀ . 2 R jt — Q (R — r) ji

(49

und hieraus

2R

t(‘ - i)

(50

Da nun die Kettenrollen vom Halbmesser R und r gezahnt sind, und somit jede derselben eine ganze gerade Anzahl Thei-lungen gleich der innern Länge eines Kettengliedes (2,6 6 bei der englischen Kette) im Umfange enthalten muss, weil zwei Gliedlängen gleich der Zahntheilung t sind (t = 2 . 2,6 ó — 5,2 d, englische Kette), so macht man, damit der Flaschenzug mit Rücksicht auf die Reibungswiderstände selbstsperrend wirkt und mit

Rücksicht auf das Verhältnis

die Zähnezahl des kleinen Rades

Zy — 9 bis 14

und jene des großen Rades

z₂ — 10 bis 15

wonach, da die Kettenglieder gerade liegen, annähernd*)

9 . 5,2 d

2 je

— = 7.45 d

(51

bis

14 . 5,2 d

2 üt

= 11,6 d

(52

und

. . (53

g- t bis

Hiernach ist

R 10

⁹; bis

(54

*) Bezeichnet man mit ta die innere Länge eines Kettengliedes (t₀ = 2,6 â) und mit z₀ die Anzahl der am Rollenumfange aufwickelbaren Kettenglieder (z₀ — 2 żx für die kleinere Rolle vom Halbmesser r₀), so erfolgt die genaue Berechnung des Halbmessers r₀ nach der Donkin’schen Formel

° =•

2 sin

welche den Halbmesser r₀ jenes Kreises liefert, der ein regelmäljiges Vieleck von z Seiten von der Länge t₀ umschrieben ist.

und im Mittel

zx

R 13 = 12 Z₂ = 13 r = 9,93 d R = 10,694 Ô

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

d = 3d

so erhält man als Wirkungsgrad rj dieses Flaschenzuges für die

V

beiden Grenzwerte von Gl. (54

(56⁹)

r 9,1 R = 10 Und I 1] — 0,46 und 0,34

Nachstehende Tabelle enthält die Ketteneisendurchmesser ó und die Maximallast Q der Differenzialflaschenzüge nach Weston’s Patent, entsprechend den Anordnungen nach Fig. 2 bis 4, Text.

Tabelle für die Flaschenzüge nacli Westons Patent.¹⁰)

Mit Seilrolle und Zugseil

Mit Lastkette allein

Mit Tangye’s Patent Räderübersetzung

QH =

250

500

1000

1500

2000

2000

8000 4000 4000

5000,6000 8000 10000

mm —

10

10

12

13

18

14

16

18

20

Bei Eade’s Patent-Epicycloidal-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.

Bezeichnet nun zx 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

t die innere Gliedlänge der Lastkette

verzahnten Rades,

(t

(57

2 . 3,5 ó — 7 ô deutsche Kette), z die Zähnezahl der Lastrolle, d den Durchmesser des Rollenbolzens, r den Halbmesser der Lastrolle, H jenen der Zugrolle, so ist der Weg s der Kraft K0 s — 2 R jt

5    5    5    5.5    6

Drahtdicke ....    4,5    5    5    5

Ketten-Theilung. . 17.2 16 Gliedlänge .    27    26

Gliedbreite. 16    17

10 k*

“.i Ci Ci

M» tO >■* •i Ci Ci

— ii —

•2 Ci Ci

19 M>

»i ki »i

Rollen-Durchmesser 125 100 „ Randbreite .    24 I 30

„ Zähnezahl .    10 j 7

150|210 314 173 30 38 40 30 12 18 28 15

l—> OS i* to k* •i S $ «2 «i -i

łO !—■

05 P P

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M. to

CS CS »i

102 114 30 30 7 8

«Î ss o ^ © ©

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00 «• ^ Ci co

6 I 6,5 6,5 | 6,5    7

Drahtdicke ....    6    6    6

CC

il!

•s "S "5

H O 0

Nk OS M.

cs c cs

K M

» © CO

es c cs

« n in

18.5    18,5 18

30.5    30,5 31

19    1 9 22,5

18

31

Cl

22,5

OS tO

n ® J®

~ ot ot

Rollen-Durchmesser Randbreite . Zähnezahl .

430 100 232 145 156 230 285 38 35 35 34 34 35 40 7 17 11 12 18 23

282 190

40    36

21 12

Drahtdicke . .

7    7,5 8 I 8 I 8    8    8    8    9    9,5

Ketten-Theilung. . „    Gliedlänge .

„    Gliedbreite .

^ os to o® P J®

ot ot

22.5    21

36.5    36 23 25

Iss

“ § 8 Ol

20 22.5:22,5 36 38,5 38,5 27,5 26 ! 26

ilc ec sc

Ci Ci

6«

Rollen-Durchmesser 206 Randbreite .    36

Zähnezahl .13

435

-T »C

Od to

186 285 41 43 12 1 21

880 2 60

05 OT 0> O

ci e-

•** -»-i

276 112 42 45 18    5

345

o «o

XC 'kM

Drahtdicke . .

.1 9,5 10 | 101 10 10 10 10 110 10 11 11 11

Ketten-Theilung. . „    Gliedlänge .

„    Gliedbreite .

M«ę

!r°g

: OS Ot OS

^ "stt ec s Ci ec :

^ Tt< ecjj Ci rf ec

-t ec Ci -«t ec

anTif

OS £ £

Rollen-Durchmesser „ Randbreite . Zähnezahl .

360

50

17

142 120

46 50

120:190

52 ! 53 59 53 I 53 I 53

6 j 10 15 2 0 27 | 36

33.5    30

55.5    52

36 j 36 160 ! 306 58 56 5    14

OS Ot OS

Ci to o

330

0< Ci

und jener x der Last Q 2 r 7t

zi

(58

(

und mithin ergibt die Arbeitsgleichung

2 r ji

K₀ . 2 Rjt — Q .

(59

Drahtdicke . . . Jll,5[ll,5|ll,5 13 13 | 13    13    13

13    13    13    13

Ketten-Theilung*. . „    Gliedlänge .

„    Gliedbreite .

lC h co

CO CO ^

< CO CO CO

IC H CO

co co ^

i O CO CO CO ^

»O H CO CO CO ^

iC CO co co ^

iO —- CO

co co

00 — 00 CI io CO

00 h CO CI lO CO

00 —« 00 CI lO CO

— CO CO CO ^

iO rH CO CO CO rf

Rollen-Durchmesser : 140 200 540 170 238 261 Randbreite . I 62 65 75 70 75 75 „ Zähnezahl j 5    8 271 5    8    9

B8|

386 890 1120 70    80    90

15    36    42

2000

90

45

Drahtdicke ....    13    13 14,5 14,5 14,5 14,5 16    16    16

16 16

Ketten-Theilung. . „    Gliedlänge .

„    Gliedbreite .

*- CS 09 ® to Ci

—i O L-~ ^

•H o VC t- Tt>

4- Ct ü 09 -3i C>

^ -1 ^ ül

'S 3 &

S :{ &

Rollen-Durchmesser 35 8 380 250 800 1 90 203 Randbreite .    63 j 60    68    68    65    70

Zähnezahl .    14 | 15    10    32    5

sä”

280

390

94

94

11

5£§

230

90

Drahtdicke .... 17,5

18

50

86

60

18 18

50 50 86 86 60 60

20 20 20 21 21 21 21

23

Rollen-Durchmesser 260 250 330 350 330 365 400 380 Randbreite . 94 96 106 110 120 120 120 132 Zähnezahl .6    6897898

r>

o o

CD CO 00 CO »—i

C§ GN Î2

CO 1-H

340

130

Drahtdicke . . . . || 23 | 23 | 23 | 23 | 23 |24,5 26 | 26 | 30 | 30    30 j 33

Ketten-Theilung. . „ Gliedlänge . „ Gliedbreite.

kC

CO

JO

65 65 70    75

111 111 115 127

75 75 80 ! 85

80

140

96

§ s s

o 2 œ

OO 3 05

S § i

Rollen-Durchmesser 380 420 460 „ Randbreite . j 130 130 130 „ Zähnezahl . J 7

580 920 445 130 130 140 12 20 8

430 480 470 520 2650 510 145 145 160 160 160 160 8    48    7

Nur Rollen mit gleicher Theilung können als Gegenrollen zur tragung von Bewegungen zusammengestellt werden.

Über-

woraus die theoretische Kraft

(60

Zy R

Praktischen Ausführungen entsprechend kann man nehmen, wenn wieder d den Durchmesser des Ketteneisens bezeichnet: z — 6 bis 7 t = 2 . 3,5 4 = 7 d

= 5,57 d bis 7,8 d

Zy — 28 bis 31 z₂ = 27 bis 30 rx = 1,82 r 0,92 o\

(61

r2

b₂ — t2 R = 1,78 r

Der Wirkungsgrad dieses Flascbenzuges kann annähernd gesetzt werden

= 0,45 bis 0,50 Bei dem Schneckenflaschenzug ergibt sich die theoretische Zugkraft K₀, wenn 2 die Zähnezahl des Schneckenrades für eine Schnecke mit einfachem Gewinde, r den Halbmesser der Lastrolle und R jenen der Zugrolle bezeichnen, weil bei einer Umdrehung der Zugrolle der Weg der Kraft K0 s = 2 R jt jener der Last Q

. . (62

(63

1    2 r ji

2    ‘ z aus der Arbeitsgleichung

(64

K₀ . 2 Rji

(65

woraus

(66

Hiefür kann man nehmen R = 2,5 r \ z = 15

Pechan, Leitfaden des Maschinenbaues. I.

(67

Der Wirkungsgrad 7] dieses Flaschenzuges setzt sich zusammen aus jenem des Kettengetriebes tj₁ und dem des Schneckengetriebes rj₂ und beträgt

(68

V = % • %.....

Im Mittel kann man setzen

(69

?/ = 0,35......

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

Man hat hier 4 — 40mm; n — G und somit nach der Tabelle S. 40:

rj = 0,555.

Nach der Tabelle S. 42 kann man für 4 = 40mm setzen P — K — 1256 kg

und wird hiermit nach Gl. (33

¹

Siehe hierüber: Reuleaux, „der ConstructeurS. 269; des Verfassers Brochüre „Über die rotirende Differenzialbrem.se“; Ringler¹ s Polytechn. Journal, 1880. Bd. 285, S. 10.

²

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

In Fig. 1 bis 4, Taf. YI, 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 Nutzeffekt der Dampfmaschinen von 30 bis 100 Pferdekräften (30 bis 100 e) zu ermitteln. Die Bremsscheibe ist zweitheilig durch Zersprengen des Kranzes nach dem Guß. In die selwach conische Bohrung wurde eine gußeiserne Büchse eingepasst, die mit ihrer Bohrung auf 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 einer Decimalwage. Der am Bremshebel 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 Brückenwage mittels der Finger des Beobachters 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 Nuthen in den Laufflächen der Bremsbacken vertheilt.

³

Ist nach der Cotirung in Fig. 1 bis 9, Taf. V, Q die zu bremsende Last am Halbmesser n, so ist PR — Qy.

⁴

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

⁵

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 Brochüre „Über die rotirende Differenzialbremse.“) Die Kraft K₁ am Hebelarme Lx ist die zur Lösung der Bremse erforderliche und muss von Hand oder, wie in Fig. 7, Taf. V, vorausgesetzt, durch Fußtritt ausgeübt werden, wenn die Last niedergelassen werden soll.

⁶

Hierher gehören noch: Moor's Patent-Flaschenzug (Moor’s Patent-Pulley Block) und der Flaschenzug von Pickering. Eine lehrreiche Abhandlung über die Flaschenzüge dieser Gruppe, von Moritz Ritter von Pichler, enthält die Zeitschrift des österr. Ingenieur- und Architektenvereins, Jhg. XXVII, 1875, S. 340.

⁷

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:

n (k — 1) kn

für Ketten

6 — 0,009 für Seile.

⁸

Nach Redtenbacher-Grashof, Resultate für den Maschinenbau, sechste Auflage S. 94.

⁹

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

¹⁰

Die folgende Tabelle enthält die genauen Theilungen und Gliederdimensionen adjustirter oder kalibrirter Flaschenzugketten und gezahnten Keltenrollen dazu, wie solche von Georg Kieffer, Fabrik von Hebzeugen und Ketten in Köln am Rhein, in vorzüglicher Qualität geliefert und nach den fett gedruckten Maßen stets vorräthig gehalten werden:

K₀ = rj . K '= 0,555 . 1256 = 697 ^ 700 kg.

Nach Gl. (44 wird

nun

Q = uK₀ = 6 . 700 = 4200k8r.

2. Beispiel. Es soll ein Seilflaschenzug nach Fig. 5 und 6, Taf. VI, für eine maximale Last Q = 2000kg 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. (44 die theoretische Zugkraft K₀ =

s «e

und weil

hier drei Rollen in ieder Flasche, also n — 6:

= 333,3 kg.

_ 2000 Ä° ~ 6

Schätzt man nun ?/ = 0,60 (mit Hilfe der Tabellen S. 40 und 42), so wird nach Gl. (33:

JL . 333,3 = 555,

und dem entspricht nach Tabelle S. 42 der Seildurchmesser 4 = 28mni und kann somit r\ = 0,60 nach Tabelle S. 40 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 den Formeln (36 u. z. :

r = 3,5 4 = 98    100 mm; d — 1,1 j = 30,8    30mm.

Die übrigen Dimensionen der Haken und Traversen sind nach der Co-tirung in Fig. 5 und 6, Taf. VI, auf den Kerndurchmesser dx der Schraube bezogen, welche den Haken trägt, und dieser ist nach der Tabelle S. 20 für P = Q = 2000 kg; d{ — 29,5 entsprechend der Schraube Nr. 11 oder l³/8 Zoll engl, mit dem Bolzendurchmesser </₂ = 36 ram. Der Bolzen ds l₃ (Fig. 5, Taf. VI) ist auf den gleichwertigen Stirnzapfen bezogen (/₃ = d<2 — 36mm) und dieser erhält nach Gl. (13 für die Länge l = L — 36mm den Durchmesser

um beim Umtransportiren des Flaschenzuges nicht man die Querschnittsdimensionen 0,8 A und 0,5 A so wird die Querschnittsfläche derselben = 2 . 0,8 A . 0,5 A = 0,8 A² gleich dem Querschnitt des Gewindekernes und sonach hinreichend fest; desgleichen für die Querschnittsdimensionen 1,3 A und 0,32 A> welche den Gesammtquer-schnitt = 2 . 1,3 . 0,32 A² = 0,83 A² ergeben.

A - - 0,63 d --- 0,63 . 37,3 = 23,5    23 111 m.

Die beiden Laschen, welche die Traverse und Rollenachse verbinden, sind auf Zug beansprucht, haben aber auch hinreichende Steifigkeit gegen Biegung zu besitzen,

Schaden zu leiden. Setzt

d = 0,897 ^ 2000 . 36 =. 37,3

mm •

mithin wird nach Gl. (30

3. Beispiel. Ein vorliegender Differenzialflaschenzug nach Weston’s 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 zu berechnen.

Man hat zt = 12 ; z₂ = 13; und somit

r z, 12

Jt ~ ~~ ~~

also nach Gl. (50 die theoretische Kraft

K₀ =

Z2

13

rH Ol

1000 ooct 26 = 38’5kg

und wenn man nach Gl. (56 ry = 0,45 annimmt, wird weiter nach Gl. (33 K = (T45 • 38)5 = 85>ß kg‘

1000 — :

4. Herstellung der Flaselienzii^c. Die Seil- und Kettenrollen werden gewöhnlich 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 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 Schmiedeisen hergestellt und insbesondere letztere in Gesenken geschmiedet. Die Rollenbolzen werden ab-gedreht und leicht eingepasst; die Stehbolzen dagegen bleiben, abgesehen vom Gewindschneiden, gewöhnlich unbearbeitet. Die Stehbolzenrohre werden bei der Montirung 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 arretirte Mutter (Fig. 11, Taf. VI) oder durch eine ebenso angebrachte, mittels Stift oder Splint arretirte Mutter (Fig. 12, Taf. VI) oder endlich durch Vernietung des schwächeren Bolzenendes über einem am stärkeren Stück des Bolzens 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-Flaschenzügen können die Kloben entweder aus Eisen geschmiedet oder aus Tiegelstahl gegossen werden. Bei Eade’s Flaschenzug kann auch die Lastrolle mit dem Zahnkranz aus Gußstahl hergestellt sein. In Fig. 1 bis 3, Taf. VII, ist derselbe 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 Öhrhaken (Fig. 5, 6 und 7, 8, Taf. VI).

IV. DIE WINDEN.

1. Zweck und Arten der Winden. Die Winden dienen zum Heben von Lasten in den Maschinenwerkstätten, auf Werkplätzen etc. Die einfachste Art derselben ist die, durch eine flachgängige Schraube und den, die zugehörige Mutter enthaltenden Ständer, gebildete, die sogenannte einfache Schraubemvinde (Fig. 7, Text, und constructive Details in Fig. 5 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. 8, Text, und constructive Details in Fig. 4, Taf. VII und Fig. 1, 2, Taf. VIII). In Fig. 3 und 4, Taf. VIII, ist

eine solche, mittels Rollen auf Schienen bewegliche, hängende Schraubenwinde mit Kegelräder und Seilscheibe nach Uhland’s Skizzenhuch dargestellt. Bei Anwendung einer Schnecke und Handkurbel entsteht die Schraubenwinde mit Schneckenantrieb oder englische Schraubenioinde (Fig. 9, Text, und constructive Details in Fig. 5 und 6—8, Taf. VIII). 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-

Fig. 7.

Fig. 8.

Einfache Schraubenwinde

Schraubenwinde mit Kegelradantrieb nach Ausführung tou J. Kiirösi in Andritz bei Graz.

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. VIII, ist eine solche nach Zobel’s Patent, nach Uhland’s Skizzenbuch dargestellt. Dieselbe bietet ein compendiöses, 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 Constructionen der Schraubenwinden kommen als sogenannte Lokomotivivinde (Fig. 10, Text) und Locomotivhebe-böcke oder Locomotivhebevorrichtung (Fig. 11, Text) zur Ausführung. 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 Katschenhebel. Sie findet hauptsächlich zum Einrücken entgleister Locomotiven Anwendung und daher ihr Name. Bei der Locomotivhebevorrichtung dienen

Fig. 9.

zwei, in Ständern (Böcken) vertikalgelagerte flachgängige Schraubenspindeln mit beweglichen Muttern zum Heben und Senken des auf den beiden Mutterstücken

Fig. 10.

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Schraubenwinde mit Schneckenantrieb

LocomotiYwinde nach Ausführung yon J. Körösi in Andritz bei Graz.

aufliegenden 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 Locomotiv-Reparaturwerkstätten Anwendung. Die Böcke ruhen auf Rollen, deren federnde Lager zurückweichen, sobald eine Last gehoben wird, wonach der Holzrahmen des Bockes selbst am Boden zur Auflage kommt.

Als Mechanismen zu bestimmten Hebungen und Senkungen finden Schraubenwinden verschiedene Anwendung, so z. B. als

Zugvorrichtung für Schleußen und, wohl selten, auch der 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. VIII, in ihrer Wirkungsweise principiell übereinstimmend mit der Schraubenwinde Fig. 1 und 2, Taf. VIII.

An Stelle der Schraubenwinde und insbesondere der Loco-motivwinde kommt in neuerer Zeit zum Heben größerer Lasten Tangye’s hydraulische Winde zur Verwendung, welche in das Gebiet der hydraulischen Pressen gehört und bei diesen behandelt wird.

Fig. n.

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Locomotiv-Hebebock mit Holzgestelle nach Ausführung von J. Körösi in Andritz bei Graz.

Als sogenannte Wagenwinden kommen Zahnstangenwinden zur Anwendung. Hierbei unterscheidet man Stockwinden, bei welchen die Zahnstange nur an der Krone angreift (Fig. 12, Text, mit Räderschema Fig. 15, Taf. VIII) ; Pr atzen winden, bei welchen die Zahnstange seitlich aus dem Windenstock mit einer Pratze vorsteht und sowohl an der Krone als auch von unten mittels der Pratze angreifen kann (Fig. 13, Text, mit Räderschema Fig. 15 oder 16, Taf. VIII, und constructive Details in Fig. 1 bis 6, Tafel IX); Bockwinden (Fig. 14, Text); Schubwinden (Fig. 12 und 13, Taf. VIII); Zugwinden (Fig. 15, Text).

Zahnstangenwinden kommen als Zugwinden specieller Art vorzüglich als Zugvorrichtung für Schleußen und Schützen zur Anwendung (Fig. 16 bis 18, Text). Zahnstangenwinden mit einfacher Räderübersetzung heißen einfache, solche mit doppelter Räderübersetzung doppelte Winden, z. B. einfache Pratzenwinde, doppelte Pratzenwinde. Die Stockwinden sind gewöhnlich einfache Winden.

Die Schraubenwinden sowohl als die hydraulischen und Zahnstangenwinden kommen nur zum Heben von Lasten auf geringe Höhen zur Anwendung. Zum Heben von Lasten auf größere Höhen bedient man sich der Trommelwinden und neue-stens der Kettenradwinden. Diese Winden, insoweit selbe hier in Betracht kommen, werden gewöhnlich Bauioinden genannt und wir unterscheiden im Folgenden die einfache Bauivinde oder die Bauivinde mit einfacher Bäderübersetzung (Fig. 19, Text, und constructive Details in Fig. 1 bis 11, Tafel X), dann die doppelte Bauwinde oder die Bauwinde mit doppelter Räder über Setzung, (Fig. 20 bis 23, Text, und constructive Details in Fig. 1 bis 4, Taf. XI), beide mit gewöhnlich glatter Trommel, endlich die französische Bauwinde (Fig. 24, Text, und constructive Details in Fig. 5 bis 7, Taf. XI), bei welcher statt der Trommel ein Kettenrad mit 3 bis 5 Zähnen, d. i. 6 bis 10 innere Gliedlängen im Umfang und eine kalibrirte Kette, d. i. eine solche mit durchwegs gleichen Kettengliedern¹) angewendet ist, die in Frankreich zu Bauzwecken mit abweichender übriger Construction in ausgedehntem Maße in Verwendung steht und deshalb hier den Namen französische Winde erhielt. Die Winde in Fig. 24, Text, ist von Mégy-Echeverria-Bazan in Paris mit einer eigenartigen sogenannten Sicherheitsbremse ausgestattet, die in der an das Getriebe anschließenden Trommel eingeschlossen, ²) übrigens ein nebensächliches Constructionsdetail ist.

Einfache Trommelwinden, nach Art der einfachen Bauwinde, jedoch mit abweichender Ständerconstruction kommen als sogenannte Wandaufzugmaschinen zur Anwendung (Fig. 25 und 26, Text).

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 ist

Fig. 12.

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Pratzenwinde

Stockwinde

nach Ausführung von J. Körösi in Andritz hei Graz.

in Fig. 27, Text, und eine mit Kettenrad und Antrieb durch eine eincylindrige Dampfmaschine in Fig. 28, Text, dargestellt.

2. Haiipltheile der winden. Der wesentliche Bestandteil 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 Kettenradwinde 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. 7, 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 S. 76 zu ersehen.

Bei der Schraubenwinde mit Kegelradantrieb (Fig. 8, Text) ist die Schraubenspindel durch die seitlich aus dem Ständer hervorstehende und an den Wangen des Ausschnittes im Ständer geführte, mit der Schraubenspindel fest verbundene Pratze gegen Verdrehung gesichert und die achsiale Verschiebung erfolgt durch Drehung der außen zum Kegelrad gebildeten, zwischen Lageranläufen sich drehenden Mutter, vermittels des eingreifenden Kegelgetriebes und der Handkurbel. Der am Ständerfuße angebrachte schmiedeiserne Ring dient als Handhabe für den Transport der Winde. In Fig. 1, Taf. VIII, ist die zum Kegelrad gebildete Mutter, mit ihrer Nabenhülse 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 ist die Schraubenspindel in dem aus Flacheisen und Eisenblech angefertigten Gehänge unverschiebbar gelagert. An

der im Gehänge gerade geführten Mutter hängt ein langer Kloben, der unten einen Haken trägt, wie bei einem Flaschenzug. Das Gehänge ist oben mit vier Laufrollen versehen, welche auf zwei Flacheisenschienen laufen. Letztere sind mittels in der Zeichnung fortgelassener Hängearme an die Decke des Arbeitsraumes befestigt, in welchem die Winde zur Verwendung kommen soll und diese bestreicht somit den ganzen Raum den Lauf-

Fig. 14.

Fig. 15.

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Zugwinde

Bockwinde

nach Ausführung von J. Korösi in Andritz hei Oraz.

schienen entlang. Über die Seilscheibe wird ein endloses Hanfseil 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.

zu gemeinschaftlicher Drehbewegung zwingt. Auf der kurzen Welle W sind einerseits zwei Kegelräder Ry und i\ 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. VIII, gezeichneten Stellung greifen die Kegelräder Rx R₂ und jene r, 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 r₂, als auch jene der Mutter R₂.

Weil nun die Übersetzungsverhältnisse

Bei der Differenzial-Schraubenwinde (Fig. 9 bis 11, Taf. VIII) 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 r.j einerseits 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

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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 Rt R₂, beziehungsweise ri r2 umgekehrt wie ihre Halbmesser und demnach erhält man, wenn nl die Umdrehungszahl der Handkurbelwelle, N₂ jene des Rades R₂, n₂ jene des Rades r₂ bezeichnen,

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Fig. 18.

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Zugvorrichtung für Sclileußen und Schützen nach Ausführung von A. Piat in Paris.

(Fig. 16 bis 18.)

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

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Die Handkurbelwelle ist in einer excentrischen Büchse gelagert, welche, aufwärts gedreht, bei oben stehendem Handhebel und einfallender Stellfalle die Räder Rl R₂ und rl r₂ unten ausgerückt und das Rad rl 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 Räder-

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Übersetzung - ] bewirkt. Bei dieser Stellung der Excenterbüchse \v₂ /

erfolgt sonach je nach der Richtung, in welcher die Handkurbel sich bewegt, ein rascher Auf- oder Abwärtsgang der Schraubenspindel.

Bei der Locomotivicinde (Fig. 10, Text) befindet sich auf der Schraubenspindel, unter der drehbaren mit Einkerbungen versehenen Krone, ein Ratschenrad aufgekeilt und ein Ratschenhebel *) 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. 7, Text). Zum seitlichen Verschieben einer gehobenen Last, wie z. B. zum Einrücken einer entgleisten Locomotive, ist nun auf der unten im Rahmen liegenden Schraubenspindel ebenfalls eine Ratsche angebracht, und es wird durch Drehung der Schraubenspindel die mit dem Ständer-

*) 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 hierbei über oder unter dem Sperrad auf der Spindel frei drehbar, wogegen der in Fig. 10, Text, ersichtliche Hebelansatz, 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 Charnirbolzen drehbar ist. Diese Hebelform ist auch an der in Fig. 10, Text, auf der unteren Spindel gezeichneten, in gleicher Weise ausgeführten Ratsche zu ersehen, welche für den Transport abziehbar ist und deshalb das Sperrad auf einer im Hebel gelagerten Hülse aufgekeilt enthält.

fuß 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 einfachen Steckschlüssel.

Die Locomotivhebevorrichtung (Fig. 11, Text) wird gewöhnlich mit hölzernen Böcken ausgeführt, an welche die Eisenbestand-

Fig. 19.

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Banwinde mit einfacher ltäderiibersetzung nach Ausführung der Mannheimer Maschinenfabrik Mohr & Federhaff in Mannheim.

theile 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, repräsentirt eine Schraubenwinde mit

Antrieb durch doppelte Räderübersetzung und Handkurbeln. Das Mutternstück ist an verticalen Quadrateisenschienen zwischen den aufrechten Wangen des Bockes gerade geführt.

Die Zugvorrichtung für Sclileußen mit flachgängiger Schraubenspindel und Kegelrädern (Fig. 14, Taf. VIII) ist mit ihrer, die beiden Lager vereinigenden Lagerfußplatte auf dem Kopf balken der Schleußenumrahmung aufgeschraubt.

Fig. 20.

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Bainvinde mit doppelter Raderiilierset/.img nach Ausführung der Mannheimer Masohinenfahrik Molir <6 Federhaff in Mannheim.

Die Zahnstangenwinden enthalten als Hauptbestandteile die, bei Stockivinden nur oben mit drehbarer Krone und bei den sogenannten Pratzemvinden überdies mit seitlich abgebogener Pratze versehene Zahnstange und das eingreifende Getriebe, ferner eine einfache oder doppelte Käderübersetzung durch Stirnräder nebst Handkurbel und den diese Theile vereinigenden Windenstock.

aus den Fig. 1 bis 6, Taf. IX, einer Der leichten Transportfähigkeit aus Eichenholz oder überhaupt hartem Holz und die übrigen Theile sind aus Schmiedeisen, möglichst leicht gehalten. Wegen der kleinen Zähnezahlen der Getriebe (3 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

Die allgemeine Anordnung der Räderübersetzung ist im Räderschema (Fig. 15 und 16, Taf. VIII) ersichtlich. Die wesentlichen Constructionsdetails sind Pratzenwinde zu entnehmen.

wegen ist der Stock gewöhnlich aus

zu

beider eingreifender Zähne am Zahnkopf bis zu ihrem Durchschnitt verlängert, um eine hinreichend große Eingriffsdauer

Fig. 21.

Bnuwinde mit doppelter Räderübersetzung nach Ausführung von G. Kieifer, Fabrik von Hebzeugen und Ketten in Köln am Rhein.

erzielen. Die Achsenlager 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 Zahnstange zunächst liegenden Verbindungsschrauben der Lagerplatten sind zwischen letzteren verstärkt und dienen als Stehbolzen und zugleich zur Führung der Zahnstange, insbesondere zur Rückenführung beim Heben der Last. Dieselben sind deshalb mit breiten Anlagflächen versehen und überhaupt entsprechend geformt, wie in Fig. 5, Taf. IX, zu ersehen. Der Holzstock ist unterhalb der Lagerplatten durch Bandeisenstreifen armirt, zum Schutze gegen das

Pechau, Leitfaden des Maschinenbaues. I.

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Fig. 22.

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doppelter Räderübersetzung, „ach Ausführung der Mannheimer Maschinenfabrik Mohr & Federhaff in Mannheim.

Auf Rollen laufende Trommelwinde mit

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Fig. 23.

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Trommelwinde mit doppelter Bäderübersetzung, nach Ausführung der Mannheimer Maschinenfabrik Mohr & Federhaff in Mannheim.

Durch Handkurbel und Zahnräderantrieb fahrbare

Abschlagen des Holzes und am Fuße mit schmiedeisernen Stollen versehen, zum festen Anstellen. Zum Transport dient gewöhnlich noch ein Ring (Fig. 12, Text) oder eine anders geformte Handhabe (Fig. 6, Taf. IX). Die Pratze ist in Fig. 13, Text, in der Draufsicht zu sehen und entweder im Holzstock oder außen, wie in Fig. 2, Taf. IX, an Bandeisenschienen geführt, um den Holzstock beim Pratzenangriff gegen Abnützung zu schützen.

Die Bockwinde (Fig. 14, Text), welche hauptsächlich im

Fig. 24.

Waggonbau verwendet wird, hat als weiteren Bestandteil den

mit vier Füßen ausgestatteten aus Holz hergestellten Bock und zwei seitliche Handhaben zum Transport. Die unten gerade Zahnstange reicht aus dem Stock frei herab.

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Die Schubwinde (Fig. 12 und 13, Taf. VIII) 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.

Franzüsische Bauwinde nach Ausführung von Megy-Echeverria-Bazan in Paris.

Die Zugivinde (Fig. 15, 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 Schleußen und Schützen (Fig. 16 bis 18, Text) ist das gußeiserne Rädergehäuse eigenartig geformt und auf dem Kopfbalken der Schleußen- oder Schützenumrahmung aufgeschraubt. Die schmiedeiserne Zahnstange ist hierbei (in Fig. 16 und 17, Text) durch zwei auf ihren Bolzen lose drehbaren Rollen, gewöhnlich Frictionsrollen genannt, am Rücken geführt; bei der Ausführung nach Fig. 18, 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.

Die Trommelwinden und Kettenradwinden haben außer der Trommel, beziehungsweise dem Kettenrade alle übrigen wesentlichen Theile gemeinschaftlich, nämlich einfache oder doppelte Räderübersetzung 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 drei Einstellungen der die Kurbeln tragenden oder ersten Vorgelegewelle durch achsiale Verschiebung derselben erforderlich.

Bei der ersten Einstellung ist die doppelte Räderübersetzung eingerückt und es beträgt sonach die Räderübersetzung i, wenn die Zähnezahlen in Fig. 20 bis 23, Text, wie im Räderschema Fig. 6, Taf. II, von der ersten Vorgelegewelle zur Trommelwelle schreitend mit zt z₂ z₃ z± bezeichnet werden

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Bei der zweiten Einstellung ist zl ausgerückt und die erste Vorgel ege welle steht still, wenn die Last mittels der Bremse abwärts gelassen wird.

Bei der dritten Einstellung bleibt zx ausgerückt, dagegen ist ein zweites, auf der ersten Vorgelegewelle sitzendes Getriebe z₃, welches mit jenem z₃ auf der zweiten Vorgelegewelle gleich di-mensionirt ist (Fig. 20, 22 und 23, Text) oder das selbst mit z3 gleich dimensionirte Getriebe zt (Fig. 21, Text, und Fig. 1 bis 4, Taf. XI) in z± eingerückt worden und die Winde befindet sich nun im Stande einer Winde mit einfacher Räderübersetzung, indem nun die Übersetzung i, von der Kurbel welle auf die Trommelwelle nur mehr die der Räder z₃ und 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 Räderübersetzung gegen achsiale Verschiebung zu sichern, ist

Fig. 25.

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Wandnufzugmasrhine an einer Säule befestigt, nach Ausführung der Mannheimer Maschinenfabrik Mohr & Federhaff in Mannheim.

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. 19, 20, 22 und 23, Text, oder über einem Ansatz verschiebbar vertical

aufgehoben werden kann, wie in Fig. 1, Taf. X, Fig. 21, Text, und Fig. 1 bis 4, Taf. XI.

Bei den Winden mit einfacher Räderübersetzung sitzen Sperrad und Bremsscheibe auf der Trommel welle, entweder wie in hig. 19, Text, oder wie in Fig. 1 bis 3, Taf. X, angeordnet,

Fig. 26.

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Wandaufzugmaschme an der Wand befestigt, nach Ansführung der Mannheimer Maschinenfabrik Mohr & Federhalf in Mannheim.

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 Räderübersetzung sitzen Sperrad

und Bremsscheibe entweder auf der zweiten Vorgelegewelle, wie in Fig. 20, 22 und 23, Text, oder auch auf der Trommelwelle, wie in Fig. 21, Text, und Fig. 1 bis 4, Taf. XI.

In Fig. 19, 20, 22 und 23, Text, ist die Bremsscheibe mit dem anschließenden Zahnrad in einem Stück, mit gemeinsamem Armkreuze gegossen.

Der Windenständer der Bauivinden wird aus den beiden gußeisernen Ständerschilden und den drei schmiedeisernen Ver-

Fig. 27.

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Daiiipfirinde nach Ausführung von C'Iiapitian & Sutton, Yulcan Ironworks, Rhodeswell Road, Limehouse, London E. C.

bindungsstangen 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.

Die Fig. 19, 20 bis 23, Text, Fig. 1 bis 11, Taf. X, und Fig. 1 bis 4, Taf. XI, zeigen die gebräuchlichen Formen der

Ständerschilde, deren Querschnitt U oder T förmig wie in Fig. 7 und 8, Taf. X, gezeichnet, oder auch doppelt T förmig wie bei der Winde in Fig. 19, Text, ausgeführt.

Die beiden Ständerschilde werden gewöhnlich zur Mittellinie symmetrisch angeordnet, also auch die beiden Vorgelege wellen der doppelten Winden in gleicher Höhe symmetrisch zur Ständermittellinie, um nicht zwei Gußmodelle zu deren Abformung zu erfordern.

Fig. 28.

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

Die Handkurbeln erhalten zweckmäßig eine am Kurbelstift drehbare Hülse als Handgriff, um die Hände des Mannes an der Kurbel vor Schwülen zu schützen.

Diese Hülsen werden entweder aus Holz hergestellt wie in Fig. 5,

aus

Dampfwinde nach Ausführung von Megy-Echeverria-Ba/.an in Paris.

Taf. X, und an beiden Enden mit Eisen- oder Messingringen armirt, oder sie werden, namentlich wenn die Winden im Freien verwendet werden sollen einem Stück Gasrohr hergestellt, wie in Fig. 6, Taf. X, wobei der Kurbelstift an seinen Enden mit Ansätzen versehen ist, welche dem inneren Rohrdurchmesser angepasst sind. Oft werden jedoch auch die Handkurbeln der größeren Einfachheit wegen ohne Hülse, aus einem mit Nabe versehenen Rundeisen stück oder besonders geformten Schmiedestück hergestellt, wie in den Fig. 21 und 22, Text.

Die Befestigung der Kurbeln auf den Wellenenden erfolgt entweder durch Aufkeilung auf die rund abgedrehten Enden oder durch Aufstecken auf die angefeilten Vierecke und Feststellung

durch einen conischen Stift wie in Fig. 1 und 4, Taf. X, oder durch eine vorgeschraubte Mutter wie in Fig. 6, Taf. XI.

Die beiden Kurbeln werden so befestigt, dass die Kurbelarme einen Winkel von 120⁰ einschließen, um möglichst gleichförmige Anstrengung der an beiden Kurbeln drehenden Männer zu erzielen. Soll die Winde fahrbar sein, so wird sie auf Rollen (Fig. 11, Taf. X) gestellt und es werden die Lager fiir die Rollenachsen entweder vertical verstellbar angeordnet, wie in Fig. 9, Taf. X, um die Winde an Ort und Stelle am Ständerfuße aufstehen zu lassen, oder es werden geschlossene Lager an die Stän-derfüßc angeschraubt, wie in Fig. 10, Taf. X, oder endlich unten offene Lager an die Ständerfüße angegossen und mit Lagerdeckel versehen wie in Fig. 22 und 23, Text.

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

Die Ständer- oder Rahmenform der französischen Bauwinde ursprünglicher Ausführung, bestimmt zur Befestigung an eine verticale Wand, ist aus den Fig. 24, Text, und Fig. 5 bis 7, Taf. XI zu entnehmen.

Ein wesentlicher Theil dieser Kettenradwinden ist das Führungsgehäuse, welches die Kette in das Kettenrad in entsprechend langem Bogen eingreifend erhält. Die Form desselben ist gleichfalls aus den Fig. 24, Text, und Fig. 5 bis 7, Taf. XI, zu entnehmen.

Besondere Ständer- oder Rahmenformen entsprechend ihrer Aufstellungs- und Befcstigungsart, und nach den Anforderungen der daran zu befestigenden oder zu montirenden Maschinentheile, zeigen die Fig. 25 bis 28, Text. Auch bei diesen ist gewöhnlich der T oder U förmige Querschnitt für die Ständer- oder Rahmen-theile angewendet.

3. Dimcnsionsbestimnmng. Mit Rücksicht auf die Reibungs-Aviderstände wird die am Hebelarm a der einfachen Schrauben-Avinde beziehungsAveise am Kurbelhalbmesser a der übrigen Winden zum Heben einer Last Q wirklich erforderliche Kraft K³) größer

sein als die sich nach dem Übersetzungsverhältnisse allein, ohne Rücksicht auf Widerstände ergehende theoretische Kraft K₀ und es bezeichnet wieder wie in Gl. (32 das Verhältnis

(32

V = K

den Wirkungsgrad der Winde. Hieraus ergibt sich wieder wie in Gl. (33

(33

Der Wirkungsgrad rj aber setzt sich zusammen aus den Wirkungsgraden der die Maschine bildenden Elementenpaare und ist gleich dem Produkte derselben.

a) Leistung bei einer mittleren Arbeitszeit von 8 Stunden (nach Weisbach’s Ingenieur, S. 569):

Geschöpf

Gewicht

kg

Maschine

Mittlere

Mittlere Geschwindig-Kraft K^e keit c m pro Secunde

Leistung pro Secunde in mk

Mensch

70

r>

Pferd

375

jj

Ochse

300

ohne Maschine am Hebel an der Kurbel am Goppel ohne Maschine am Goppel ohne Maschine am Göppel

OOlOiOOliOOCOO D D I> CD Ol Ci CD

O O O © rH O O O

b) Kraft eines Arbeiters an Werkzeugen durch kurze Zeit (nach „Technische Brieftasche für Maschinen-Ingenieure“) :

O G O O CO CO (M (M H

Ara Schraubenschlüssel .

„ Schraubstockschlüssel

An der Kurbel.....

??

Am Handhobel ....

An der Handsäge . . .

c) Kraft eines Arbeiters durch kurze Zeit (entsprechend der gleichen Angriffs-weise nach b) :

Am vertical bewegten Pumpenhebel . . . 30 k£ Steckschlüssel der Schraubenwinde . 34 „

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

Nachstehende Tabelle enthält den Wirkungsgrad rj für die einfache Schraubenwinde für folgende Verhältnisse und Bezeichnungen : ⁴)

(~2r jt) ⁼ Steigungsverhältnis des Gewindes,

i'j = Halbmesser der Spurzapfenreibung in Millimeter, r₂ = Halbmesser der Halszapfenreibung in Millimeter, g — 0,1 = Coefficient der gleitenden Reibung an den Gewind-gängen,

(jp — 0,08 = Coefficient der Zapfenreibung, a = 8 r — Hebelarm der Kraft K.

Tabelle des Wirkungsgrades der einfachen Schraubenwinde.

Einrichtung

der

Winde

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

Die Mutter wird gedreht r, = 1,5 r; r₂ = 2 »•; a = 8 r

Steigungsverhältnis ^ Q ⁴ ^

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

Wirkungsgrad

0,219

0,259

0,296

0,328

0,857

0,408

0,463

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.

*) Nach Weisbach-Herrmann, Lehrbuch der Ingenieur- und Maschinenmechanik. Zweite Autl. 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:

hO-'jh)

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

K{) . 2an — Q . s............... 1

2 a 7i

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

(73 und den erhaltenen Wert passend, gewöhnlich nach dem englischen Zoll ab runden.⁵) Die Gewindetiefe wird gleich der halben

Steigung also und die Mutterlänge gleich 2 d. Kann die

Mutter nicht genug lang gemacht werden, so nimmt man den Spindeldurchmesser d entsprechend größer.

(74

Den Durchmesser dx kann man für gewöhnliche Fälle für die gleiche Beanspruchung S — 2,8 kg/qmm wie scharfgängige Schrauben berechnen, also für Q — P nach der Gl. dt = 0,67 VP

deren Werte, soweit sie dort hingehören, in der Tabelle der Schrauben nach Whitworth’s Scala (Note zu S. 20) enthalten sind.

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

d — 65tom;

dt = d — s = 52,3

= ¹/₂ Zoll engl. — 12,7

mm •

mm •

29,325 mm.

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

T = 52’³² • T

= 2148,3 Qmm

und somit die Beanspruchung

— 2,79 c-'Vx 2,Sk£/qmin.

6000 F ~ 2148,3

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

Nach 61. (74 ergibt sich für P = Q = 6000 kg¹ der Kerndurchmesser der Schraubenspindel

dt = 0,67    = 0,67 . V6000 = 0,67 . 77,46 = 51,898 ^ 52 mm

und folglich nach Gl. (73 die Steigung

_ dp ₌

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

d = dl 4- « — 52 + 12,7 = 64,7 ^ 65mm und für diese Abrundung

dt — d — s — 52,3

und der mittlere Halbmesser des Gewindes

mm

29,325 mm.

Es ist

(—) =

V 2m /

12,7

= 0,068 ^ 0,07

2 . 29,325 .3,142

und somit nach der Tabelle S. 76 der Wirkungsgrad (die Spindel wird gedreht)

Nach 61. (33 wird wegen

H = 0,328.

K = 2 . 34 = 68 k&

die theoretische Kraft

K₀ = n . K = 0,328 . 68 = 22,304 ^ 22,3 ke

und somit nach Gl. (72 2 an „

. Ay

Nun ist der Kernquerschnitt der Schraubenspindel

2 . 5503,142

12,7

. 22,3 =* 6067,8    6000 kg.

’• = I (Ä‘ + t) =

Demnach wird das Steigungsverhältnis 12,7

2 . 29,325 3,142

und nach der Tabelle S. 76 der Wirkungsgrad (die Spindel wird gedreht)

(-L-) =

\2r7Z /

= 0,068 ^ 0,07

tj = 0.328.

Die Gl. (33 ergibt hiermit wegen

die theoretische Kraft

76200

140,1

K₀ = nK = 0,328 . 68 = 22,304 ^ 22,3 kg und endlich die Gl. (72 den Hebelarm 12,7 . 6000 2 7t ' K₀ ~ 2 . n . 22,3 Der Steckschlüssel ist auf Biegung beansprucht, durch die Kraft K — 68 kg am Hebelarme a = 550mm und dessen Durchmesser <1 ergibt sich aus der Festigkeitsgleichung :

32

K . n — 8 . Z = S . ⁷¹ d³

wenn man um d möglichst klein zu erhalten, setzt S = 10kg/q

mm

mit

38090 = 33,7    33 *nm.

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

Bei der Schraubenwinde mit Kegelräderantrieb wird die Mutter gedreht und es ergibt sich der Wirkungsgrad gleich dem Produkte des Wirkungsgrades der einfachen Schraubenwinde, bei der die Mutter gedreht wird (Tabelle S. 76), und dem Wirkungsgrad der Zahnräder und der zugehörigen Vorgelegewelle, welche letztere getrennt den folgenden beiden Tabellen zu entnehmen sind,*) entsprechend folgenden Bezeichnungen und Verhältnissen: zl — Zähnezahl des Getriebes; dessen Halbmesser in Millim. „ Rades ;

Tl S

z₂ =

11

11

*) Nach Weisbach-Herrmann, Lehrbuch der Ingenieur- und Maschinenmechanik, zweite Aufl. 3. Th. 2. Abth. S. 14 und 17. Die Tabelle für den Wirkungsgrad der Zahnräder ist für Stirnräder berechnet, angenähert aber auch für Kegelräder giltig.

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:

*i_

rj =

*1 + 0,33 (l -f- |k)

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

V = ¹

— = Übersetzungsverhältnis,

Z'2

X = Zapfenhalbmesser der Vorgelegewelle in Millimeter, a — Kurbelhalbmesser in Millim. = Hebelarm der Kraft K, <p = 0,08 = Coefficient der Zapfenreibung.

Tabelle des Wirkungsgrades der Zahnräder.

Zähnezahl

der

Getriebes

Übersetzungsverhältnis i =

zi

0,75

0,5

0,4

0,3    0,2

0,1

Zahn

stange

²i

Wirkungsgrad r

KO CO t> 00

LO i—i -J i—■

© Ol fcO ©

©~ ©" ©' © © ©■ © ©-

p ppp©© ©) © ©©©’'©©©©<©'

PPPP© © © ©

ppp pppo'p

co©ooco©co©oo ^Hotco^mcot^t^ p p p p pp©©

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p    ©    ©    ©    ©    ©    ©    ©

<x>    co    co    co    co    ćo    ~CO    'co

\0    fcO    üi    CO    CD    U)    05    H

t-    X    CD    CO    (N

Dt    CO    Tf    iff    CO

P    p    p    p    P

©    ©    ©    ©"    © © ©” ©

© © co 00 © ^ Ol X

P P P P P P P P

CO CO CO CO CO CO CO CO

oo«q^o©oioirf^oo

03»]hüi»]i-.oU)

p p p p p p p p ©coc©cococc>cocc> ûçü-dœœottfkos 05X05000010000

Tabelle des Wirkungsgrades der Vorgelegewelle.

Zapfen-

verhältnis

Hebelverhältnis

(*')

(i;)

7*

7s

74

7«

7s

Wirkungsgrad v

11111

© © © © ©-

s.tisU

o © © © ©

3o

P P P P P

Hiss

o o © ©

111s!

O ©~ © © ©

Bezeichnet nun ?/, den Wirkungsgrad der Schraubenspindel mit ihrer Mutter, ?y₂ den Wirkungsgrad der Zahnräder, ?y₃ den Wirkungsgrad der Vorgelegewelle, so ergibt sich der Wirkungsgrad i] ihrer Verbindung, also jener der Winde

(75

V =■ Vi • V-2 • '%

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

z\

(76

K₀ . 2 a jc = Q . s .

K₀ =

2 a jr

Z-2

(77

Die Schraubenspindel wird wie bei der einfachen Schraubenwinde für die Last Q dimensionirt (Gl. 73 und 74), und die Auflagfläche der die Mutter bildenden Radnabe, die Spurlagerfläche auf dem Lagerkranze so groß, dass der Abnützungsdruck

nicht überschreitet. Zur Aus-

100 at = 100 k"/

qcm

qmm

oder 1 k"/

gleichung der Abnützung wird eine Metallbüchse mit Borde oder ein Armirungsring wie in Fig. 1, Taf. VIII, angewendet.

Die Zahntheilung ist für Kegelräder wie für Stirnräder bestimmt durch den Zahndruck, welcher bei Kegelrädern für die Festigkeitsberechnung streng genommen am mittleren Radius wirkend angenommen w?erden sollte, annähernd aber der Einfachheit wegen am äußeren Theilkreisradius Pl des Getriebes con-centrirt angenommen werden kann.

Bezeichnet nach der Cotirung 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, y J die Stichzahl,

1 = 0,7 t die Zahnlänge, k — 0,3 t die Zahnkopflänge,

0,4 t die Zahnfußlänge, b die Zahnbreite in Millimeter, h — 0,5 t die Höhe des Zahnfußes in Millimeter,

Y — ty 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,

Pechan, Leitfaden des Maschinenbaues. I.

Durch Einführung vorstehender Verhältnisse in Gl. (1 ergibt sich ferner

b . 0,5² . t²

P . 0,7 t = S .

und hieraus

(78

b . t = 1.6,8 .

(79

U den Tlieilkreishalbmesser in Millimeter,

D = 2P den Theilkreisdurchmesser in Millimeter, so ergibt sich für den Kraftangriff an der Zahnspitze nach Gl. (1

bh²

PI = S . Z = S . 4-b

and nach Gl. (2 D = 2P

(1

-e)

(2

Durch Substitution von ip — ~ also b = tpt ergibt sich weiter rpt² = 16,8 .

und hieraus

16,8

(80

. VP........

Durch Einführung des Verhältnisses ^    ^ ⁶) erhält man ferner

/16,8 .    \³/PP

. S    V 2

(81

und hieraus

C rts

Für die tabellarische Ausrechnung hat man auch

c.

2 Rn

Verbindet man diese Gl. mit jener (79 dureb Multiplication, so erhält man

Hi,S . ~ .

y . t³ =

2 Rn

— auch b berechnet und will dann

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

. (82

S = 2,5 k^/ so ergibt sich

ęS = 5 .

und man erhält hiermit aus den Gl. (80 und (81 die folgenden : ⁷)

qmm

(83

t ----- 1,833 Mp

(84

\³/ PR

V 2 .

(85

t = 2,763

Die aus Gl. (84 und (85 sich ergebenden Theilungen können im Allgemeinen nach einer beliebigen Scala abgerundet werden. Zweckmäßig ist es, dieselben nach ganzen Stichzahlen abzurunden, wonach man nach Gl. (2 stets eine ganze Zahl für den Durchmesser D erhält und kann man sich hierzu folgender Tabelle bedienen.

Tabelle fllr gußeiserne Zahnräder.

t = 1,833 \[ P = 2,763

V-G

• y . S = 5.

G)

t.

- (V) G)

(V)

0(CX<103CTi(>-®tO

6,283

9,425

12,566

15,708

18,850

21,991

25,133

28,274

31,416

34,558

03 LO tO —¹ —⁷ —¹

OiCOÜ5QOl^O⁷a^K)H CT JO 05 .CCT OS JCT OS OS 05—⁷ 00    05 to lo rf⁸ 03 ~~05

11,6

12

37,699 43,982 50,265 183,0    18    56,549

305,6    20    62,832

503,0    22    69,115

742,4    24    75,398

1065,2    26    81,681

1464,0    28    87,965

1954,7    30    94,248

39,5

92,8

14

16

Die Kurbel erhält folgende Dimensionen :

= Kurbellialbmesser,

= Länge des Kurbelgriffes,

= Durchmesser des eisernen Kurbelgriffes und kann man die Kraft eines Mannes an der Kurbel mit 27kg annehmen (vergl. Note zu S. 75). Der Durchmesser d¹ der Vorgelegewelle kann der Tabelle S. 17 entnommen werden.

/. Beispiel. Eine Schraubenwinde mit Kegelräderantrieb nach Fig. 1, Taf. VIII, Aveist folgende Dimensionen auf: d — 65mm; s — */₂ Zoll engl. = 12,7

29,325 mm ■ Zi = 6 ; z₂ = 25 ;

a = 260

mm

l 220 d = 25 bis 30

mm

mm

mm

mm •

(iï-

12; t. = 37,699

b = 70mm ;    = 36mm; B₂ — 150llim; r = 16,5

; a = 260mm.

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

Es ist das Steigungsverhältnis 12,7

2 . 29,325 . n

und somit nach der Tabelle S. 76 der Wirkungsgrad (die Mutter wird gedreht) der Schraubenspindel und Mutter hinreichend genau

( - ) =

\2rn /

ferner ist das Übersetzungsverhältnis

mm •

= 0,068    0,07

Vi = °.236;

i = -¹- =    = 0,24

Z2

25

und somit nach der Tabelle S. 80 der Wirkungsgrad der Zahnräder, zwischen i — 0,3 und 0,2 für zi = 6 geschätzt

endlich ist das Hebelverhältnis

,/2 = 0,935;

a La

und das Zapfenverhältnis

260    7,22

(i ) = W = °'⁴⁶⁸

und somit nach der Tabelle S. 80 der Wirkungsgrad der Vorgelege welle zwischen

und

= 0,5 und 0,4

H=s"

geschätzt, hinreichend genau

t]₃ — 0,960.

Es ergibt sich hiermit der Wirkungsgrad der Winde

?l =    . >/₂ . fjs = 0,236 . 0,935 . 0,960 = 0,212.

Weil nun

K = 2 . 27 = 54kg

so ergibt die Gl. (33 die theoretische Kraft

K₀ = n . K = 0,212 . 54 = 11,448    11,5kg,

womit sich nach Gl. (77 die zu hebende maximale Last Q ergibt, nämlich

2 a . 7i

<2 =

Z2

2 . 260 . n . 25 . 11,5

12,7 . 6

= 6165 kg 6000 kg.

Für die Beanspruchung der Zahnräder gilt die Gl. (78, für welche der Zahndruck P bestimmt ist durch die Momentengleichung

K . a

PRX = K. a mit P =

54 . 260

36

= 390 kg.

Hiermit wird aus Gl. (78 die Beanspruchung 16,8 ■ P _ 16,8 . 390

70 . 37,7

— 2,48    2,5 kg/qmm.

2. Beispiel. Es ist eine Schraubenwinde mit Kegelräderantrieb nach Fig. 1, Taf. VIII, zu construiren und sollen liiefür die Dimensionen der Schraubenspindel, Zahnräder und Vorgelegewelle 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. (74 ergibt sich für

P = Q = 6000kg

der Kerndurchmesser der Schraubenspindel

dt = 0,67 MT = 0,67 V 6000 = 51,898    52"”»

und folglich nach Gl. (73 die Steigung

= A = f = 18

welche nach dem englischen Zoll abgerundet ergibt

— Zoll engl. = 12,7

mm

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

d =    -}- s = 52 -f 12,7 = 64,7    65»”»

und für diese Abrundung

dx = d — s — 52,3

und der mittlere Halbmesser des Gewindes

mm

J («*i + y) = 29,325»”».

Demnach wird das Steigungsverhältnis

12,7

2 . 29,325 . 3,142

und nach der Tabelle S. 76 der Wirkungsgrad der Spindel und Mutter (die Mutter wird gedreht) hinreichend genau

t]x = 0,236.

Wählt man nun den Kurbelhalbmesser a = 260 »ini und die Zähnezahl des aus Schmiedeisen hergestellten und mit seiner Achse im Ganzen geschmiedeten Getriebes zx =■ 6, so erhält man nach Gl. (85 die Zahntheilung

(—) =

\2rnJ

= 0,068    0,07

t = 2,763

und wegen PR — Ka und K = 54; z

II

PR

6 auch

^754 - 260

= 36,75

t = 2,763 .

und nach der Tabelle S. 83 für die nächstliegende Stichzahl

o-

12; t = 37,699.

Man hätte übrigens auch für

/PR \ Kn (-) = - = 2340

\ Z /

mit Hilfe dieser Tabelle unmittelbar den nächstliegenden Wert t = 37,699;    = 12

entnehmen können.

Hiernach ergibt sich der Durchmesser des Getriebes

6 . 12 = 72mm

D‘ = *■ - (v) -

und der Halbmesser

36

^ = 2 ⁰¹ =

Um nun den Zapfenhalbmesser r zu linden, muss der Wellendurchmesser d‘ der Vorgelege berechnet werden und dieser ergibt sich aus der Gl. (12 mit

—F*

Tt

und wenn man setzt

S‘ = 2ks/qmm; PR = Ka = 54 . 260 = 14040 so ergibt sich ,nach der hiefür berechneten Tabelle S. 17 nach Kalibermaß abgerundet d‘ — 33mni und mithin

d,‘

X - — = 16,5mni.

Nun kann der Wirkungsgrad rj₃ der Vorgelegewelle mit Hilfe der Tabelle S. 80 hinreichend genau geschätzt werden.

Es ist hiefür

36

260

und = m =

0,458

7,22

und somit der Wert von tj₃ zwischen 0,953 und 0,964 hinreichend genau geschätzt

36

?]₃ = 0,960.

Es erübrigt nun noch die Bestimmung des Übersetzungsverhältnisses

¹

Die Dimensionen kalibrirter Ketten von Georg Kieffer in Ehrenfeld-Köln sind in der Tabelle Note zu Seite 46 enthalten.

²

Detailzeichnungen dieser, bei unseren Constructionen nicht gebräuchlichen und deshalb vom Verfasser in den, ebenfalls den Ausführungen von Mégy-Echeverria-Bazan entnommenen, coustructiven Figuren 5 bis 7, Taf. XI, gar nicht zur Anwendung gebrachten complicirten Bremsvorrichtung sind enthalten in Riedler, Personen- und Lastenaufzüge, und Uhldnd, prakt. Maschinen-Constructeur.

³

Hinsichtlich der Leistung des Menschen und dev Thiere kann man im Durchschnitt nehmen, wenn K die mittlere Kraft in kg, c die mittlere Geschwindigkeit ihres Angriffspunktes in Metern pro Secunde und L die Leistung in Meterkilogramm pro Secunde bezeichnen:

⁴

   \ m L

“ ⁴ 27n) ę ~V

⁵

Da die Schraubenspinde] 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 cotiren, da anderenfalls besondere Wechselräder erforderlich sind, um mittels englischer Leitspindel ein metrisches Gewinde zu schneiden. Für die Aufsuchung des betreffenden englischen Maßes kann die Schraubentabelle (Note S. 20) dienen.

⁶

Aus Gl. (2 folgt:

⁷

Hat man hiernach t und aus y =

⁸

t oder b ändern, so hat man im Hinblick auf Gl. (78 für die geänderten Werte &i tx — ht zu nehmen.

i = -i-

~2

und hierzu dienen die Gleichungen (33 und (77, nämlich

- K₀

v

und

z±

2a n z₂

welche verbunden ergeben

• Q.

K = — .

t] 2 an z₂

Um aber diese Gl. benützen zu können, muss vorher rj bekannt sein. Nach Gl. (75 rj — rjl . r/₂ . rj₃ fehlt aber hiefür noch rj₂, d. i. der Wirkungs-grad der Zahnräder. Man wird nun zuerst für letzteren mit zt = 6 aus der Tabelle S. 80 schätzungsweise einen Wert annehmen, z. B. r\₂ = 0,933 und erhält hiermit annähernd

fj = t]₁ . t,₂ . rj₃ = 0,236 . 0,933 . 0,960 = 0,211 und nun ergibt sich, weil zx = 6 schon gewählt ist, aus vorstehender Gleichung

12,7 . 6 . 6000

_ ij ' 2an ' “x ‘ K ~ 0,211 . 2 . 260 . n 7bi Demnach wird

= 24,55    25.

=    = 1 = 0,24

Z2

25

und dem entsprechend nach Tabelle S. 80 wird sich rj₂ zwischen 0,933 und 0,938 ergeben annähernd rj₂ = 0,935, womit z₂ = 25 ohne weiters beibehalten werden kann.

Es wird nun der Durchmesser

=(I) =

25 . 12 = 300 mm

und der Halbmesser

— 150 mm.

^2 — 2

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

b = 2t = 2 . 36,75 = 73,50 ^ 70m™.

Nimmt man den äußeren Durchmesser der Mutterhülse im Lager mit 100mm an, so wird der innere Durchmesser di der Spurlagerfläche eben so groß und der äußere Durchmesser da ergibt sich, wenn p = 1 ks/qmm den Abnützungsdruck bezeichnet, aus der Gleichung

(da² — di*) . ~ . p = Q

-f (di² -j) = ⁶⁰p 4- (lOO² . -j) = 6000 4- 7854 = 13854 da - 133    135 mm.

Bei der Schrauben winde mit Schneckenantrieb ist der Rechnungs -gang genau derselbe wie im vorhergehenden Falle, nur kommt hier statt der Kegelräderübersetzung die Schneckenradübersetzung und für tj₂ der Wirkungsgrad des Schneckenrades mit der Schnecke in Rechnung; r/.ä aber ist hier schon in /j₂ eingeschlossen.

MASCHfNEN ZUR ORTSVERÄNDERUNG.

Der Wirkungsgrad der Schnecke ist nun übereinstimmend mit jenem der durch selbe gebildeten Schraubenspindel und somit der Tabelle S. 76 (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 K₀ aus der Arbeitsgleichung

(86

K₀ . 2aJi — Q . s .

(87

2 a jt

Bezüglich die Dimensionirung der Bestandtheile dieser Winde ist noch zu bemerken, dass die Zahnthcilung t des Schneckenrades, welche nach dem englischen Zoll abzurunden ist, als Steigung der Schnecke, und der zugehörige Zahndruck P₂ durch die Arbeitsgleichung unter Berücksichtigung der Reibungswiderstände der Schnecke, entsprechend ihrem Wirkungsgrade ?]₂, verbunden sind:

>/₂ . K . 2ajt = P₂

(88

woraus folgt

= tj₂ . K . a

(89

Hierbei ist gewöhnlich a — 200 für einen Mann.

Bezeichnet nun noch Rl den Theilkreishalbmcsser der Schnecke und R₂ jenen des Schneckenrades, und Dt D₂ deren Durchmesser, so ist

mm

und im Maximum K=27kg

Dl = 2Rl

(90

— 2 R₂ — z₂ •

(91

Die Gl. (90 lässt das Verhältnis zwischen Rx und t unbestimmt und man kann dies frei wählen und setzt erfahrungsgemäß das Steigungsverhältnis (Zahnschräge des Schneckenrades)

~ bis J¹,

2Rl jt 7

10

(92

im Mittel

2 R₁jt

= 0,125

(93

man unmittelbar

(95

= >h

womit für

(i)

(94

Durch Substitution von

(Ś)

aus Gl. (91 in Gl. (89 erhält

woraus im Mittel

nach Gl. (85 oder nach der zugehörigen Tabelle S. 83 auch die Theilung t und Zahnbreite b bestimmt ist.

/. Beispiel. Eine Schraubenwinde mit Schneckenantrieb weist folgende Dimensionen auf:

d =    .9 = 12,7

mm

; r — 29,325    ;

= 20;

2 rn w = 0,125.

= 0,068 «✓v, 0,07;

2 Äj 7T

Mit welcher Kraft muss man an der Kurbel vom Halbmesser a = 200mra

wirken, um mittels dieser Winde die Last Q = 6000 kg zu heben? Es ist nach Gl. (87 die theoretische Kraft

~

12,7

2 a 7t s₂

2 . 200 • 3,142 ' 20

. 6000 = 3,03kg

ferner nach Gl. (33

wobei für

K=-.K₀

V

^ = °-⁰⁷

nach der Tabelle S. 76 (die Mutter wird gedreht) der Wirkungsgrad der Schraubenspindel rj₁ = 0,236 und nach derselben Tabelle für

k4~ = °d25

2 lix n

als SteigungsVerhältnis (die Spindel wird gedreht) der Wirkungsgrad der Schnecke rj₂ = 0,463, demnach der Wirkungsgrad der Winde v = Vl .    = 0,236 . 0,463 = 0,1093

und somit die wirkliche Kraft an der Kurbel

0,1098 ' ³’⁰³ = ²⁷’7k‘-2. Beispiel. Für eine Schraubenwinde mit Schneckenantrieb sind bereits

berechnet :

d — 65mm; s — 12,7

mm

; r = 29,325

mm •

’ 2 r Tr

= 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 ks am Halbmesser der Kurbel « = 200mm die Last von 6000 k& heben kann.

Nimmt man für die Schnecke nach Gl. (98

= 0,125

2 ft j 7T

so ist der Wirkungsgrad derselben nach der Tabelle S. 76 (die Spindel wird gedreht) tj₂ — 0,463 und für

= 0,07

2 >’71

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

t, = Vl . V2 = 0,236 • 0,463 = 0,1093.

Die Gl. (33 ergibt nun für K — 27 ks die theoretische Kraft K₀ = n . K == 0,1093 . 27 = 2,95 kg.

Nun ergibt sich aus Gl. (87 die Zähnezahl des Schneckenrades

12,7

2 an ' K₀ ~ 2    200 . 3,142

und die Gl. (95 das Verhältnis

6000

2,95

= 20,5 ^ 20

(^) =

tj₂ . K . a = 0,463 . 27 . 200 = 2354,4.

Hiermit ergibt endlich Gl. (85 oder die zugehörige Tabelle S. 83 die Theilung

= 2,763

2354,4 = 36,75    37,699

für die Stichzahl J = 12. Allein die Abrundung muss hier mit Rücksicht auf die Herstellung der Schnecke nach dem englischen Zoll erfolgen und die Tabelle Note S. 20 lässt hiefür l⁷/i6 Zoll engl. = 36,5 ¹ fim als zunächst gelegenen Wert erkennen und man hat demnach die Steigung der Schnecke t — 1⁷/₁₆ Zoll engl. — ²³/]6 Zoll engl, und die Anzahl der Gewindgänge «₂ auf einen Zoll englisch

_ l _ 16 „

”'² Ł 23 ‘ ^

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;

*) Der Wirkungsgrad g der Zahnstangenwinde setzt sich zusammen aus jenem der Zahnstangenbewegung rj^ der Zahnstange mit dem Getriebe g₂, der Zahnräder rj₃ und der Vorgelege welle bei einfacher Übersetzung. Bei doppelter Räderübersetzung wiederholt sich g₃ und rji iv — Vi • Vs • Vs • Vt)-Diese Wirkungsgrade sind mit Ausnahme von ?/, aus den Tabellen S. 80 zu entnehmen oder nach den betreffenden Formeln leicht zu berechnen; tj₁ aber ergibt sich aus der Formel (nach Weisbach-Herrmann, Lehrbuch der Ingenieur-und Maschinenmechanik, zweite Aull. 3. Th. 2. Abth. S. 20) :

Vi —

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

ri = 0,75 also —

V

= 1,33

(96

und jenen der Zahnstangenwinde mit doppelter Räderübersetzung

n = 0,68 also — V

= 1,47

(97

annehmen. *)

Die theoretische Kraft K₀ an der Kurbel ergibt sich, wenn nach dem Räderschema Fig. 15 und 16, Taf. VIII, r den Theilkreis-halbmesser des Zahnstangengetriebes, 2 dessen Zähnezahl, Rt R2 die Halbmesser, z₂ z₂ die Zähnczahlen der ersten Räderübersetzung und R₃ R± die Halbmesser, z₃ -«₄ die Zähnezahlen der zweiten Räderübersetzung bezeichnen, und der Kurbelhalbmesser a ist, für die Zahnstangenwinde mit einfacher Räderübersetzung

Ł . O = —

Ko =

Bi

Z2

a ’ R.j

(98**)

+ idT- Vö)

worin e = horizontaler Abstand der Lastauflage auf der Pratze vom Zahnstangentheilriss,

l — verticaler Abstand der beiden gegenseitigen Rückenstützen dei Zahnstange,

c = horizontaler Abstand der letzteren, q, 0,15 = Reibungscocfficient.

**) Bezeichnet nach Fig. 15, Taf. VIII, 1\ den Zahndruck am Theilkreis-halbmesser 7?, beziehungsweise R₂, so ergibt die Gleichstellung der Drehungsmomente

und für die Zahnstangenwinde mit doppelter Räderübersetzung

. Q ₌. _L . 3_ ;    . Q . . (99*)

a ic₂ xt₄

Durch Verbindung dieser Gleichungen mit jener (33

. (33

- • Ą

)j

und Substitution der Werte für

aus (96 und (97 erhält man

die wirklich erforderliche Kraft K an der Kurbel für die Zahnstangenwinde mit einfacher Räderübersetzung

K₀ . a = I\ . Rt

A . A = Q • »•

woraus durch Multiplication beider Gleichungen

K₀ . a . Pj . R₂ ■— P₁. R₁ . Q . r

und hieraus ergibt sich

o.

• X₂ ■

Nun ist auch für die Theilung t der beiden Zahnräder 2 A 71 — zlt 2 R₂7t — z₂t

woraus durch Division beider Gleichungen

*i

*2

R₂

und durch Substitution in die Gl. für K₀ ergibt sich endlich obige Gl. (98

Ł-. Q.

K° ⁼ ^

*) Bezeichnet nach Fig. 16, Taf. VIII, Pt den Zahndruck im Theilkreise von A und R₂ ; P₃ den Zahndruck im Theilkreise von Rs und A> so ergibt die Gleichstellung der Drehungsmomente

K₀ . a = A •

A • A = A •

A •    = Q . r

woraus durch Multiplication aller drei Gleichungen

A . « . a • *2 • A ■ A = A . A • A • A • V •

und hieraus ergibt sich

A A ^ ‘ A ' A ' Q

und weil wie bei der einfachen Räderübersetzung

3= -5L und 3- •=

*2

so folgt sofort obige Gl. (99.

2?i

K = 1,33    . Q = 1,33 . —

^ . Q . . (100

a ’ P₂

und für die Zahnstangenwinde mit doppelter Räderübersetzung

-^3

. Q (101

B₂ ' Ti {

Für die Dimensionirung der Zahnräder und der Zahnstange, welche Theile des geringeren Gewichtes wegen hei den Wagenwinden aus Schmiedeeisen hergestellt werden, gilt wieder mit den zugehörigen Voraussetzungen die Gl. (78

(78

bt -= 16,8 .

und für

xp =

die Gl. (79

(79

w . t,² =' 16,8 .

O

Man wendet hierbei wegen der minder genauen Lagerung-kleine Zahnbreite an und geht mit der Beanspruchung S sehr hoch, macht deshalb für Schmiedeeisen²)

xp = ~ = 1 bis 1,2

qmm

S •— 8 bis 10 kg/

für die mittleren Werte

(102

b 1 1 V> = j ~ i,i

qmm

S = 9Vg/ ergibt die Gl. (79 oder jene (80

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

m.

t = 1,31 V P

(103³)

und für die Zähnezahl z und den Theilkreislmlbmesser R auch aus Gl. (81

(104

* = 2,21

Um möglichst kleine Dimensionen zu erhalten, nimmt man gewöhnlich

2 = 3 his 5

«i = %

mm

Zg = 16 his 18 z₄ = 18 his 22 a — 200

K = 6 his 8

und versieht die Getriebe zur Verstärkung mit Seitenscheiben.

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

Theilung der Zahnstange t = 43,982 mm;

G) -

14;

b = 45 ; z — 4 ;

r = 28mm; z, — 4;    = 18; z₃ = 4;    = 22; o == 200"™.

Es ist zu berechnen, mit welcher Kraft man mittels derselben die Last Q ='1000³8 heben kann und welche Beanspruchung hierbei die Zahnstange erfährt.

Es ist nach Gl. (101 die an der Kurbel wirklich erforderliche Kraft

-Ł . 1000 = 8,3 ³8

1,47 . —

n

²x

. Q = 1,47 .

28    _4_

200 ‘ 18 ' 22

und aus Gl. (78 erhält man für die Beanspruchung der Zahnstange wegen P = Q = 1000³8

16,8 . P _ 16,8 . 1000 45 . 44

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

Man hat für das Moment

PR = K . a = 8 . 200 = 1600

und die Zähnezahl

s = Zj =4

0,715

(£> =

das Verhältnis

und hiefür nach Gl. (104

(7) =. 7

= 2,21 . $4ÖÖ =

= 400

2,21 . 7,37 = 16,28

t = 2,21

oder durch Multiplication des Tabellenwertes mit 0,715 und Abrundung für eine ganze Stichzahl nach der Tabelle S. 83 abgerundet

/ = 18,85

(v) - «

Nun wird die Zahnbreite

b — 1,11! = 1,1 . 16,28 = 18 mm und weiter ergeben sich die Theilkreisdurchmesser

»,

= 2II, = «, . (±) =

4 . 6 = 24 mm

D-t = 2/?₂ = z₂ .

18 . 6 = "108 mm.

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

Es ist nach Gl. (100

J*

und hieraus

K = 1,33 .

y*

r Q

; = ^ • ä • 1

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

mit

Nach Gl. (103 ergibt sich die Theilung der Zahnstange für P — Q = 250 ks t — 1,31 . V25Ö = 1,31 . 15,8 = 20,698 und für eine ganze Stichzahl nach der Tabelle S. 83, wenn man in der Rubrik P den nächst gelegenen Wert aufsucht und t mit 0,715 multiplicirt

t = 21,991

i- = 7.

TT

Wählt man nun die Zähnezahl des Zahnstangengetriebes z — 4, so wird dessen Radius

r = y • * (v) = 4

und nun erhält man nach vorgenannter Gleichung

14    250

200 '

Nimmt man also zl — 4, so erhält man

z₂ = 4 . 4 = 16.

. 4 . 7 = 14 mm

Ta = 1.33 .

— = 3,88    4.

6

Bei den Trommelwinden kann man unter gewöhnlichen Verhältnissen den Wirkungsgrad*) durchschnittlich setzen, wenn einfache Räderübersetzung vorhanden :

7] = 0.90, also —

7]

(105

= 1,10

wenn doppelte Räderübersetzung vorhanden :

i] = 0,83, also —

= 1,20

(106

Bezeichnet man den Halbmesser der Windentrommel bis Seiloder Kettenmittel mit q, die. Zähnezahlen von der Kurbelwelle weg der Reihe nach mit zl z₂ z₃ z₄ und die zugehörigen Theil-kreishalbmesser mit R₁ E₂ Rs RĄ, endlich den Kurbelhalbmesser mit a, so ist die zum Heben der Last Q erforderliche theoretische Kraft K₀ an der Kurbel für die Trommelwinde mit einfacher Räderübersetzung

K — —

-n-0 - ..

R,

R₂

(107

*) Bezeichnet q den Halbmesser der Trommel bis zum Seil oder Kettenmittel; R den Theilkreishalbmesser des auf der Trommelwelle aufgekeilten

zum Trommelhalb-

^ das Verhältnis des Zapfenhalbmessers

Zahnrades ;

messer; ę = 0,08 den Reibungscoöfficient ; 6 die Werte Note S. 40 mit ç statt r, so ist (nach Weisbach-Herrmann, Lehrbuch der Ingenieur- und Maschinenmechanik, zweite Auf!. 8. Th. 2. Abth. S. 78) der Wirkungsgrad der Windentrommel

1 4- 6 -f ę . i

und für V~ — 0,2; -- = 0,25 ergibt sich hiefür folgende Tabelle:

Seilstärke â =

20 mm

3Qmm

I 40 mm

50 nim

T“

Kette

0,959    0,939    0,920

0,901    0,883

0,972

Für die genaue Bestimmung des Wirkungsgrades •/; der ganzen Winde hat man bei Benützung der Tabellen oder zugehörigen Formeln die Wirkungsgrade für die Zahnräder und die Vorgelege welle (Tabellen S. 80) und für die Trommel zu bestimmen und deren Product zu bilden.

und für die Trommelwinde mit doppelter Räderübersetzung

-2- . Q = V

-^3

a R₂

und demnach aus Gl. (33 mit Rücksicht auf (105 und (10G die wirklich erforderliche Kraft K an der Kurbel, für die Trommelwinde mit einfacher Räderübersetzung

K —

iyo —

«i

z₂ z₄

. Q (108

K = 1,1 .

Z2

a R₂

. Q (109

und für die Trommelwinde mit doppelter Räderübersetzung

ft

= 1,2 .

a

Rt

R?,

. Q (110

ÏR ‘ i?₄

Für die Dimensionirung des Hanfseiles gilt wieder die Gl. (39 S. 42 oder die zugehörige Tabelle S. 42 ; für die Dimensionirung der Ketten die Gl. (43 S. 43 oder die zugehörige Tabelle S. 43.

Den Trommelhalbmesser nehme man, wenn wieder ó den Durchmesser des Hanfseiles, beziehungsweise des Ketteneisens bezeichnet, für Hanfseile p = 3,5 ó bis 4 ó

(111

für Ketten

(lila

p = 10 Ô bis 12 Ó Die Trommellänge macht man, wenn keine bestimmte Aufwindelänge vorgeschrieben ist, gleich dem 3- bis 3,5 fachen Trommeldurchmesser.

Für die Dimensionirung der gußeisernen Zahnräder gilt wieder die Gl. (78, worin man praktischen Ausführungen entsprechend setzen kann

V> =

- = 2 bis 2,5

S = 2 bis 2,5 bis 3kg/ 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 = 2kg/qmm ausgeführt werden können.

Setzt man für Räder unter 80 Zähnen ‘ =2

qmm;

S = 2,5 kg/

Pech an, Leitfaden des Maschinenbaues. I,

qmm

und für Räder mit mehr als 80 Zähnen

2,5

qmm

3 = 2kg/

so wird in beiden Fällen übereinstimmend mit Gl. (82

(82

ę . S = 5................

und man erhält die Theilung nach den Formeln (84 und (85 S. 83 oder nach der zugehörigen Tabelle S. 83. Die Getriebe erhalten Seitenscheiben zur Verstärkung, wo es thunlich ist, und macht man unter gewöhnlichen Verhältnissen hei den Bauwinden t nicht gern kleiner als 25 mm.

Hierbei sind folgende Zähnezahlen und Übersetzungsverhältnisse gebräuchlich*) und zwar für einfache Räderübersetzung zx — 11 bis 15 z₂ — 65 bis 75 bis 92

= =

für doppelte Räderübersetzung

zx = 11 bis 15 z₂ — 32 bis 46 z₃ — 11 bis 15 z₄ — 65 bis 85 und für das erste Vorgelege von der Handkurbel ausgehend

i — *L -

für das zweite Vorgelege

5“

bis

Für die Bestimmung der Wellendurchmesser d‘ gilt die Gl. (12 S. 15, worin man, ohne weitere Berücksichtigung der Biegung, setzen kann : für die Vorgelegewellen

JS' = 2kg/

qmm

für die Trommelwelle

qmm

S' = 3 bis 4kg/

*) Siehe für besondere, den Ausführungen von Mohr & FederhafF in Mannheim entsprechende Übersetzungsverhältnisse die Tabellen in der Note S. 100.

mm

l = 250 bis 300 für zwei Männer an jeder Kurbel

mm

' l = 400 bis 450 und den Durchmesser d des hölzernen oder eisernen am Kurbel-

stift drehbaren Kurbelgriffes

d — 40 bis 45mm.

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

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

mm

und kann man sieli sonach unter Berücksichtigung der zugehörigen Voraussetzungen zur Bestimmung des Wellendurchmessers wieder der Tabelle S. 17 bedienen, welche die Wellendurchmesser für direct entnehmen lässt.

Für die an den beiden Kurbeln vom Halbmesser a 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 = 20kg a = 3G0 bis 400 für schwere Winden K = 32 kg a = 450

Hierbei wirkt ein Mann an der Kurbel mit 10 bis 16kff. Man findet jedoch auch zwischen liegende Werte angewendet und K bis 64kg bei besonders schweren Winden, in welchem Falle 4 Mann mit je 16 k" an den beiden Kurbeln (2 Mann an jeder) wirkend vorausgesetzt sind.

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

8' = 2kg/

qmm

mm

mm

(114

(115

h = 350 bis 400 für Winden mit doppelter Räderübersetzung h = 400 bis 500mm.

Die Aufstellung der Trommelwinden erfolge so, dass die Höhe H der Kurbelwelle über dem Fußboden betrage

900 bis 1100nim.

Die Ständerdimensionen ergeben sich nach der Disposition der Wellen und Verbindungsstangen dem Gefühle nach in der Zeichnung selbst, und die Querverbindungen erhalten 18 bis 25 Durchmesser bei einfachen und 25 bis 30mm bei doppelten Winden.

mm

In Hinsicht der Größe der zu hebenden Last Q kann man unter gewöhnlichen Verhältnissen einfache Räderübersetzung anwenden für

Q = 400 bis 1000kg und doppelte Räderübersetzung für

Q = 750 bis 3000ke directe Last am Trommelhalbmesser ç>. *)

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

Trommelhalbmesser bis Seilmittel geschätzt y — 80 mm

Übersetzungsverhältnis i — —- = ^

Kurbelhalbmesser « = 360 mm.

Wie groß ist der Durchmesser â 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?

*) Nachstehende Tabelle enthält die Tragfähigkeit und die Gewichte der Trommelwinden Fig. 19, 20, 22 und 23, Text, nach Ausführung der Mannheimer Maschinenfabrik Mohr <b Federhaff in Mannheim.

Gewichte der Aufzugmnscliiiien.

Nr.

Directe

Tragkraft

kg

Räder

über

setzung

Gewichte

mit gewöhnlicher Bremse

ohne

mit

Laufrollen

Laufrollen

mit

Laufrollen-an trieb

mit

selbsttätiger Bremse und Riemenantrieb

400

einfach

105

200

Fig. 19, Text.

750

■180

292

1250

270

373

2000

430

560

Fig. 20, I

22 und {

1500

doppelt

320

420

450

23, Text.

3000

500

640

725

650

5000

730

890

990

880

Die angegebene Tragkraft ist die directe. Durch Verwendung von Flaschenzügen kann dieselbe mehrfach erhöht werden.

Wählt man nach Gl. (111 den Trommelhalbmesser im Verhältnisse zum Seildurchmesser

(> = 3,5 d

so ergibt sich hieraus durch Umkehrung der Seildurchmesser

(/ =    . 80 = 23,1    23

3,5” ‘

und diesem entspricht nach der Tabelle S. 42 die Last Q — 415 kg 400 kg

3,5

nun

und hiermit ergibt die Gl. (109

80

k = 1,1 .    . i¹-

CI

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

• Q = 1,1 .

360 * 5

. 400 = 19,6 ^ 20 kg

Die folgende Tabelle enthält die den Nummern der vorstehenden Tabelle entsprechenden dabei angewendeten Räderübersetzungen.

KiUlcrUhcrsetziuig der A u IV. ugmasch inen.

Benennung

Nr. 1

Nr. 2

Nr. 3

Nr. 4

Nr. 5

Nr. 6

Nr. 7

Anzahl der Zähne des Getriebes

14

ff

ff

„    „ Hades

76

Theilung der Zähne in nun . Breite

174)

45

_» ??

Länge der Trommel „ „    .    375

Durchmesser der Trommel in mm 125

Länge der Kurbel . .

350

13 JA 12^ 92    95; 94

25,14 _30

50 _60 j 65

425 j 500[ 660 155 | 150; 180 380 ! 400! 420

13 u. 11

33    60

21,6

10 u. 11

13 u. 9

53 „ 68

25,14 „ 32,02 33 „ 34,54

60 „ 65

55 „ 65

70 „ 64 __ 29 „ 42,95 65 „ 95_

512

690

840

155

180

205

400

450

450

Nachfolgende Verhältnisse und Erklärungen gelten für die Wandaufzugmaschinen Fig. 25 und 26, Text, von Mohr & Federhaft“ in Mannheim.

Nr. 1. 300kg Nr. 2. 600kg

directe Trgkft.

Bene n nu ng

Nr. 0. 150kg

directe Trgkft.

directe Trgkft.

Anzahl der Zähne des Getriebes .

15

14

13

•n

„ Rades. . .

60

76

83

Theilung der Zähne in mm . .

15

17,6

21,6

Breite

35

45

50

Länge der Trommel „    „

195

230

230

Durchmesser der Trommel in mm

105

125

125

Länge der Kurbel

300

350

380

Ungefähres Gewicht d. Maschine i. kgj

44

90

115

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

Wählt man die Zähnezahl des Getriebes

= 13

so ergibt sich jene des Stirnrades wegen i = *L = 5

*₂ = 5 .    = 5 . 13 = 65.

Bezeichnet man mit 1\ den Zahndruck am Halbmesser des Getriebes, so wird das Moment

und mithin der Quotient

Pj . Pj = K . n = 20 . 360 = 7200

piRi

7200

²i

13

= 554

und bei Benützung der Tabelle S. 83 für

b

* ⁼ T = 2

<8 = 2,5 ks/qtnm

entsprechend dem nächstliegenden Werte von

('"'I =

554

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

7T

t - 25,133 nini

und somit werden die Theilkreisdurchmesser

Dt —2 B₁ —    — 13 • 8 — 104

Biese Wandaufzugmaschinen werden in drei Größen gefertigt und zwar von 150, 300 und 600 Kilogramm Tragkraft mit Sperrad, Bremse und ausrückbarer Kurbelwelle, oder ohne Bremse; sie sollen dem Zweck entsprechen, leichtere Waaren rasch in eine oder die andere Etage heben oder senken zu können, bei compendiöser Anordnung der Maschine.

Dieselben können horizontal an jede Wand angebracht werden oder vertical an betreffende Holzsäulen ; bei ersterer Montirung ist der Bremshebel heraus zu nehmen und umgedreht wieder einzusetzen, wodurch er sich in die geeignete horizontale Lage stellt.

Die Maschinen besitzen einfache Räderübersetzung; es kann die Kurbel jedoch auch auf die Trommelachse gesetzt werden, um kleine Lasten oder das leere Seil direct heben zu können. Die Bremsen werden als Bandbremsen auf gewöhnliche Art ausgeführt oder selbstthätig wirkend; in letzterem Fall hält die Bremse die Last in jeder Lage fest und kann diese nur durch Lösen der Bremse niedergelassen werden.

und

b = 2 t = 2 . 22 = 44 ^ 45 mm.

Nach Gl. (14 S. 16 erhält man für den Durchmesser der Vorgelegewelle für »S ‘ = 2 kg/qmrn

d' = 1,366 i'PJi = 1,366 ^7200 = 1,366 . 19,3 = 26,36    26”«»

nach Kalibermaß abgerundet oder auch für PR = 7200 direct der Tabelle S. 17 entnommen, dann den Durchmesser der Trommelwelle für das Moment PR =    = 400 . 80 = 32000

wenn man sich der Tabelle S. 17 bedient und hier S' = 3 kg setzt, also für

(PR) = 32000.4- = 21300 o

den nächsten Welleudurchmesser sucht

d‘ = 40 mm

wie auch direct für S‘ = 3 ks/qmm aus der zugehörigen Gl. (12 S. 15

nach Kalibermaß abgerundet sich ergibt.

3. Beispiel, Es sind die Hauptdimensionen einer einfachen Bauwinde, d. i. einer Trommelwinde mit einfacher Räderübersetzung nach P’ig. 1 bis 3, Taf. X, zu bestimmen, für die mittels Hanfseil direct zu hebende Last von 750 unter der Voraussetzung, dass die Kraft an beiden Kurbeln 32 k£ betrage (schwere Winde).

Es ist nach diesen Angaben

>3 -O

und

n₂ = 2 B₂ — Z₂

= 65 . 8 = 520mm

— 750 kg = 32 kg

und der Last Q entsprechend der Seildurchmesser <J nach der Tabelle S. 42 angenähert

<J = 30 mm.

Wählt man den Trommelhalbmesser nach Gl. (111 (j = 3,5 ó = 3,5 . 30 = 105 und den Kurbelhalbmesser nach Gl. (115

a = 450«¹¹«

so ergibt sich nach Gl. (109 das Übersetzungsverhältnis

105    750

‘ 450 ' 32

mm

— i io    ^

MU • a K

Wählt man ferner die Zähnezahl des Getriebes

»n «r

= 1,10

- == 6,01 6.

Zj == 13

so ergibt sich hiermit jene des Stirnrades

z₂ = 6 . sj = 6 . 13 = 78.

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

P.R. = K . a = 32 . 450 = 14400

wonach die Tabelle S. 83 nach unten abgerundet die Stichzahl und Theilung ergibt

Gf)-»

und somit der

Quotient ^ ^ ^ für die Zähnezahl z, 14400

PR    (Pi*i\ _

z    V z, /    13

= 1108

t = 28,274

und hiermit werden die Theilkreisdurchmesser

D₁ — 2 Rt — Zj .

— 13 . 9 = 117ram

7T

B₂ = 27?₂ = z₂ .

= 78 . 9 = 702 mm ;

die Zahnbreite wird nach oben abgerundet

b = 2 t = 56,5    60mm.

Wählt man für die Vorgelegewelle S‘ — 2 ks/qmm für das Moment PR = 14400

so ergibt die Tabelle S. 17 den Durchmesser derselben

d‘ = 33 mm

und für S‘ — 3k?/qmm wird der Durchmesser der Trommelwelle nach derselben Tabelle für das Moment

beziehungsweise für

PR = Q y = 750 . 105 = 78750

PR = 78750 . -

- = 52600

berechnet ist d ‘ — 52 nim.

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

Sperrad und Bremse werden nach den in den betreffenden Kapiteln angegebenen Regeln dimensionirt, und die übrigen Dimensionen ergeben sich am besten in der Zeichnung selbst.

weil die Tabelle für S‘ = 2 ks/q

an

4. Beispiel. Es soll eine leichte doppelte Bauwinde, d. i. eine Trommel-winde mit doppelter Räderübersetzung nach Fig. 1 bis 4, Taf. XI, ausgeführt werden für eine mittels Kette direct zu hebende Last von 1250 kS; es sind die Zahnräder und Wellendimensionen hiefür zu bestimmen.

Es ist nach diesen Angaben

Q = 1250kg K — 20kg

und nach der Tabelle 8. 43 der Durchmesser des Ketteneisens

ó — 12 mm

und nach Gl. (lila der Trommelhalbmesser bis Kettenmittel

? = 10 â = 120 mm

und nach Gl. (114 der Ivurbelhalbmesser

a — 400 mm.

Hiermit ergibt die Gl. (110 das totale Übersetzungsverhältnis

g2 '-4    _

gi

g3

1,20 .

JL

= 1,20 .

120    1250

4ÖÖ *    20

= 22,5

und wenn man wählt

so ergibt sich hieraus

g4

und man kann nehmen

g2

8,21

z₄ = 13

z₂ = 3,21 . 13 = 41,73    42

Z3 =    11

z₄ = 7 . 11 = 77.

Für das Getriebe z, auf der ersten Yorgelegewelle erhält man nun K . a

(y) -

20 . 400

gi

13

= 615

und dazu nach der Tabelle S. 83 die Stichzahl und Theilung

t = 25,133 mm

und somit werden die Theilkreisdurchmesser

I)y — 2/i‘, = Zj .    — 13 . 8 = 104 mm

— 2B₂ = z₂

42 . 8 = 336 mm

endlich die Zahnbreite

b = 2 Ł = 50 mm.

Für das Stirnrad z₄ auf der Trommelwelle erhält man

1250 . 120

(—) =

\ z / z₄

und dazu nach der Tabelle S. 83 Stichzahl und Theilung

77

= 1935

t = 34,558

und somit werden die Theilkreisdurchmesser

mm

D₃ — 2 R₃ — z₃

• (~) -

11 .    11 = 121 mm

Dt = 2 /?₄ = 2₄

• C) -

77 . 11 = 847 mm

endlich die Zahnbreite

b = 2 t = 2 . 34,558 = 69,1    70 mm.

Die Wellendurchmesser erhält man nach der Tabelle S. 17 für die zu

gehörigen Torsionsmomente u. zw. den Durchmesser der ersten Vorgelege welle für S' = 2 kß’/qmm zu

{PR) = K . a — 20 . 400 = 8000

den Durchmesser für die zweite Vorgelege welle für 8' = 2 k8/qmm zu

« = i

{PR)

—L.K.

R\ ;

42

zi

13 '

20 . 400 = 25846

d‘ = 42 mtn

endlich den Durchmesser der Trommelwelle für S‘ — 3 ks/qmm zu {PR) = Q . (> . ~ = 1250 . 120 .    = 100000

d ' = 65 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 k& direct, d. i. ohne Anwendung eines Flaschenzuges, gehoben werden kann.

Es wird nach der Tabelle S. 43 der Durchmesser des Ketteneisens rl = 15 mm

nach Gl. (lila der Trommelhalbmesser bis Kettenmittel t> — 10 ô — 150 mra

nach Gl. (115

= 32 ke = 450 mm

und somit nach Gl. (110 die totale'Räderübersetzung

fl . fl =

*1    *3

und wenn man wählt

= 1,20 .

150    2000

450 ’    32

- =*= 25

•i* L*

3,57

so ergibt sich hieraus

und man kann nehmen

*,    - 13

z₂ — 3,57 . 13 = 46,41    46

*3 = H

*₄ = 7 . 11 = 77.

Für die französische Bauwinde oder Kettenradwinde gelten alle vorstehend für Trommel winden angegebenen Kegeln mit dem einzigen Unterschiede, dass statt der Trommel das Kettenrad von viel kleinerem Durchmesser zur Anwendung kommt und somit die Kader Übersetzung kleiner und die ganze Winde compendiöser ausfallt. Die hierzu verwendeten Ketten müssen in allen Gliedern

gleiche Theilung haben, nach welcher das Kettenrad zu dimen-sioniren ist.*)

gleich 5 Zoll englisch. Bezeichnet man mit

mm

4. Herstellung der Winden. Die Spindel und Mutter der Schraubemvinden 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 auf Grund der Anzahl der Gewindgänge auf die Länge gleich einem Zoll englisch oder auf 127

Anzahl der Gewindgänge auf 1 Zoll englisch oder auf der Leitspindel, n₂ = desgleichen des zu schneidenden Gewindes, und mit

zt z₂ z₃ z± der Reihe nach die Zähnezahlen der erforderlichen Wechselräder nach Fig. 8, Taf. XI, angeordnet, so ist, da nl und n₂ auch gleichzeitig ausgeführte Umdrehungszahlen sind,

ni

127

mm

n₂

Z3

ni

ZA

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 angeführt die Egalisirräder, d. i. jene für das Glattdrehen, und die Wechselräder zum Gewindschneiden für rechtes und für linkes Gewinde. **) Die Anfertigung einer solchen Tabelle erfolgt am besten für jede Drehbank mit Rücksicht auf ihre Eigenthüm-lichkeiten, da die der Übersetzungszahl entsprechenden Räder

*) Dimensionen solcher Ketten sind in der labeile Note S. 46 angegeben. **) Nachstehende Tabellen enthalten als Beispiel die Wechselräder nun Schneiden der häutigst vorkommenden Gewinde für eine Supportdrehbank zum Schraubenschneiden mit 265 mm Spitzenhöhe, nach Ausführung der Ottakringer Eisengießerei und Maschinenfabrik von Reinhard Fernau & Co. in Wien. Die Leitspindel hat J/₂ Zoll englisch Steigung, also 2 Gänge auf 1 Zoll englisch. Der vollständige Rädersatz mit 10%

30, 35, 40, 45, 50, 55, 60, 60, 65, 70, 75, 80, 85, 90, 95, 100, 105, 110, 115, 120.

mm

Theilung hat die Zähnezahlen 20, 25,

auch noch hinsichtlich ihrer Durchmesser den Verhältnissen der Drehbank angepasst sein müssen.

Die Schnecken werden gewöhnlich aus Schmiedeisen oder Stahl, aber auch aus Gußeisen, hergestellt und erhalten des einfachen Profils wegen mit dem Schneckenrad entweder reine Evolventen-Verzahnung mit der Eingriffslinie unter 75° oder die sogenannte Geradflanken- Zahnstangen -Verzahnung, 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

Schmiedeiserne Schnecken werden zweckmäßig im Einsätze gehärtet, um der Abnützung besser zu widerstehen.

geschmiedet, größere auf der zugehörigen Welle aufgekeilt. Die Schnecken werden wie andere Schrauben auf der Drehhank geschnitten.

Das 60 Zähne-Rad ist doppelt beigegeben zum Aufstecken auf den Zwischenbolzen (Z₃ — Z₃ nach Fig. 8, Taf. XI) wenn zwei Räder schon das Verhältnis (/?₂ : Wj) ergeben, falls das Rad auf der Leitspindel nicht achsial verschoben werden kann, und um mit Zx = Z± das Leitsjiindelgewinde zu schneiden. Die Bezeichnung d^r Zähnezahlen entspricht der Cotirung in Fig. 8, Taf. XI.

Rechtes Gewinde.

Steigung in Zoll engl.

Anzahl der j Gänge' auf 1 Zoll engl.

Si

24

20

120 I 40 120    40

100

100

7,

18

120

40

90

_VüL_

16

120

50

100

7,4

14

120

40

70

== ^

°    - i»

120

120

120

50

60

60

100

110

100

•jSua U°Z ,    _*l -j; -S    —®i -A .4®

Im SunSpts ¹ - i « i - i «    - i« I« !« I

Anzahl der Gänge auf 1 Zoll engl.

CO

! re ^ co

120    60    50 | 40

90

60

40

100

70

60

90

50

40

ZC

120

60    90

CO Ol Ol rH i-H

60

50

60

90

50

90    40

90

70

40

60

40_| 120

60 100

00

120

60

120

60    70

Ol

120

60

tO

Slfe

120

120

30    90    45    120

Kleinere Schneckenräder erhalten prismatische, nach der

Zahnschräge ^-)

\ 2i JT /

zur Schneckenradachse schrägstehende

aus

Zähne, größere solche nach dem Schraubengang gebildet, mit hohlem Zahngrunde und hohler Kopffläche, entsprechend der Krümmung der Schnecke. Dieselben werden gewöhnlich 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 Zahn Verstärkung Seitenscheiben stehen bleiben. Die Verzahnung ist hierbei, wegen der kleinen Zähnezahl des Getriebes (3 bis 5), mit Rücksicht auf die Eingriffs-

Linkes Gewinde.

Steigung in Zoll engl.

Anzahl der Gänge auf 1 Zoll engl.

Zwischen

rad

,N

CO

N;

jsj

Steigung in Zoll engl.

Anzahl der Gänge auf 1 Zoll engl.

jSJ

Zwischen-

rad

jsj

Ni

W

Ci | CC L''»

120 45 40

120    40 _

120 45    40

120    45    40 ; 50    60

100    40

60    50

60 50

50    60

50

45

50

60

70

70

50

70

30

ls_

45    60

70

70    60    2

40

50

40

40

40;

60

120

100

120

50    45    100 ! 60    120

T₆ i 6    120    30

50

40    4

i 74

30    60    90    45    120

Egalisirriidcr.

Steigung

in

Millimetern

*i

⁵7i

oo

120

25

100

20

791

100

120    30    100

25

(lauer, wie schon S. 65 angeführt, die doppelte Punktverzahnung oder die gemischte Verzahnung, letztere bei 3 Zähnen des Getriebes, mit bis zum Durchschnitt verlängerten Zahncurven 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 Cycloidenverzahnung zur Anwendung. Aus dem gleichen Grunde erhalten die Zahnräder der Trommelwinden die Cycloidenverzahnung und zwar als Satzräder mit dem Wälzungskreisdurchmesser 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 ausgebohrt und an der Nabe eben abgedreht, im übrigen aber unbearbeitet belassen. Dasselbe gilt bezüglich der aus Gußeisen hergestellten Windentrommel.

Die Herstellung der Sperr- und Bremswerke ist bereits früher behandelt (S. 22 und 34).

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; bei größerer Zähnezahl wird es aus Gußeisen oder Gußstahl hergestellt und viereckig auf die Achse aufgepasst oder ausgebohrt und aufgekeilt. Die Verzahnung entspricht der Form und Gliedlänge der angewendeten Kette.

*) Für die Stichzahl    oder Theilung t des Getriebes mit z = 11

Zähnen ist der zugehörige Theilkreishalbmesser R bestimmt durch die Gleichung

* • G)

2R =

woraus

¹

Hierbei beachte man das Bezügliche S. 107 über das Aufsuchen der zum Gewindschneiden erforderlichen Wechselräder, in deren Zähnezahl jedenfalls die Factoren des Nenners von 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, wovon letzteres wohl gewöhnlich im Rädersatze enthalten ist.

²

= T = ²

S — 2,5 kg/qm

Hiermit wird

y>S = 5

und demnach sind die Formeln (84 und (85 sowie die zugehörige Tabelle S. 83 unmittelbar zu deren Dimensionirung anwendbar.

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

³

Der Vergleich der Gl. (103 mit jener (84 ergibt, dass man die Werte der Theilungen der Tabelle S. 83 mit

1,31 _

1,833 ~

zu multipliciren hat, um für denselben Zahndruok P die Theilung t für schmiedeiserne Windenräder zu erhalten.

1,75 . t.

h • (~)=• g)

Der Halbmesser r des Wälzungskreises für Satzräder, bei welchen das Rad von 11 Zähnen als kleinstes, gerade Fußflanke erhält, ist somit

G) = 0,875 . /.

2,75 .

L » =

Y. DIE KRAHNE.

1. Zweck 1111(1 Al’leil der Kralme. 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 mit Handbetrieb 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 Quai’s; oder auf einem Wagengestelle fahrbar, auf Eisenbahnstationen, von einer zur anderen transportabel, um gelegentlich schwere Güter ein- und auszuladen (löschen); endlich auf feststehenden Schienen geradlinig den Schienen entlang laufend und unterscheidet demnach folgende, für die gewerbliche und industrielle Praxis im Allgemeinen wichtige Krahne : ¹) Magazinkrahne,

Gießereikrahne,

Freistehende Krahne oder Quaikrahne,

Fahrbare Krahne oder Eisenbahnkrahne,

Laufkrahne,

Bockkrahne oder Gerüstkrahne.

2. Haupttlieile (1er Kraline. Jeder Krahn besteht im Allgemeinen aus dem Kralingerüste und dem Windwerk.

Räderübersetzung

Beim Magazinkrahn ist das Krahngerüste gebildet durch die um eine verticale Achse drehbare Krahnsäule, Strebe- und Zugstangen. Die Fig. 5 bis 16, Taf. XII, zeigen einen Magazinkrahn mit hölzerner Säule und Strebe (Lerehenholz, wenn der Krahn im Freien steht), welche mit gußeisernen Armirungsstücken versehen sind. Das Spurlager zur Stützung der Krahnsäule ist auf das Fundament geschraubt und das Kopflager an eine Gebäude-mauer. Die beiden Zugstangen bestehen aus Rundeisen, die für die Einhängung mit entsprechenden Augen versehen sind. Das Windwerk mit doppelter Räderübersetzung ist an der Krahnsäule befestigt, wie Fig. 5 und 6, Taf. XII, erkennen lassen. 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

arbeiten zu können, um kleinere Lasten rascher zu heben. Die Kette ist mit einem Ende am oberen Armirungsstück der Strebe (Fig. 5, Taf. XII) 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 umschließt, dient dazu, die Kette niederzuziehen, wenn der Haken ohne weitere Belastung herabgelassen werden soll. Das Sperrad sitzt auf der zweiten Vorgelegewelle. Eine Bremse ist hierbei gewöhnlich nicht vorhanden.

Die Last kann mittels des Magazinkrahnes gehoben, gesenkt und im Kreise vom Halbmesser gleich der Ausladung in horizontaler Richtung bewegt werden.

Fig. 29, Text, zeigt einen Magazinkrahn mit aus Flacheisen und gußeisernen Verbindungsstücken für die Drehzapfen gebildetem Krahngerüste. Das Windwerk mit einfacher Räderüber-in Wien 1873—1875; und auf die Fabrikate der rühmlich bekannten Etablissements von J. Körösi, k. k. priv. Maschinenfabrik und Eisengießerei in Andritz bei Graz und der Mannheimer Maschinenfabrik Mohr & Federhaff, vormals Mannheimer Maschinenfabrik Schenk. Mohr & Elsaesser in Mannheim, endlich Stuckenholz in Wetter an der Ruhr.

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Fig. 29.

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Magazinkrahn nach Ausführung der Mannheimer Maschinenfabrik Mohr & Federhaff

in Mannheim.

Setzung ist an der Säule und Strebe befestigt. Das Sperrad sitzt auf der Trommelwelle. Zum Herablassen der Last von einem Stockwerk ist hierbei eine Bremse vorhanden. Die Bremssclieibe ist mit dem Stirnrad in einem Stück gegossen.

Fig. 15, Taf. XIII, 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. XI, zeigt einen kleinen Magazinkrahn mit an einer Säule montirten Lagern und Antrieb durch Kette und Kettenscheibe, wie er in Magazinen und Fabriksräumen angewendet wird, um unten freien Manipulationsraum zu haben.

Fig. 14, Taf. XI, zeigt einen kleinen Magazin- oder Wand-krahn mit hohler gußeiserner Säule und besonders montirtem 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.

Man macht ebenfalls einen kleinen Magazin- oder Wandkrahn aus Flacheisen, zu gleichem Zwecke wie vorhergehender, jedoch mit Kettenführung zwischen zwei am Kopflager angebrachten, vertical drehbaren Führungsrollen. Als Windwerk ist dann eine im Gebäude gedeckt aufgestellte Bauwinde mit einfacher Räderübersetzung angewendet.

Fig. 13, Taf. XI, zeigt einen Magazinkrahn mit aus Winkeleisen und Eisenblech durch Vernietung gebildetem steifem Krahn-gerüste.

Fig. 10 bis 12, Taf. XI, zeigen einen Magazinkrahn ohne Säule. Die Strebe ist unten mittels Kugelzapfen 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. 30, 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 Armirungsstücken an besondere Fundamente befestigte Streben getragenen Lager.

Der hier abgebildete Krahn weist noch die Eigenthümliclikeit 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

Fig. 30.

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Derrickkrnlin oder Dreifußkrahn nach Ausführung von 0. Kieffcr, Fabrik von Hebzeugen und Ketten in Köln am Rhein.

befestigt, über die an den 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 und 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.

Die Windentrommel zum Herablassen und Aufziehen der Strebe ist deshalb coniscli 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 an der Kurbel des Windwerkes aber constant bleiben möchte.

Dieser Krahn stellt somit einen Magazinier ahn mit variabler Ausladung vor und wird Derrickkrahn oder Dreifußkrahn genannt.

Bei schweren Kralmen steht das Spurlager auf gemauertem Fundament und ist mit demselben durch entsprechend lange Fundamentschrauhen verbunden (Fig. 5, Taf. XII); bei leichteren Krahnen erfolgt die Befestigung desselben mittels Steinschrauben auf einem Quader (Sandstein) (Fig. 15, Taf. XIII), oder mittels durchgehender Schrauben und entsprechend breite Gegenplatten an einer Wand (Fig. 14, Taf. XI), oder endlich bei ganz leichten Krahnen durch gewöhnliche Flantschenschrauben an einer eben vorhandenen gußeisernen Säule (Fig. 9, Taf. XI).

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 jedoch zweckmäßiger, das Windwerk kräftig genug zu construirai und selbst die untere lose Rolle wegzulassen, derart, dass der Lasthaken unmittelbar an das Kettenende sich anschließt (Fig. 9 und 13, Taf. XI, Fig. 15, Taf. XIII, und Fig. 30, Text).

Die Zahnräder des Windwerkes sitzen gewöhnlich außerhalb der Windenschilde (Fig. 6, Taf. XII), bei den Windwerken von Megy, Echeverria & Bazan auch innerhalb des in einem Stück hergestellten gußeisernen Windenrahmens (Fig. 9, Taf. XI, und Fig. 15, Taf. XIII). Das Sperrad ist bei doppelter Räderübersetzung gewöhnlich auf der zweiten Vorgelegewelle (Fig. 6, Taf. XII), bei einfacher Räderübersetzung auf der Trommelwelle (Fig. 29, Text), oder auf der Vorgelege welle (Fig. 15, Taf. XIII) angebracht.

Bremswerke kommen hei den Magazinkrahnen nur ausnahmsweise zur Anwendung (Fig. 29, Text).

Das Windwerk selbst ist entweder an der Krahnsäule (Fig. 5, Taf. XII), oder an der Strebe (Fig. 15, Taf. XIII), oder an beiden

zugleich befestigt (Fig. 29, Text), was bei der Dimensionsbestim-mung 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 Drehzapfen gleicher Anordnung wie die Magazinkrahne, von welchen sie sich dadurch constructiv unterscheiden, dass statt der Zugstangen der sogenannte Ausleger oder Schnabel vorhanden ist, auf welchem der Krahn-wagen oder die sogenannte Katze fährt.

Das Krahngerüste ist hier gebildet durch feste Verbindung (Verschraubung) der Säule mit der Strebe und dem Ausleger.

Die Fig. 1 bis 4, Taf. XII, und Fig. 1 bis 14, Taf. XIII, 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. XIV, schematisch dargestellt (Ausladung Aj), so erscheint das Krahngerüste und das Windwerk genau so beansprucht, wie beim Magazinkrahn, wonach für die Diinensionirung des ganzen Krahnes mit Ausnahme der Drehzapfen, des Auslegers und der Katze dieselben 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. XIV, so erfolgt die stärkste Beanspruchung der Drehzapfen auf Biegung und hiernach deren Dimensionsbestimmung. 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 Di-mensionirung.

Die Krahnkatze besteht aus zwei Schilden aus Gußeisen 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 Flacheisen-scliicncn oder auf dem eisernen Ausleger selbst, und bei schweren Krahnen auf Eisenbahnschienen, welche auf den Wangen des Auslegers befestigt sind.

In Fig. 3, Taf. XII, und Fig. 14, Taf. XIII, ist eine Katze einfachster Form dargestellt, bei welcher als Schilde schmiedeiserne Laschen vorhanden sind und die Kettenrollen auf den Achsen der Laufrollen sich drehen.

Die Verschiebung der Krahnkatze erfolgt gewöhnlich durch

Fig. 31.

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Gießereikralin fiir 5000 kg Tragfähigkeit, nach Ausführung von J. Körösi in Andritz bei Graz.

eine Kette, welche beiderseits mit ihren Enden an die Katze befestigt und über zwei an den Enden des Auslegers gelagerte Kettenrollen geschlungen ist, Avie in Fig. 1, Taf. XII. Die eine dieser Kettenrollen, jene in der Nähe der Krahnsäule, ist im Spurkränze gezahnt (Fig. 3 bis 6, Taf. XIII), auf ihrer Achse

autgekeilt und vermittelt den Antrieb für die Verschiebung der Katze ; die zweite dient bloß als Lcitrolle für die Kette.

Die Drehung der Achse mit der gezahnten Kettenrolle kann aut verschiedene Weise erfolgen.

In Fig. 1, Taf. XII, dient hierzu die Schnecke mit dem Schneckenrad, mit Bewegungseinleitung durch Kettenscheibe und herabhängende Kette. Das Detail dieser Anordnung zeigen die Fig. 5 bis 6, Taf. XIII, in Ansicht und Draufsicht.

In Fig. 1 bis 3, Taf. XIV, erfolgt der Antrieb der gezahnten Rolle für die Verschiebung der Katze durch eine schief vom

Fig. 32.

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(»ießereikrahn mit durch Zugstange armirtcm Ausleger, nach Ausführung von Chaligny & fiuyot-Sionnest in Paris.

Ausleger zum Säulenfuß herabgehende Zwischenwelle und zwei Paar Kegelräder mittels Handkurbel; in Fig. 32, Text, in ähnlicher Weise, jedoch mit verticaler Zwischenwelle und nur ein Paar Kegelräder. In Fig. 31, 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 x/₄ der am Lasthaken angehängten Last.

Fig. 31, 'Text, zeigt einen schweren eisernen Gießereikrahn nncl 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 Kopflagers bei dem früher besprochenen leichteren Krahn, Holzbalken sind. Das Windwerk ist hier an der Säule befestigt.

Die Fig. 1 bis 3, Taf. XIV, zeigen einen Gießereikrahn mittlerer Tragfähigkeit, mit hölzernen Constructionstheilen und eisernen Verbindungsstücken im Krahngerüste. Das Windwerk ist hierbei ebenfalls an der Säule befestigt.

Fig. 33.

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Gießereikrahn mit Antrieb durch Kette und Kettenrad, nach Ausführung von Clialigny & Guyot-Sionnest in Paris.

Fig. 32, Text, zeigt die Armirung des hölzernen Auslegers durch Zugstangen aus Rundeisen, ebenfalls mit unten angeordnetem Windwerk; in Fig. 33, Text, hingegen ist das Windwerk oben angebracht und der Antrieb desselben zum Heben und Senken der Last erfolgt durch 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 und Fig. 1 bis 14, Taf. XIII.

einer losen Rolle, wie in Fig. 1 bis 4, Taf. XII,

zweckmäßigsten, wie in Fig. 1, Taf. XII, am freien Ende des Auslegers

Die Kette wird am und Fig. 1, Taf. XIV, ersichtlich,

Fig. 34.

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Freistehender Kralin nach Ausführung von Selig, Sonnenthal & Co. in London.

befestigt und von dort über die erste Kolie der Katze herab, um die lose Rolle und über die zweite Rolle der Katze hinauf, endlieh 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 da's zweite Kettenende an der Kralinkatze 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 Ivrahngeriistes, welche durch die abweichende Aufstellung bedingt ist, und nach letzterer kommen zwei typische Ausführungen vor.

Fig. 35.

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Freistehender Kra Im ohne Fund si 111 ent-Mau er «er k, nacli Ausführung von Chaligny & («n.vot-Sionnest in Paris.

Gas Krahngerüste ist nach dem ersten Typus von der Kralm-saule unabhängig hergestellt und auf dieser drehbar montirt; 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. XIV, Fig. 1 bis 3, Taf. XV, und Fig. 34 bis 37, Text, und die Details der Lagerung die Fig. 4 bis 6, Taf. XV, und Fig. 1 bis 8, Taf. XVI, oben

mit Spurzapfen, unten mit Frictionsrollen, wie insbesondere in Fig. 4, 7 und 8, Taf. XVI, zu ersehen.

Nach dem zweiten Typus ist das Krahngerüste mit der Erahn-säule in einem Stück hergestellt, letztere reicht in das Fundament herab (Schacht, daher auch Schachtkralm) und ist unten im Spur-

Fig. 36.

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Eiserner Drelikralin (Bleehkralin) nach Ausführung tou J. Körösi in Andritz

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lager und in der Höhe des äußeren Arbeitsniveaus bei kleineren Erahnen (Fig. 38, Text) in einem ausgebohrten Halslager, bei größeren Erahnen (Fig. 39, Text) dagegen mittels Frictionsrollen in dem Fundamentkranze gelagert.

Die Fig. 39, Text, gibt zugleich ein Bild eines Dampfkrahnes, bei dem das Windwerk nicht von Hand, sondern durch eine kleine, am Krahngerüste montirte Dampfmaschine angetrieben wird.

Fig. 37.

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Freistehender Krnhn mit Drehung durch Zahnkranzgetriebe, nach Ausführung der Mannheimer Maschinenfabrik Mohr .V Federliaif in Mannheim.

Die Krahne mit auf der Fundamcntplatte fester, aufwärtsstehender Krahnsäule werden entweder mit ihrer Fundamentplatte auf ein gemauertes Fundament aus Ziegeln und Quadern auf-

geschraubt, wie insbesondere in Fig. 34, 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,

Fig. 38.

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0 liai kra Im nach Ausfiiłiruiitr von Mesy-Eelieverria-Bazan in Paris.

wie in Fig. 35, Text, zu ersehen und in diesem Falle erscheint nur das Gewicht der gußeisernen Fundamentplatte und ihrer Schotterfüllung bei der Stabilitätsberechnung in Betracht gezogen. Die Drehung des Krahngerüstes erfolgt in gewöhnlichen

Fällen wie beim Magazin- und Gießereikrahn durch Ziehen am Lasthaken, und bei vorhandenen Niveauunterschieden am Arbeitsplätze, wie z. B. bei Krahnen am Flußufer, durch Handkurbel und Räderübersetzung mit feststehendem Zahnkranze, wie insbesondere in Fig. 37, Text, zu ersehen.

Fig. 39.

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Freistehender Kralin mit in’s Fiindnnient hinabreicliender drehbarer Säule (Sehaehtkrahn), nach Ausführung von Chaligny & fiuyot-Sionnest ln Paris.

Der fahrbare Krahn oder Eisenbahnkrahn stimmt principiell mit dem freistehenden Krahn 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 Eisenbahnschienen angehängt

und letztere werden durch übergelegte Eisenbahnschienen gegen das Aufreißen geschützt. Fig. 40, Text, zeigt einen solchen Krahn einfachster Art für die meist gebräuchliche Tragfähigkeit von 3000 kg.

Um im Eisenbahnzuge mit dem Krahn durch das Normal-

Fig. 40.

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Fahrbarer Krahn (Eisenbahnkrahn) für 3000 kg Tragfähigkeit, nach Ausführung von J. Körösi in Andritz bei (>raz.

profil zu können, wird die Strebe herabgelassen, sobald der Krahn auf 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.

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Lauf krall» mit Antrieb von nnten durch Ketten, nach Ansführung der Mannheimer Maschinenfabrik Mohr & Federhaff

in Mannheim.

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, namentlich in kleineren Werkstätten, als Katze eine gewöhnliche Trommelwinde mit Laufrollen (Fig. 22, Text) oder eine durch Handkurbel und Zahnräderantrieb fahrbare Trommelwinde (Fig. 23, Text) verwendet, die früher als gewöhnliche Bauwinde in Anwendung stand.

Die Einrichtung der Krahnbrücke ist aus Fig. 41, Text, zu entnehmen. Dieselbe ist hier aus eisernen Trägern gebildet, sonst wohl auch häufig aus Holzbalken, welche durch Zugstangen aus Rundeisen armirt 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. 41, Text, um die gleichmäßige beiderseitige Verschiebung der Krahnbrücke auf den Laufschienen 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, kommt 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 ausgeführt werden und daher das Aufsteigen auf die Krahnbrücke nur behufs Ölung der Lager und überhaupt behufs Instandhaltung der Maschine erforderlich ist, zeigt die Fig. 41, Text, im perspectivischen Bilde. Die einzelnen Bewegungsmechanismen sind darin leicht in ihrem Zusammenhänge zu verfolgen.

Pechau, Leitfaden des Maschinenbaues. I.

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 Montirungs-werkstätten der Maschinenfabriken und Eisenbahn-Reparatur-

Fig. 42.

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Bockkraliu oder Geriistkralin nach Ausführung der Mannheiiner Maschinenfabrik Mohr & Federhafl' in Manniieiin.

Werkstätten zur Anwendung, 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 dem Erdboden

gestützten Gerüste, welches entweder auf festem Fundamente unverrückbar oder mittels Rollen auf Eisenbahnschienen verschiebbar ist. In Fig. 42, Text, ist ein auf dem Fundamente feststehender eiserner Bockkrahn mit Antrieb von unten (wie beim Gießerei-krahn) dargestellt, welcher, abgesehen von der eigenartigen Construction des Krahngerüstes, dieselbe Einrichtung zeigt, wie sie beim Gießereikrahn vorkommt.

Bei schweren Erahnen kommt statt der gewöhnlichen Kette die Galksche Gelenkkette zur Anwendung.

3. Diinensiousbcstimmilllg. Der Zusammensetzung des Krahnes aus dem Krahngeriiste und dem Windwerke folgend, zerfällt die Dimensionsbestimmung desselben in zwei Theile und hieran schließt sich jene des Fundamentes und der Befestigungsstücke.

Die Dimensionirung des Windiverkes erfolgt bei allen vorgeführten Erahnen nach denselben Grundsätzen wie bei den Trommelwinden und Kettenradwinden und gelten hier auch die dort aufgestellten Gleichungen.

(116

Zu diesen kommen nur noch die Wirkungsgrade der jeweilig vorhandenen fixen oder losen Rollen, eventuell eines Flaschenzuges, in Betracht, welche mit jenem der Trommelwinde multi-plicirt, den Wirkungsgrad des Erahn wind Werkes ergeben. Hiefür kann man den Wirkungsgrad ?/,. einer fixen oder losen Rolle für die bei den Erahnen fast ausschließlich zur Anwendung kommende Kette durchschnittlich mit r/r — 0,96 . . in Rechnung stellen.

Bezeichnet nun nach der Cotirung in Fig. 8 bis 10, Taf. XIY : Q die zu hebende Last in Kilogramm,

T den Kettenzug des auf die Trommel auflaufenden Kettenendes in Kilogramm,

(> den Trommelhalbmesser bis zum Kettenmittel in Millimeter, zx 2₂ z₃ z₄ die Zähnezahlen der übersetzungsräder, jR₁ i?₂ i?₃ i?₄ 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. (109:

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K = 1,1 .

. T = 1,1 .

. T . (117

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Ist nur eine Leitrolle vorhanden, wie z. B. bei dem in Fig. 15, Taf. XIII, dargestellten Krahn, so ist

1,04 . Q.....(119

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und für doppelte Räderübersetzung nach Gl. (110 :

~³ . T = 1,2 .

1,2 . -y-

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. T (118

0,96

Sind zwei Rollen vorhanden, eine feste und eine lose, wie in Fig. 29, Text, und in der schematischen Fig. 8, Taf. XIV, so ist:

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= 1,04² . Q

1,08

. (120

Sind zwei feste und eine lose Rolle vorhanden, wie z. B. bei dem in Fig. 5, Taf. XII, und im Schema in Fig. 10, Taf. XIV, dargestellten Krahn, so ist:

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1,12 . -

Q?

. . (121

= 1,043 . f

Ist ein Flaschenzug mit n Rollen und dem Wirkungsgrad ?], überdies aber eine feste Rolle vorhanden, so ist:

T = -

(122

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Hinsichtlich der Zähnezahlen gilt dasselbe wie bei den Trommelwinden (S. 98), nur kommen hier für z₂ bei einfacher und für z₄ bei doppelter Räderübersetzung auch noch größere Zähnezahlen in Anwendung, weil diese Räder durch andere Con-structionstheile in ihrer Größe nicht so eingeschränkt sind wie bei den Bauwinden.

Die Kettentrommel wird mit Kettenspur ausgeführt und die Trommellänge nach der, der Aufwindelänge entsprechenden Anzahl der Kettenwindungen bestimmt. Um nicht zu lange Trommeln zu erhalten, wählt man den Trommellialbmesser auch größer als nach Gl. (lila.

Unter Voraussetzung von 4 Männern an beiden Kurbeln mit je 16kg Kraftäußerung (vergl. die nach Gl. (114 und (115 folgende Bemerkung), also für K ~ 64kg geht man mit einfacher Räderübersetzung bis zu

T = 800 bis 1250kg.

Da im vorhergehenden Beispiele bereits

K = 23,4 kg für a — 400 mm

^ = Kx

3. Beispiel. Ein Magazinkrahn nach Fig. 15, Taf. XIII, erhält für die Last Q = 500 kg nach der Tabelle S. 43 als Durchmesser des Ketteneisens â — 7 mm

Darüber hinaus aber kommt doppelte Räderübersetzung zur Anwendung und wird gewöhnlich die Kraft an den Kurbeln K — 32 kg, beziehungsweise K — 20kg und noch kleiner angenommen (vergl. Gl. (114 und (115).

/. Beispiel. An einem freistehenden Krahn für 3000 Tragfähigkeit nach Fig. 4 und 5, Taf. XIY, werden folgende Angaben abgenommen : ô = 13mm = Durchmesser des Ketteneisens,

D — 300 mm - äußerer Trommeldurchmesser, a — 400mm = Kurbelhalbmesser,

Zj = 14 = Zähnezahl des Getriebes auf der Kurbelwelle,

„ eingreifenden Stirnrades,

„ Getriebes auf der zweiten Vorgelegewelle,

„ eingreifenden Stirnrades auf der Trommelwelle.

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 Kettenzug nach Gl. (120

.,08.1 = 1.08.^

In Gl. (118 ist q der Trommelhalbmesser bis zum Kettenmittel also

+ T = ¹⁵⁶’⁵

z₂ — 70 — z₃ = U =

z₄ = 91 =

= 1620 kg.

» = i-D + T-<r-

und hiermit wird die Kraft an den Kurbeln

156,5    14 14

m ■ 70 • 9i- ¹⁶²⁰ = ²³>⁴~

2. Beispiel. Wie lang müsste bei dem im vorhergehenden Beispiele behandelten Krahn der Kurbelhalbmesser a werden, wenn die Kraft an den Kurbeln nur K — 20 k£ betragen soll ?

Die Gl. (118 ergibt die Länge des Kurbelhalbmessers

Z1 Z3 T

z₂ ’ Z4 ' K

a — 1,2 • q

und mit dem zuvor berechneten Wert

T = 1620 kg

ergibt sich hiermit

14 14 1620

<. = 1,2.156,5. =. jj.-=

— 467    470 mm.

berechnet ist, so wäre der zu Kx = 20 gehörige Kurbelhalbmesser at auch, wegen sonst gleich bleibender Verhältnisse einfacher erhalten worden nach der Gl. K , a _ 23,4 . 400

20

und wird nach der Tabelle für kalibrirte Ketten (Note S. 46) mit dem Ketteneisendurchmesser ó — 7,5 5 Zähnen.

mm

ausgeführt, entsprechend dem Kettenrad von

Wie grob muss die Räderübersetzung werden, wenn man mit der Kraft K — 20 ks am Kurbelhalbmesser a = 380mm die vorgeschriebene maximale Last Q = 500 k& heben soll, und welche Dimensionen müssen die Zahnräder erhalten ?

Da hier nur eine feste Rolle am Strebenkopfe vorhanden ist, so ergibt sich der Kettenzug T nach der Gl. (119 mit

T = ],04 . Q = 1,04 . 500 = 520 kf?.

Nach vorgenannter Tabelle für kalibrirte Ketten ist der Durchmesser des Kettenrades mit 5 Zähnen gleich 95 mm und mithin

ę = 47,5 mm.

Da hier nur einfache Räderübersetzung angewendet erscheint, so kommt die Gl. (117 zur Anwendung und diese ergibt

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U ? T _ , , 47,5 520 _

1,1 ‘T • K ~ ¹»¹ * 38Ö • 20 ~ 3,57    3’⁶'

Wählt man nun die Zähnezahl des Getriebes

= 14

so ergibt sich jene des Stirnrades

z₂ = 3,6 . 14 = 50,4 ^ 50. Nimmt man für Gußeisen entsprechend der Gl. (82

so erhält man mit

(^) =

20 . 380

zi

14

= 543

nach der Gl. (85 oder nach der zugehörigen Tabelle S. 83 nach der Stichzahl abgerundet die Theilung

G)-

8; t = 25,133 mm

und somit die Zahnbreite

b = v t = 2 t = 2 . 25,133 ^ 50

Die Kettenradwelle erhält für 8 = 2 ks/qmm nach der Tabelle S. 17 wegen (PR) = T . Q = 520 . 47,5 = 24700 den nach Kalibermaß abgerundeten Durchmesser

d‘ = 40 mm

und die Vorgelege welle nach derselben Tabelle für

(PR) = K . a = 20 . 380 = 7600 den nach Kalibermaß abgerundeten Durchmesser

d‘ = 30 mm

wonach auch die Bohrungen der fraglichen Zahnräder bestimmt sind.

4. Beispiel. Es sind die Hauptdimensionen des Windwerkes und die Befestigungsschrauben hierzu für einen nach den Skizzen in Fig. 5 bis 16,

oder

ę = 12,5 d

Taf. XII, auszuführenden Magazinkrahn, für Q — 4000k" 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. (121

T = 1,12 . y = 1,12 . ⁴⁰₉⁰⁰

hiefür ergibt sich nach der Tabelle S. 43 der Durchmesser des Ketteneisens

d = 16 mm

und nach Gl. (lila der Trommelhalbmesser bis Kettenmittel

ç — 10 d bis 12 d,

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 S. 43 die Dimensionen

= 2240 k£

l = 4,6 rj = 4,6 . 16 = 73,6    74

b = 3,5 d = 3,5 . 16 = 56 erhält. Die Steigung s (Fig. 6, Taf. XII) der Kettenwindung wird sonach, wenn man 5mm Zwischenraum zwischen den Gliedern zweier aufeinanderfolgender Windungen lässt

h -f- 5 mm = 56 -j— 5 = 61 mm 60 mm

mm

und die Anzahl der Windungen n auf die Länge L der Kettentrommel, wenn eilte Windung (») mehr als erforderlich bleiben soll, und für den beiderseitigen Zwischenraum zwischen Kettenmittel und Trommelrand ebenfalls s in Abzug gebracht wird,

420 — 120

60

= 5.

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 m>u

und demnach die Länge einer Kettenwindung am Trommelumfange vom Halbmesser ę

La 6000

2 p n = -

n

woraus der Trommelhalbmesser bis Kettenmittel

1200

? = IhT

= 196    200 mm.

Demnach wird das Verhältnis

JL ₌

200

()

16

= 12,5

was beibehalten werden kann.

Da hier T *>■ 1250 ks, so wenden wir jedenfalls doppelte Räderübersetzung an und setzen die Kraft an den Kurbeln K — 32 k£ und den Kurbelhalbmesser a = 450mm (Gl. 115).

Hiermit ergibt die Gl. (118 die Räderübersetzung

g2 Zi __

“1 g3

und wenn man wählt (vergl. S. 98 und S. 182)

Zj = 13 z₂ = 70 -3 ⁼ 13

200 2240

= 37,33

’>² • i ■ i = 1>a • m ■ Ta

so erhält man hieraus

37,33 . 13 . 13

= 90,12 ^ 90

g4 =

was als passend beibehalten werden kann.

Zur Berechnung der Zahntheilung nehmen wir für die Räder und z₂, weil z₂ <C. 80 ist nach. Gl. (112

70

V> =

T = 2 S = 2,5 ke/q y . 8 = 5

und für die Räder z₃ und z₄ weil zs > 80 nach Gl. (113

| = 2,⁵

S — 2kS/qmm

x/j . S — 5

und erhalten somit nach Gl. (85 oder nach der zugehörigen Tabelle S. 83 abgerundet, die Stichzahl, Theilung und Zahnbreite für die Räd,er z₁ z₂ wegen

32 . 450

(PR\ _ K - a

\ z /    zt

13

= 1108

Si

o-

und für die Räder z₃ z₄ wegen

= 28,274 = 2 t = 56,5 ^ 55

mm

mm

(PR\ ₌    =

\ z /    z₄

2240 . 200

90

= 4978

— = 14

,7

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«>m

= gi

• G) =

= • G) =

70 . 9 =    630mm

= 13 . 14 =    182mm

P 3    Z3 "

Z>₄ = 2₄ .

(î)-

90 . 14 = 1260m®.

Die erste Yorgelegewelle erhält für S‘ — 2 kg/qmm nach der Gl. (14 oder der zugehörigen Tabelle S. 17 für

den Durchmesser

{PR) = K . a = 32 . 450 = 14400

Die zweite Yorgelegewelle erhält für S' = 2 kg/qmm, ebenso für =K.a.±=

{PR) = K . a . den Durchmesser

32 . 450 . 70

•i

13

= 77540

d‘ = 60 mm.

Die Trommelwelle erhält für S‘ — 3 ks/q

{P . R) = T . (, = 2240 . 200 = 448000 entsprechend, nach derselben Tabelle, wenn dieses Moment mit dem Reductions-

factor für S‘ — 2 gegen S‘ = 3, also mit ^

mm

dem Torsionsmomente

multiplicirt oder durch

CO icq

dividirt und sonach in der {PR) Rubrik die Zahl 448000 .    = 298670

O

aufsucht, den Durchmesser

d‘ = 95 mm

oder bei directer Berechnung ohne Benützung der Tabelle nach Gl. (12 für S‘ — 3 kg/q

d‘

= \7—

V 7t . S

3,1416 . 3

. 448000 =

= ^760500 = 91,3 ^ 95

Sperrad und Sperrkegel werden nach den im Capitel „Sperrwerke“ gegebenen Regeln dimensionirt und gezeichnet.

Die lose Rolle und die beiden fixen Rollen oder Leitrollen erhalten alle gleichen Rollenhalbmesser r und zwar nach Gl. (40

r = 10,5 ó = 10,5 . 16 = 168 ^ 170mm.

Die zugehörigen Rollenachsen erhalten nach Gl. (34 den Durchmesser <7=34 = 3. 16 = 48    50mm

können übrigens nach Ausführung der Zeichnung nochmals nachgerechnet werden.

Ist in solcher Weise die Dimensionsbestimmung durchgeführt, so ergibt sich die Form und Dimensionirung der Windenschilde dem Gefühle nach in der Zeichnung.

Die Schrauben zur Befestigung der Windenschilde, im vorliegenden Falle an die Krahnsäule, werden so fest angezogen, 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 = 2240 kg

und wenn man 6 Schrauben, wie in Fig. 5, Taf. XII, gezeichnet, anwendet und den Zug einer Schraube mit P bezeichnet und hier den Reibungscoëfficient zwischen Holz und Gußeisen

9 = 0,5

in Rechnung setzt (vergl. S. 29) die Gl.

6 . P .

woraus

= 746,7 kg

6 • <p

2240 6 . 0,5

und dem entspricht nach der Tabelle der Schrauben nach Whitworth’s Scala (Note S. 20) die Schraube Nr. 7 oder ⁷/₈ Zoll engl.

Die Dimensionirung des Krahngerüstes erfolgt nach seiner jeweiligen Form mit Rücksicht auf die Stabilität und Festigkeit.

Bei dem in Fig. 8, Taf. XIV, in schematischer Darstellung gezeichneten Magazinkrahn, mit an der Strebe befestigtem Windwerk erhält man²) mit den der Cotirung in Fig. 8 bis 10, Taf. XIV, entsprechenden Bezeichnungen :

woraus obige Gl. (126 folgt.

Q = zu hebende Last in Kilogramm,

= Normaldruck senkrecht zur Achse des Spurlagers im Zapfenmittel,

sJi₂ = Normaldruck senkrecht zur Achse des Kopflagers im Zapfenmittel,

9?₃ = Verticaler Achsendruck auf den Spurzapfen,

9? = Druck in die Krahnstrebe,

T — Kettenzug,

Tx = von den Zugstangen auszuhaltender Zug,

G = Eigengewicht des Krahnes in Kilogramm, x — Entfernung des Krahnschwerpunktes O, in welchem das Eigengewicht concentrirt gedacht werde, von der Drehungsachse der Säule in Millimeter,

Ausladung des Krahnes bis zum Lasthaken in Millimeter, Ausladung der Strebe in Millimeter,

H = Säulenhöhe d. i. Entfernung der beiden Zapfenmittel in Millimeter,

A,

untere Schenkellänge der Krahnsäule in Millimeter, obere Schenkellänge der Krahnsäule in Millimeter,

Länge der Normalen vom Strebendrehpunkt G auf die Richtung des Kettenzuges T,

<h

Länge der Normalen vom Strebendrehpunkt C auf die Richtung der Zugstange Tx,

(123

Länge der Strebe in Millimeter Q • A -j- G . x

(124

%= Q + G

(125

Für den Fall, als das Windwerk an der Strebe befestigt ist (Fig. 8, Taf. XIV), ergibt sich für die Zugstangen der Zug Q . sin y

sin a

In beiden Fällen wird die Strebe durch die in ihre Richtung fallenden Componenten von T, und Q auf Zerknickung beansprucht, da das Windwerk doch ziemlich nahe dem Strebenfuße angebracht ist und dieser Erwägung entspricht die obige Gl. (127.

Die Gl. (128 ergeben sich aus den rechtwinkeligen Dreiecken in Fig. 8, Taf. XIV; ebenso die Gl. (129 -durch Auflösung des schiefwinkeligen Dreieckes ABC in Fig. 11, Taf. XIV.

Ist das Windwerk an der Krahnsäule befestigt (Fig. 10, Taf. XIV), so ergibt sich für die Zugstangen der Zug Q . sin 7 — T . sin ß sin a

In beiden Fällen ist ferner der Druck in die Strebe 9? — Tl . cos a -j- T . cos ß -f- Q und für die Bestimmung der Winkel = L . sin a

= r -f- L . sin ß ......

Ł = ■ L .. sin 7

Für annähernde Rechnung kann man setzen für Magazinkrahne . . G = für Gießereikrahne . . G =

und für beide . .

cos / . .

KJ

i—¹ oc

Q,

Q,

A.

(126

. . (127

(128

. x

Beim freistehenden Krahn bezeichnet G das Gewicht der drehbaren Theile desselben und man kann annähernd setzen:

0,5 Q,

für Blechkrahne . . . G = 0,25 Q, oder falls nach Fig. 11, Taf. XIV, übereinstimmend mit Fig. 10, Taf. XIV, die Seitenlangen a und b des Dreieckes ABC gegeben sind und / aus der letzten Gleichung in Gl. (128 berechnet ist, auch a . sin 7 b — a . cos 7 a — H — Aj — h₂ — h3 b = L

Für die Normaldrücke 97] = 9?₂ 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 =    = 9?₂

den Zapfendruck, so ist nach der Festigkeitslehre

für gewöhnliche Krahne G

tg« =

(129

'-Vâ-

(130

und man kann nehmen S = 6kg/qmm ) l = 1,5 d d = 1,125 Mp I

h ür den Normaldruck %ł₃ wird der Spurzapfen berechnet. Ist derselbe, wie gewöhnlich, mittels Stahlplatte armirt und bezeichnet d den Durchmesser der Lauffläche, p den Flächendruck in Kilogramm auf einen Quadratmillimeter und P Normaldruck auf die Lauffläche, so ist für den vollen Zapfen

9Î den

(132

d*^.p = P.

und man kann nehmen

¹

Andere Arten von Erahnen specieller Verwendung sind die Uferkrahne der Fluss- und Seedampfschiffahrt zum Umladen (Löschen) der Güter, stabil als sogenannte Scherenkrahne oder drehbar als besonders construirte 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 gewöhnliche Krahne; solche mit Transmissionsbetrieb oder Transmissionskrahne; solche mit Betrieb durch Druckwasser, vermittels Pumpen und Accumulatoren oder hydraulische Krahne; endlich solche mit Dampfbetrieb oder Dampfkrahne.

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; Uliland, Praktischer Maschinenconstructeur; Riedler, Bericht über die wissenschaftlichen Excursio-nen der Hörer der Maschinenbauschule an der k. k. technischen Hochschule

²

Für die Stabilität des Krahnes ergibt sich, wenn man einmal den Drehpunkt im Spurlager annimmt und statt des Kopflagers eine Kraft 3l₂ sub-stituirt, die den Krahn gegen das Umfallen stützt, die Momentengleichung % • H = Q . A -R G . ²

wenn man sodann den Drehpunkt in das obere Lager verlegt und statt des Spurlagers eine Kraft substituirt, die den Krahn gegen das Ausweichen stützt Sh • H = Q A G x

und aus diesen beiden Gleichungen ergibt sich obige Gl. (123, während Gl. (124 sich aus der Erwägung ergibt, dass das Spürlager den Krahn selbst und die daran hängende Last zu stützen habe.

Ist das Windwerk an der Strebe befestigt, so müssen die Kräfte 1\ und Q ihre Resultirende in der Richtung der Strebenkraft 91 haben und somit müssen sich ihre hierzu senkrechten Componenten gegenseitig aufheben und demnach ist, nach Fig. 9, Taf. XIV,

T₁ sin a = Q sin y woraus sich obige Gl. (125 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. XIV, Tx sin a -J- T . sin ß = Q . sin y

ik%

d = V/—

V Xp

(133

und speciell für p = 1 kg/ d - 1,13 VP . .

Für einen hohlen Zapfen auf Metallunterlage kann man den Durchmesser der Höhlung gleich dem halben äußeren Durchmesser der Lauffläche setzen und erhält dann

qmm

(134

CO

.d^.p

(132 a

woraus

V4 • -

V 3 x p

Hierbei kann man nehmen für einen Zapfen aus Stahl p = 0,75 kg/q

d = 1,5 VP.......

für einen Zapfen aus Schmiedeisen p — 0,5kg/ d = 1,84 VP

mm

qmm

(133 a

(134 a

(134 b

Für den Zug Tx werden die Zugstangen berechnet. Sind deren, wie gewöhnlich, zwei aus Rundeisen vorhanden und bezeichnet d ihren Durchmesser und S die zulässige Beanspruchung in Kilogramm auf einen Quadratmillimeter, P entfallenden Zug, so ist

T, den auf sie

(135

Weil nun die Zugstangen ihrer Länge nach gewöhnlich roh bleiben, so ist es angezeigt, der Sicherheit wegen JS klein anzunehmen und kann man nehmen

S = 2 bis 4kg/

qmm

(136

und speciell für /S' =

d = 0,56 VP

qmm

(137

P = jt² .

(138

Die Strebe wird auf Zerknickungsfestigkeit durch den Druck 91 beansprucht und ist als an beiden Enden frei drehbar zu betrachten. Bezeichnet W das Trägheitsmoment des mittleren Strebenquerschnittes, E den Elasticitätsmodul des Strebenmaterials, L die Länge der Strebe wie vorher und m = 20 den Sicherheits-coëfficienten, P — m . 91 den der Sicherheit wegen größer in Rechnung gestellten Druck in die Strebe, so ist nach der Festigkeitslehre W . E

L²

(139

und hieraus ergibt sich P . L2 n² . E '

Den Elasticitätsmodul kann man setzen für Schmiedeisen

für Gußeisen

E - 20000,

für Holz

E ----- 10000,

E = 1000.

Erhält die hölzerne Strebe in der Mitte ihrer Länge einen Kreisquerschnitt (Fig. 16, Taf. XII) vom Durchmesser d, so ist

W = ~ P

64

(140

und hieraus

p

Erhält die hölzerne Strebe in der Mitte ihrer Länge einen quadratischen Querschnitt von der Seitenlange b, so wird

. W = 2,13 'S/W

(141

12

(142

und hieraus

b = Vl2 JF .

(143

Für den sehr häufig ausgeführten achteckigen Querschnitt der hölzernen Strebe, dessen umschriebener Kreis den Durchmesser d hat, ist

. (144

W = 0,04 d⁴

und hieraus

2,24 V'W

(144 a

0,04

Wird die Strebe aus Gußeisen hergestellt, so erhält sie den Kreuzquerschnitt Fig. 12, Taf. XIV, von der Schenkellänge h und Dicke b und hiefür ist das Trägheitsmoment 6A:i -f Z>, V

12

(142 a

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 Profileisen*) hergestellt, mit dem Querschnitt nach Fig. 13, Taf. XIV, so ist übereinstimmend mit Fig. 14, Taf. XIV, das Trägheitsmoment

*) Nachfolgende Tabellen enthalten die vom österreichischen Ingenieur-und Architekten - Verein aufgestellten Typen für gewalzte “ und Doppel ” Träger, M Eisen und J_ Eisen mit den Bezeichnungen in Fig. 12 bis 16, Taf. XYI, nach der Zeitschrift des österreichischen Ingenieur- und Archi-tekten-Vereins, XXXIV. Jahrg. 1882. S. 7.

Tabelle der T - Profile.

Querschnitt

!| Breite des b

Höhe

Dicke

in

Profils'

Quadrat-

Millimeter

Gewicht

per

Meter

in

Entfernung

des

Schwerpunktes von der Basis

W — Trägheitsmoment

bezogen auf die Schwerpunkts-Achse

in Millimeter

Kilogramm

in

Millimeter

parallel zur Basis

senkrecht zur Basis

30

40

50

60

70

80

<s> oo -a ci or **■

196

330

498

693

928

1197

1,5

6,5

8600

9100

2,6

8,6

3,9

5,4

7,2

9,3

10,8

12,6

14,7

16,9

100

1826

14.2

20,8

120

150

116

i—¹ h-» 05 05

2587

4000

20,2

24,8

31,2

31,2

26700

63700

123200

231600

390400

923400

1861600

4614000

26900

63100

127100

230600

387200

924000

1886500

4534100

bh³ — (b — b,) y

. (142 b

12

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. (142 a beziehungsweise (142 b das Trägheitsmoment berechnet und probirt, ob hiermit der Gl. (138 entsprochen ist. Ist dies nicht gleich nach den ersten Annahmen der Fall, so wird man leicht die nöthige Dimensionsänderung erkennen, um der Gl. (138 zu entsprechen. Sehr bequem ist hiefür die Benützung der Tabellen (Note S. 143).

Die Krahnsäule ist auf Biegung beansprucht, und sind für die gefährlichen Querschnitte die Biegungsmomente (2^ . ht) und (9Î₂ . h₂) und die anzuwendende Festigkeitsformel lautet, wenn

P statt und 9î₂ und l statt hl und h₂ gesetzt wird und Z = den Querschnittsmodul vorstellt, übereinstimmend mit Gl. (1

(1 a

PI — S .

Tabelle der JJ- Profile.

Nr.

Höhe

des

Breite

der

Flant-

schen

Steg

dicke

Flant-

schen-

dicke

Querschnitt

in

Gewicht

Profils

Quadrat-

Millimeter

per

Meter

in

Trägheits-

Moment

Quer

schnitts-

Modul

in Millimeter

Kilogramm

Z=~T

ocoo^r;c990^^ocoa

60

80

100

120

140

160

180

200

220

240

260

280

800

40

45

50

55

60

65

70

75

80

85

90

95

100

t-H rH T-H »-H

8,0

9,0

9,5

10,5

11,0

12,0

12,5

13,5

14,0

15,0

15,5 ;

16,5

17,0

882

6,9

1182

1477

1848

2205

2648

3068

3582

4064

4650

5195

5852

6459

9,2

11,5

14,4

17,2

20,7

23,9

27,9

31,7

36,3

40,5

45,6

50,4

10238300    127980

14935100    165950

21522600    215230

29404100    267310

40038800    333660

52260400    402000

68302100    487870

86194400    574630

Hiefür wird auch die bekannte graphische Darstellung des Momentendiagrammes zur Förderung der Vorstellung dienen. Ist das Windwerk an der Krahnsäule fest, so wird hierbei unter Umständen auch der Kettenzug T in Betracht zu ziehen sein.

Für hl — h₂ = o erhält man den Magazinkrahn ohne Säule, welcher in Fig. 10 bis 12, Taf. XI, dargestellt ist.

Die Beanspruchung S in der stärkst gespannten Faser der auf Biegung beanspruchten Säule kann man unter gewöhnlichen Verhältnissen setzen für Schmiedeisen

S = 5 bis 7kg/

qmm

für Gußeisen

8=    2 bis 3 k°/

qmm

für Holz

qmm*

8 = 0,5 bis 0,7 kg/

Beim Gießereikrahn gelten für die Stellung der Katze über dem Strebenkopfe (Fig. 6, Taf. XIV) alle vorstehenden Gleichungen,

Tabelle der T-Profile.

Nr.

Höhe

des

Breite

der

Plant

schen

Steg-

dicke

Plant

schen

dicke

Querschnitt

in

Profils

Quadrat-

Millimeter

Gewicht

per

Meter

Trägheits-

Moment

Quer

schnitts-

Modul

in

in Millimeter

Kilogramm

80

52

10

100

60

13

130

72

10

160

84

18

180

90

20

200

96

22

220

102

24

240

108

24a

240

135

20

260

114

28

280

120

28a

280

150

30

300

126

32

320

132

35

40

350

141

400

156

€ £ 11 ë ë I £ -S £ £ -o £ 'S t -o

6,0

7,0

8,5

9,5

11,0

12,0

13,0

14,5

14.5

15.5 17,0

17,0

18,0

19,0

21,0

24,0

900

1230

1850

2510

3090

3710

4400

5140

5920

5940

6790

7810

7700

8680

10230

13120

w 00 v, -u ® -co W to 7- w -co -- os £ os o

961000 2058000 5186000 10568000 16459000 24020000 33922000 47307000 ! 57275000 63394000 j 84297000 ! 101960000 I 108702000 138059000 194556000 i 323168000

24000

41200

79900

132100

182900

240200

308400

394200

477300

487600

602100

728300

724700

862900

1111800

1615800

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. XIV) und der Ausleger auf Biegung berechnet und ist hierbei die bekannte graphische Darstellung des Momenten-diagrammes für die besonderen Stellungen der Krahnkatze, der Vorstellung bezüglich dieser Beanspruchung recht förderlich.

Beim freistehenden und beim fahrbaren Krahn hat man nur noch zu beachten, dass H die Höhe der Kralmsäule vom Mittel des Spurzapfens als Stirnzapfen, bis zum Mittel des Halszapfens bezeichnet, wie in den schematischen Darstellungen in Fig 9 und 10, Taf. XVI, cotirt.

Die Drücke P, und P₂ auf die Frictionsrollen werden wie in Fig. 11, Taf. XVI, für den betreffenden Normaldruck graphisch bestimmt.

Tabelle für «lie Prolile der ifleiclisclienkeligcn Winkel.

Schenkel-

Qucrschnitt

Länge

Dicke

in

Qradrat-

Millimeter

Gewicht

per

Meter

Schenkel-

Länge

Dicke

in

Querschnitt j|

in

Quadrat-

Millimeter

Gewicht

per

Meter

in

in Millimeter

Kilogramm

in Millimeter

Kilogramm

oooo&Sêo&oiooOTCAoo

CC> 07 w i 07 Cil Cit 4— Or 4^. 4—

b* CO L—

-S -S -2 £ S § -S g -g g g g r s c g

60.

70

70

70

80

80

80

90

90

90

100

100

100

120

120

120

00 00

— i—    _4

s to o œ o

co o oi Tf

^    r-t |H

CO

896

931

1056

1300

1216

1500

1776

1539

1859

2171

1900

2256

2604

2519

2951

3375

Bei dem Laufkrahn und Bockkrahn ist die Krahnbrücke auf Biegung beansprucht und darnach in bekannter Weise zu dimen-sioniren.

/. Beispiel. Bei einem Magazinkrahn nach Fig. 5, Taf. XII, für 4000 kg Tragfähigkeit, mit runder hölzerner Strebe wurden folgende in Fig. 10 und 11, Taf. XIV, cotirte Dimensionen abgenommen:

Länge der Strebe

L — 5200 mm

Länge des Zwischenstückes der Säule // — ht — //₂ — ha ~ 313011,111

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 Krahnsäule gleiche Durchmesser erhalten, so ist die über beide laufende Kette parallel zur Zugstange und somit ist

<£ß = a

und beide Winkel können aus dem Dreieck ABC Fig. 11, Taf. XIV, bestimmt werden, sobald <£ y bekannt ist. Letzterer ergibt sich aus der Gl. (128

= 0,6404

A. 3330

Sm r = 7. = 52ÖÖ

wonach mit Hilfe der trigonometrischen Tabelle abgerundet

y = 39° 50b

Tabelle «1er Profile.

Nr.

Breite

Innerer

Durch-

Höhe

des

messer

Fuss-

breite

Kopf

breite

Fuss-

dicke

Kopf

dicke

Bogen

dicke

Profils

1)

<h

,)

i n Millimeter

c ^ c

^ 01 Ol Ol

160

210

240

260

100

55

30

45

135

75

156    87

37,5

60

8,5

7,5

170

95

42

45

69

75

10

11

10

WA

Nr.

des

Profils

Entfernung

des

Sehwerpunktes von der Basis {

Querschnitt

in

in Millimeter I

Quadrat-Millimeter

Gewicht

per

Meter

Trägheits-

Moment

Querschnitts-

Modul

in

IV

W: e

oder

Kilogramm

Z= W: (h—e)

cq o cq^

cd" CO Ol CO Tf Tt

1086

1934

2524

3023

cc

cd iä oT co

T-* H G'-l

456900

1515200

2696200

3826200

16100

39900

61300

80300

Nun sind für das Dreieck ABC Fig. 11, Taf. XIV, zwei Seiten und der von ihnen eingeschlossene Winkel bekannt, nämlich

a = H — /q — h₂ —    — 31 BOmiü

b — L = 5200mm <£ C = y = 39° 50'

und ergibt sich somit der Winkel a aus der Gl. (129 a . sin y b — a . cos y

tg « =

3130 • sin 39° 50'

5200 — 3130 . cos 39° 50'

3130 . 0,6404

2004,5

sonach abgerundet

5200 — 3130 . 0,7679

2796,5

= 0,7168

a = ß = 35° 40'.

Der Kettenzug kann hier ohne Rücksicht auf Reibungswiderstände angenommen werden

2000 kg

und man erhält nun den Zug Tx den die Zugstangen auszuhalten haben nach Gl. (126

Q sin y — T sin ß

4000 . sin 39° 50' — 2000 sin 35° 40'

sin a

sin 35° 40'

4000 . 0,6404 — 2000 . 0,5830 —    0,5830

womit für <8 = 2k&/qmm nach Gl. (137 der Durchmesser jeder der beiden Zugstangen für P = T₁ = 2400 kg

d = 0,56 V~R = 0,56 . V 2400 = 27,4 ^ 30 mm.

Der Druck in die Strebe N ergibt sich nun nach Gl. (127 9? = Tx cos « -f- T cos ß -f- Q cos y = 2400 . cos 35⁰ 40 ' -f--f- 2000 . cos . 35° 40' -J- 4000 . cos 39° 50' t=

= 4400 . 0,8124 -f 4000 . 0,7679 = 6646    6650k*?.

1395,6

0,5830

= 2393 ^ 2400kg

Setzt man nun der Sicherheit wegen

‘    P = 20 . yi = 20 . 6650 = 133000 kg

so ergibt die Gleichung (139 das Trägheitsmoment \V des mittleren Strebenquerschnittes, wenn für Holz der Elasticitätsmodul E gesetzt wird

PL²

E = 1000 133000 • 5200²

7t'² .E

= 364383500    364400000

9,8696 . 1000

und weil hier die Strebe einen Kreisquerschnitt erhält, so ergibt sich dessen Durchmesser d aus Gl. (141

d — 2,13 \/ IV = 2,13 .    364400000 =    300

und die Strebenenden erhalten den Durchmesser

d₀ = 0,7 d bis 0,8 d = 210mm bis 240 mm

wovon hier

d₀ --    210 mm

beibehalten werden mag, um etwas leichtere Armirungsstücke zu erhalten.

2. Beispiel. Es sind die Dimensionen der Drehzapfen für die Krahn-säule eines Magazinkrahnes für 4000 kg Tragfähigkeit nach Fig. 5, Taf. XII, zu bestimmen, wenn nach der Cotirung in Fig. 10, Taf. XIV, gegeben sind: Ausladung des Krahnes . A = 3600mm Höhe der Krahnsäule . . H = 4100 mm.

Schätzt man das Eigengewicht G des Krahnes

G = 0,7 Q = 0,7 . 4000 = 2800 kg

und die Schwerpunktsentfernung

. 3600

so erhält man nach Gl. (123 die Zapfendrücke Q ■ A -f- G . x

% = 9Î₂

4000 . 3600 -f 2800 . 900

//

4100

= 4126,8    4130kg

und hiefür wird der Durchmesser des Stirnzapfens nach Gl. (131 wenn P — = 9i₂ = 4130 kg gesetzt wird

und die Zapfenlänge

d = 1,125 V 4130 = 72    75“™

l = 1,5 d = 1,5 . 75 = 112,5    110mm.

Der Zapfendruck für den Spurzapfen wird nach Gl. (124 9?₃ = Q G = 4000 -f 2800 = 6800 kg und bei Anwendung eines vollen Spurzapfens, welcher hier wegen langsamer Drehung der Krahnsäule angewendet werden kann, mit Stahlarmirung, für den Abnützungsdruck

P — 1 kg/qnim

nach Gl. (134 der Zapfendurchmesser,

d = 1,13 \J~P = 1,13 V1Î800 = 93,2    95 mm.

S. Beispiel. Es sind die Dimensionen des Gabelzapfens zur Verbindung der Strebe mit dem Säulenarmirungsstück zu bestimmen für den im vorstehenden 1. Beispiel behandelten Krahn.

Bezeichnet, wie in Fig. 8, Taf. XII, cotirt d₃ den Durchmesser und l3 die Länge des Gabelzapfens, d und l die Dimensionen des gleichwertigen Stirnzapfens, P — 9t — 6650 kg die Belastung, so erhält man für 8 — 7,5 kg/qmm nach Gl. (13

d = 0,879 P . I

und wenn man der soweit ausgeführten Zeichnung in Fig. 8, Taf. XII,

l₃ = l = 150 mm

entnimmt, so ergibt sich

und nach Gl. (30

d = 0,879 . ^ 6650 . 150 = 87,8    90

mm

= 0,63 .

0,63

was beibehalten werden kann.

= 0,63 . d = 0,63 . 90 = 56,7    60

mm

4. Baispiel. Ein eiserner Gieijereikrahn nach Fig. 1 bis 4, Taf. XII, und Fig. 1 bis 14, Taf. XIII, für 2000 kg Tragfähigkeit erhält mit den Bezeichnungen nach Fig. 6 und 7, Taf. XIV, folgende Dimensionen:

Ausladung der Strebe

II — 5800mra

Größte Ausladung des Lasthakens . A = 4200mm Höhe der Krahnsäule

Untere Schenkellänge Obere Schenkellänge Es sind die Dimensionen des oberen Drehzapfens der Krahnsäule und der Querschnitte der Strebe und des Auslegers zu bestimmen.

Nach Gl. (123 ist der Zapfendruck

Q . A . 4- G . x

und wenn man schätzt

G — 1,1 Q = 2200 kg

. 4200 = 1050111m.

= 1847    1850kg

4 A 4 2000 . 4200 -f 2200 . 1050

5800

hiermit wird nach Gl. (131 der Zapfendurchmesser

d = 1,125 V"^r= 1,125 V 1850~ = 48,2 ^ 50

und die Zapfenlänge

l = 1,5 d = 1,5 . 50 = 75mm.

Steht die Krahnkatze in der äußersten Stellung, wie in Fig. 7, Taf.

XIV, so ist

A₂ — A — Aj = 900mm W

und wenn — = Z der Querschnittsmodul und S die Beanspruchung pro

1 imm des Auslegers bezeichnet, so gilt die Festigkeitsgleichung

W

Q ■ A₂ = S . -

*    o

woraus für S = 7kg/qmm

2000 . 900

=    257000.

Da nun der Ausleger aus zwei gleich liegenden |“ - Trägern besteht, wie in Fig. 9, Taf. XIII, ersichtlich, so entfällt auf einen die Hälfte, nämlich

= 128500

und diesem entspricht nach der Tabelle der Profile (Note S. 143, Tabelle S. 144) das Profil Nr. 16, mit (Z₁ = 127980)

h — 160 mui 65 111 m

8 mm 12 m|n

Profilhöhe

Flantschenbreite .... 5 —

Stegdicke

Ó -----

Flantschendicke.....d —

welches als passend beibehalten werden kann.

Steht die Krahnkatze im Mittel der Strebenausladung Ax so ist das Biegungsmoment

Q ■ Ax

und somit die dort herrschende Beanspruchung wegen nunmehr beibehaltenem = 2 . 127980 = 255960    256000

2000 . 3300

• Ax

4 . 256000

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. (127, wobei der Zug 7\ durch den Ausleger auszuhalten kommt.

Nun ist nach Fig. 1, Taf. XII, und Fig. 6, Taf. XIV, mit den früheren Bezeichnungen und somit aus dem rechtwinklichen Dreieck

H — ht — h₂ = At tg a

und hieraus

tg « =

n — //₁ — //₂

5800 — 120 — 200

5480

3300

3300

= 1,6606.

Demnach ergibt sich abgerundet

« == ß = 59 n y = 90 — « = 31 ⁰

und hiermit aus Gl. (126, wenn annähernd T = —- Q — 1000 ks genommen wird

2000 . sin 31° — 1000 . sin 59° sin 59°

_ 2000 . 0,5150 — 1000 . 0,8572 _

—    0,8572    ~ ⁻

und nach Gl. (127 der Druck in die Strebe

9c = Tx . cos a -f- T . cos ß Ą- Q . cos y — 202 . cos 59° -}- 1000 . cos 59° -j-’-f 2000 . cos 31° = 1202 . 0,5150 -f 2000 . 0,8572 = 2333,4    2340 ks

und für

Q sin y — T sin ß

sin «

= 20 • 91 = 46800 ks = 20000

nach Gl. (139 das Trägheitsmoment des Strebenquerschnittes, mit

L = \ 5180² -f- 3300² = 6400mm P . L'²

46800 • 6400²

TT² . E

^ 9710000.

9,8696 . 20000

In der äußersten Stellung der Katze wird der Verticaldruck auf die Strebe um den Gegendruck in der Krahnsäule

900 3300

G, = Q

= 0,273 Q

Q₂ = 1,273 Q

vermehrt und beträgt sonach

und dem trägt man annähernd Rechnung, wenn man W in demselben Verhältnisse vergrößert und setzt

W = 1,273 . 9710000 = 12360000.

Weil aber zwei gleich gestellte |“ Eisen in der Strebe sind, so entfällt

auf eines

W = 6180000

und dem entspricht (Tabelle S. 144) das Profil Nr. 14 mit dem Trägheitsmomente

W = 6561700

mit den Dimensionen

h = 140 nun

Profilhöhe

Flantschenbreite . ... b =

4 = 7,5

60 mni mm

Stegdicke

Flantschendicke . ... d =    11mm.

Mit Rücksicht darauf, dass hier das Windwerk an der Strebe befestigt ist, und diese sonach durch den Kettenzug eine Durchbiegung erfährt, ist für die Strebe ein etwas stärkeres Profil angezeigt und wird obiges Nr. 16 wie für den Ausleger beibehalten.

Die Dimensionirung des Fundamentes erfolgt mit Rücksicht auf die Stabilität, wobei im Allgemeinen der Druck des anschließenden Erdbodens außer Betracht bleiben kann.

Bezeichnet bei dem in Fig. 17, Taf. XVI, schematisch dargestellten Fundament eines Magazinkrahnes 6rj das Gewicht des Fundamentmauerwerkes in Kilogramm,¹) 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,

% = Verticaldruck auf den Spurzapfen in Kilogramm,

9?! = horizontaler Schub, welcher das Fundament umkippen will, in Kilogramm,

Hy = Höhe ihres Angriffspunktes über der Fundamentsohle in Millimeter,

(145

so erhält man für die Stabilität % •    = (% + Gi) &

für Gußeisen auf Ziegelmauerwerk

qmm y

p < 0,02 kg/

für Gußeisen auf Quadern

qmm*

und hieraus

= *i • Ih

(146

Gewöhnlich nimmt man hiefiir

Hx = 2 .6.......

Aus Gl ergehen sich dann bei bekanntem specitischen 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. XVI, dargestellt. Die Ankerkanäle erhalten quadratischen Querschnitt mit 240 Seitenlange.

Die Größe der Auflagfläche der Spurlagerplatte auf dem Fun-dament 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

F die Druckfläche in Quadratmillimeter, so ist

(147

mm

qmm

in Kilogramm,

P = Fp

und hieraus

. (148

0*1 ! a*

(149

und man kann nehmen

p 0,08kg/

Bezeichnet für den freistehenden Erahn ohne gemauertes Fundament (Fig. 36, Text, und Fig. 19, Taf. XVI),

G₁ das Gewicht der Fundamentplatte sammt der darauf festen Krahnsäule 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 die 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) = ćrj . b -{- G (b — x)

. (150

woraus

Q (A — b) — G (b — x)

(151

Gx

Dieselben Gleichungen (148 und (149 gelten auch für den freistehenden Krahn 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 eintrcten 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).

Es sind die Dimensionen des aus Ziegel mauer werk her-

1. Beispiel.

zustellenden Fundamentes eines Magazinkrahnes für 4000 kg Tragfähigkeit nach Eig. 5, Taf. XII, zu bestimmen, für welchen bereits bekannt ist (2. Beispiel, S 149):

II = 4100 mm 9h = 4130 kg % = 3800 kg.

Zunächst ergibt die 61. (147 die Höhe Ux = 2 b

und hiermit wird aus Gl. (146 das Gewicht des Fundamentes

<?, = 2 • sJh — % = 2 . 4130 — 6800 = 1460 kg.

Schätzt man nun die Höhe des Fundamentes

h = 0,9 //, = 0,9 .2 . b = 1,80 b

rechnet h und b in Decimetern und nimmt (Note S. 3) das Gewicht von 1 kbdm Ziegelmauerwerk

so wird

p = 1,5 kg

Gx = 2 . b . 2 . b . 1,8 . b . p = 7,2 b³ . 1,5

oder

6» =

1460

oder

10,8    10,8

b - 5,13 dm    5,2dm

= 135

und hiermit

h = 1,8 b — 1,8 . 520 = 9361,1,11    9401,1,11

und die ganze Höhe

Hx — 2 b = 1040n,m.

Nun wird die Zeichnung ausgeführt und das Fundament stufenförmig nach unten verbreitert. Bei der Ausführung in Fig. 18, Taf. XVI, ist entsprechend der Bedingung b — 520mra die obere Breite des Fundamentmauerwerkes b = 520mm 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 Reibungscoöfficient zwischen der Lagerplatte und dem F undament

v = 0,3

und bezeichnet den auf eine der angewendeten vier Fundamentschrauben entfallenden Zug mit P, so ergibt sich

% = (% + 4 P) . ₉

woraus

p=i- (

*■) = T ('

680o) ^ 1740

4130

0,3

entsprechend der nächstliegenden Schraube No. 11 oder 1³/₈ Zoll engl. (S. 20).

Nimmt man den zulässigen Flächendruck zwischen der Lagerplatte und dem Fundament

p = 0,05 ks/q

und bezeichnet mit s die Seite der Quadratischen Grundfläche der Lager-platte in Millimeter, so ergibt die Gleichung

■ p = % + 4 P

6800 -f- 6960

mm

0,05

Nun wird man s dementsprechend in der Zeichnung ausführen. In Fig. 18, Taf. XVI, ist s = 700mm ausgeführt.

3. Beispiel. Wie stark müssen die drei Schrauben zur Befestigung des Kopflagers an die Wand bei dem nach Fig. 5, Taf. XII, ausgeführten Ma-gazinkrahn für 4000 ks Tragfähigkeit werden, wenn der Lagerdruck

= 4130kg

bereits hestimmt 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. XII, gezeichnet, so haben die fraglichen drei Schrauben den Zug ÜJÎ₂ auszuhalten und es entfällt auf jede derselben der Zug

= 1377 kg

4130

und dem entspricht die Schraube No. 10 oder l¹/₄ Zoll englisch.

Wird der Erahn 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 wieder der Reibungscoëfficient

ę = 0,3

gesetzt und mit P der Zug einer Schraube bezeichnet wird, so ergibt die Gleichung

4130

P= j?L 3 . if

Dieser Zug erfordert mindestens Schrauben No. 16, d. i. solche von 2 Zoll engl. Durchmesser, die man als zu stark nicht ausführen wird. Hierdurch wird man 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 No. 11 d. i. l³/₈ Zoll engl, anwenden.

Die Gegenplatte muss nach Gl. (149 wenn p — 0,02 kg/q eine Anlagfläche erhalten von

F =    =

0,9

4130

0,02

= 4590 kg.

am

gesetzt wird,

4. Beispiel. Ein freistehender Krahn 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 hl vom Säulenmittel und zwei im Säulenmittel wirkend gedacht werden können, wie in Fig. 10, Taf. XVI, cotirt. Die Ausladung beträgt

A = 3600mm

und die Entfernung der Fundamentschrauben

b₁ = 650mm.

Wie stark sind die Fundamentschrauben zu machen?

Schätzt man das Eigengewicht der drehbaren Theile und seinen Hebelarm G = 0,5 Q = 1500 kg

x = 4- = A = 900mm

setzt ferner

G₂ = 800kg

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 Ivrahnplatte um eine durch das Mittel der äußeren Schrauben gehende Gei'ade kippen will, so erhält man für die Stabilität die Gleichung:

Q . {A — 6,) -(- G    M = G₂ . \ -f- P . \ -f 2 P . 2 \

woraus

(A — bx) -f- G {x — bx) — G₂ bx

3000 . 2950 -f 1500 . 250 — 800 . 650

5 • 650

und dem entspricht die Schraube No. 13 oder 1⁶/₈ Zoll englisch.

= 2740

5. Beispiel. Für den freistehenden Krahn des vorhergehenden 4. Beispieles sind die Dimensionen des Fundamentes zu bestimmen, welches oben und unten aus Quadern, dazwischen aus Ziegelmauerwerk besteht.

Es ist nach Gl. (151 wenn Gl -f- G₂ statt Gx gesetzt wird Q (A — b) — G (6 — æ)

G* =

und wenn man schätzungsweise annimmt

b = 0,25 A = 0,25 . 3600 = 900mm

auch

Gi =

3000 . 2700

— 800 = 8200 kg.

900

Rechnet man nun b und h in Decimetern und nimmt für das Funda

ment pro 1 kbdm ₍]a8 mittlere Gewicht (Note S. 3)

1,5 + 2,35

= 1,9 kg

so ist

und hieraus die Fundamenthöhe

4 b² . h . p = Gt

Gi

8200

4 b'£ . p oder in Millimetern ausgedrückt

4 . 9²    1,9

— 13,3 dm 14 dm

h — 1400™m

was beibehalten oder auch zu Gunsten der Breite b etwas vergrößert werden kann.

4. Herstellung (1er Krahne. Bezüglich des Krahnwindwerkes gilt im Wesentlichen dasselbe, wie bei den Trommelwinden, nur wird hier gewöhnlich die Kette angewendet und die Trommel mit schraubenförmiger Kettenspur gegossen und in ihrer Länge der Aufwindelänge 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 Montirung des Wind Werkes ist auf möglichst leichte Beweglichkeit aller beweglichen Theile zn sehen. Die Windenschilde werden hierzu der Sicherheit wegen passend gleichzeitig gebohrt.

Gußeiserne Armirungsstücke des Krahngerüstes werden am Besten nur durch gleichgerichtete Schrauben an das anschließende Stück angeschraubt, um ein Verziehen durch das aufeinander folgende 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 Laufkrahnen und Bockkrahnen müssen die Lauf-scliinen mit Hilfe der Wasserwage horizontal und beiderseits gleich hoch montirt 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. 143), eventuell der besonderen Verzeichnisse jener Eisenwerke, welche man für die Lieferung in Aussicht genommen hat. Für die Gewichtsberechnung bei Kostenvoranschlägen dienen die dort ansgerechneten Gewichte pro laufenden Meter als Grundlage.

Hinsichtlich der Ketten sei noch bemerkt, dass nur probirte Ketten in Verwendung genommen werden sollen.

Das Fundamentmauerwerk wird der Solidität wegen mit Gement 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 und im Mauerwerk beim Mauern viereckig ausgespart, wozu man sich am besten eines übergelegten Lattenrahmens mit eingebohrten Löchern bedient.

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Siehe hierüber Note S. 3.

VI. DIE PUMPEN.

I. Zweck lind Arien (1er 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 Condensationsdampf-maschinen ; endlich in besonderer Ausführung, zur Beschaffung des Druckwassers beim Betrieb der hydraulischen Pressen.

Ihrem Zwecke nach werden die Pumpen besonders benannt, u. zw. Speisepumpen, Pumpen zur Wasserhebung, Luftpumpen, Presspumpen.

In Hinsicht der Construction unterscheidet man Kolbenpumpen, Dampf Strahlpumpen oder Injectoren, Centrifugalpumpen und Rotationspumpen oder rotirende Pumpen.

Die Kolbenpumpen werden unterschieden in einfach wirkende und doppelt toirkende, 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 durchbrochenem Kolben. Die. doppeltwirkenden in Pumpen mit Metallkolben d. i. Kolben mit Dichtungsringen aus Metall, Pumpen mit Lederkolben endlich Pumpen mit Hanfkolben, d. i. solche mit Hanfliederung zur Abdichtung des Kolbens.

Mit Rücksicht auf den Antrieb der Kolbenpumpen unterscheidet man Handpumpen, d. i. solche mit Antrieb durch Handhebel oder Handkurbel, Schwungrad und Räderübersetzung; Transmissionspumpen, d. i. solche, welche mittels Excenter von der Schwungradwelle einer Dampfmaschine oder von einer Transmissionswelle direct angetrieben werden und Pumpen mit Excenterantrieb heißen, ferner solche, welche mittels Excenter oder Kurbel und Riemenscheibe von der Transmission betrieben werden und Pumpen mit Riemenantrieb heißen, endlich solche mit Antrieb durch Riemen und Räderübersetzung; Dampfpumpen, d. i. solche, bei welchen die Bewegung des Pumpenkolbens vermittels der gemeinsamen Kolbenstange und eines Dampfkolbens durch Dampfdruck erfolgt. Eine besondere Art der Dampfpumpen sind die zur Abhaltung des Wassers von den Arbeitsräumen der Bergwerke dienenden Pumpen, die sogenannten Wasserhaltung s-maschinen.¹)

2. Ilaiiplllieile der Pumpen und Wirknngsart 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.

Fig. 43. Ansicht.

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Handpunipe. (Fig. 43 und 44.)

Eine als Kesselspeisepumpe zu verwendende Handpumpe zeigen die Fig. 43 und 44, Text, in Ansicht und Durchschnitt. Sie besteht aus dem Pumpencylinder mit der Stopfbüchse, dem Plungerkolben mit dem zu seiner Bewegung dienenden Handhebel, der wegen der geradlinigen Bewegung des Kolbens erforderlichen Lenkstange und dem an den Pumpencylinder angeschraubten Ventilgehäuse, in welchem sich das Säugventil und

das Druckventil befindet ; jedes Ventil ist durch einen Anschlag im Hub begrenzt. Die aus Metall hergestellten Ventile sind conisch auf ihre ebenfalls aus Metall hergestellten Ventilsitze aufgeschliffen. An das Ventilgehäuse wird unter dem Säugventil das Saugrolir, über dem Druckventil das Druckrohr angeschraubt.

Die Stopfbüchse erhält gewöhnlich Hanfpackung zur Dichtung (Hanfstopfbüchse). Die conisch eingeschliffenen Kegelventile sind der leichteren Instandhaltung wegen den Kugel Ventilen vorzuziehen.

Fig. 44. Durchschnitt.

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Hand pumpe. (Fig. 43 und 44.)

Wird der Pumpenkolben mittels des Handhebels aufwärts gezogen, so entsteht unter demselben ein luftverdünnter Raum und in Folge dessen wird das Säugventil durch das vermöge des äußeren Luftdruckes im Saugrohr nach aufwärts getriebene Wasser geöffnet und der Pumpencylinder mit Wasser gefüllt. Beim darauf folgenden Abwärtsgang des Kolbens fällt zuerst das Säugventil auf 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 noth-wendig; hierauf öffnet sich das Druckventil und das Wasser tritt aus dem Cylinder in das Druckrohr und durch dieses in

11

Pech an, Leitfaden des Maschinenbaues. I.

den zu speisenden Dampfkessel. Bei ganz eingeschobenem Kolben bleibt noch Wasser im Pmnpencylinder im sogenannten schädlichen Raum, welcher mit Rücksicht auf den Luftgehalt des Wassers möglichst klein gemacht werden soll.

Fig. 45.

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Presspuinpe nach Ausführung von Wm. Knaust in Wien.

Handpumpen werden gewöhnlich nur bei kleineren Dampfkesseln als Speisepumpen verwendet, bei größeren Kesseln finden sie nur als Nothpumpen Anwendung oder dazu, um den Kessel nach dem Kesselputzen frisch zu füllen.

Der Pumpencylinder ist entweder unten oder seitlich mit

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Haudpunipen mit Antrieb durch Handkurbeln und Schwungrad, nach Ausführung von Wni. Knaust in Wien.

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Flantschen versehen, zur Befestigung am Wasserreservoir oder an sonst geeigneter Stelle und kann mit seiner Achse auch horizontal

Fig. 48.

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Kurbelantrieh für eine zweicylindrige l’uinpe, nach Ausführung von Win. Knaust

in Wien.

liegen, wenn nur das Ventilgehäuse so angeschraubt ist, dass die Ventile sich vertical bewegen und ihre Sitzflächen horizontal liegen.

In Fig. 45, Text, ist eine als Presspumpe und Probirpumpe für die Druckprobe der Dampfkessel gebräuchliche ebenfalls einfach wirkende Handpumpe mit Monometer, Sicherheitsventil und verstellbarem Hebeldrehbolzen dargestellt.

Ein einfaches Beispiel einer Handpumpe zur Wasserhebung bildet die allgemein angewendete Brunnenpumpe, gewöhnlich mit Holzröhren, Ventilkolben mit Lederabdichtung und mittels herabhängender Zugstange vertical auf und nieder bewegtem Hebel.

Fig. 49.

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Wiener Patentpiimpe nach Ausführung von Wm. Knaust in Wien.

Handpumpen mit Antrieb durch Handkurbeln und Schwungrad zeigen die Fig. 46 und 47, Text, erstere eine eincylindrige, letztere eine zwei-eylindrige. Fig. 1, Taf. XVII, zeigt die Aufstellung einer doppeltwirkenden Handpumpe mit Antrieb durch Handkurbeln, Schicungrad und Räderübersetzung für große Förderhöhen, Fig. 2, Taf. XVII, den Ver-ticalschnitt, Fig. 3, Taf. XVII, den Horizontalschnitt durch den Pumpen-cylinder und die Ventilkästen mit Kautschuk- oder Lederklappenventilen, Fig. 4, Taf. XVII, den Durchschnitt des Saugkorbes mit dem selbstthätigen Abschlussventil und die Fig. 1 bis 3, Taf. XVIII, die Details des Antriebes für zwei Cylinder mit zwei Stirnkurbeln. Der Saugkorb dient zur Abhaltung der Unreinigkeiten des Wassers und das selbstthätige Abschluss- oder Säugventil im Saugkorbe ist erforderlich, um die Pumpe nach ihrer Aufstellung in Gang setzen zu können, da hierzu die Füllung des Saugrohres mit Wasser zur Verdrängung der Luft aus demselben nothwendig ist. Fig. 48, Text, zeigt die perspectivische Ansicht des Antriebes für eine zweicylindrige Pumpe mit doppelt gekröpfter Kurbelwelle. Fig. 49, Text, zeigt das Detail der von Wük Knaust in Wien mit dem Antrieb nach Fig. 48, Text, combinirten gekuppelten Wiener Patentpumpen zur Beschaffung

größerer Wasserquantitäten aus tieferen Schächten, vorwiegend zur Wasserhaltung beim Abteufen von Bergwerks- und Tunnelschächten verwendet. Das Vorgelege wird entweder mit Handschwungrad oder mit Riemenscheibenbetrieb eingerichtet.

Fig. 50.

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Pumpe zur YVasserhebung auf große Förderhöhen* nach Ausführung von Chaligny & ßuyot-Sionnest in Paris.

Die lange Kolbenstange (Fig. 1, Taf. XVII) 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

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. Letztere Anordnung zeigt die durch Riemen von einer Locomobile betriebene Pumpe einer Eisenbahn - Wasserstation Fig. 50, Text. In Fig. 51 und 52, Text, ist eine andere Anordnung des Ventilgehäuses solcher doppeltwirkender Brunnenpumpen gezeichnet. Hierbei liegen die vier Ventile in gleicher Höhe nebeneinander, durch Scheidewände getrennt im Ventil-' gehäuse, wie durch Verfolgung der Pfeile in Fig. 52, Text, leicht vorstellbar. Die Anordnung ist recht compendiös. Durch Abnehmen des aufgedichteten Deckels vom Ventilgehäuse sind sofort sämmtliche Ventile zugänglich. Fig. 53 und 54, Text, zeigen eine ähnliche Anordnung der Ventile, jedoch mit übereinander liegenden Saug- und Druckventilen, insbesondere in Fig. 54, Text, ist die Ventilanordnung zu erkennen. 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 Kettenzug und Handoder Transmissionsantrieb. Dieselbe ist einfachwirkend. Der durch aufgelegte Gußeisenscheiben entsprechend belastete Plungerkolben wird beim Aufwärtsgang der Kurbel gehoben, u. zw. mittels der am Kurbelzapfen angehängten, aus dünnem Rundeisen in langen Stäben durch Verhängung an den eingebogenen Enden gebildetön 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 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 sogenannten Kettenjoumjpen. Eine solche ist in Fig. 5, Taf. XVII, dargestellt. An einer Kette sind in gleichen Entfernungen, zwischen Eisenplatten eingespannte Lederscheiben angebracht, welche als Lederkolben durch die Kette im Rohr

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Fig. 61.

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Doppeltwirkende Kolbenpumpe mit Kautschuk- oder Lederklappenventilen, Siebe Brothers Patent. (Fig. 51 und 52.) 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 Pumpen-cylinder angegossenem Ventilgehäuse ist in Fig. 6, 7, Taf. XVII, und 4, 5, Taf. XVIII, dargestellt, welche außer den schon früher

Fig. 52.

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Doppeltwirkende Kolbenpumpe mit Kantsclink- oder Lederklappenrentilen, Siebe Brothers Patent. (Fig. 51 und 52.) angeführten Haupttheilen noch einen Windkessel besitzt, welcher in Fig. 7, Taf. XVII, im Durchschnitt gezeichnet ist. Dieser

Windkessel ist liier in das Druckrohr eingeschaltet (Druckwindkessel) und hei langer Rohrleitung zur Verhütung von Stößen und Rohrbrüchen erforderlich. Seine Wirkung besteht darin, das aus dem Pumpencylinder durch das sich öffnende Druck-

Fig. 53.

Fig. 54.

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Doppeltwirkende Pumpe mit.Lederklappenventilen (Z> w, = 45 ; Q — 95 kbm) nach Ausführung von C. W. Julius Blancke & Co. in Merseburg.

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; S — 366 mm ;    = 116

ventil in das Druckrohr tretende Wasser augenblicklich aufzunehmen, bis, vermöge des sich steigernden Luftdruckes im Windkessel, die Bewegung des Wassers im Druckrohr und der

Ausfluss aus diesem erfolgt, sohin das Bewegungsgesetz des Wassers im Druckrohr unabhängig zu machen von jenem des Pumpenkolbens.

Es wird deshalb auch der Druckwindkessel unmittelbar

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Fig. 55.

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Transmissionspumpe nach Ausführung ron Wm. Knaust in Wien.

das Ventilgehäuse anschliessend, wie in Fig. 7, Taf. XVII, oder statt des Deckels auf das Ventilgehäuse aufgeschraubt, wie bei der in Fig. 20 bis 22, Taf. XVI, und Fig. 6, Taf. XVII, in der Zusammenstellung und ihren Details dargestellten horizontalen, ebenfalls

mittels Excenter von der Schwungradwelle der Dampfmaschine betriebenen Speisepumpe. Bei der Pumpe Fig. 7, Taf. XVII, und Fig. 4 und 5, Taf. XVIII, ist der Cylinder unten mit seiner Fußplatte auf das Fundament aufgeschraubt; bei jener Fig. 20 bis 22, Taf. XVI, und Fig. 6, Taf. XVII, mit seitlichem Fuße an einem in der Wand angebrachten Quader; bei jener Fig. 7 und 8, Taf. XV, und Fig. 1, Taf. XIX, die in gleicher Weise

Fig?. 56.

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rnnipo zur Wasserliebung mit Riemenantrieb, liaoli Ausführung der Maschinenfabrik Esslingen, Filiale Cannstatt, Tonnais Gebrüder Decker & Co.

angetrieben wird, erfolgt die Befestigung des Cylinders mittels des an die Stopfbüchsenflantsche angegossenen Fußes an das Dampfmaschinenbett.

Die Anordnung der Speiseventile ist hierbei entweder so getroffen, dass das Druckventil unmittelbar über dem Säugventil liegt und letzteres durch den Metallsitz des ersteren hindurch gesteckt wird, wie in Fig. 22, Taf. XVI, Fig. 7, Taf. XVII,

deren jede durch einen Deckel mit Bügel und Schraube oder durch eine im Durchmesser entsprechend große mit feinem Gewinde versehenen Deckelschraube geschlossen wird, wie in Fig. 7 und 8, Taf. XV. Letzteres Detail wird namentlich bei kleinen Pumpen angewendet. In jedem Falle findet die Hubbegrenzung der Ventile durch entsprechend lange Anschläge wobei diese Anschläge ausgebohrt, auch zur Führung

und Fig. 4, Taf. XVIII, oder es liegen die Ventile in getrennten Kammern

statt

des Ventiles mittels eingepassten Zapfenansatzes des letzteren dienen können.

Eine Transmissionspumpe mit Riemen- und Kurbelantrieb ist in Fig. 55, Text, abgebildet und zwar eine einfachwirkende Wandpumpe mit tief unten eingehängter gegabelter Leitstange und Büchsenführung für die Kolbenstange.

Eine Transmissionspumpe nach neuerem Typus mit Bajonettbalken wie bei Dampfmaschinen gebräuchlich, mit Riemenantrieb und Räderübersetzung ist in Fig. 56, Text, dargestellt.²)

Zu den Transmissionspumpen kann auch die mit der Dampfmaschine verbundene Speisepumpe gezählt werden, deren Kolben am Kreuzkopf bolzen der Dampfmaschine angekuppelt ist.

Von Dampfpumpen sind zwei Arten hinsichtlich der Einrichtung der Dampfsteuerung zu unterscheiden, nämlich solche mit rotirender Steuerwelle, die zugleich Schwungradwelle ist und

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Wasserlieferung pro Minute bei normalem Gang

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250

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2200

10

200

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700

3700

11

250

450

1100

4300

solche mit geradliniger Bewegung der Steuerungstheile vermittels stellbarer Anschläge.³)

Eine stehende Dampfpumpe mit rotirender Steuerrolle neuerer Anordnung, ist in den Fig. 1 bis 6, Taf. XIX, dargestellt. Fig. 57, Text, zeigt die Ansicht einer Wandpumpe ähnlicher Art.⁴) Beide Ausführungen sind nur dadurch verschieden, dass im ersten Falle die Theile der Pumpe an einem freistehenden Ständer, im letzteren Falle an einer Wandplatte montirt sind.

Der Pumpencylinder und das Ventilgehäuse zeigen dieselbe Einrichtung wie bei den früher besprochenen einfachwirkenden Transmissionspumpen und der Pumpencylinder ist mit Fuß-fiantschen gegen Passleisten an den Ständer oder die Wandplatte geschraubt. In Fig. 1, 4 und 5, Taf. XIX, ist die offen durchlaufende Anordnung solcher Passleisten heim Pumpencylinder, wie bei dem darüber ebenso am Ständer angeschraubten Dampf-cylinder zu ersehen, welche mit Rücksicht auf die Bearbeitung unter allen Umständen der sonst noch häufig angewendeten geschlossenen Anordnung der Passleisten vorzuziehen ist. Zur Sicherung der beiden Cylinder in ihrer Lage, werden selbe bei der Herstellung nach vollendeter Montirung mit je zwei Prison-stiften versehen, welche conisch eingepasst, auch nach erfolgter Demontirung genau den Platz für die Cylinder feststellen.

Nr.

Dampfcylinder

Diameter

Hub

Pumpencylinder

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Millimeter

Für Kessel von

Pferdekraft

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40

105

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120—150

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Soll heißes Wasser gepumpt werden, so muss die Pumpe tiefer als das Heißwasser-Reservoir placirt werden.

Zur Dampfsteuerung, d. h. 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, deren Anordnung insbesondere in Fig. 1, 2, 4 und 5, Taf. XIX zu ersehen. Als inneres Steuerungsorgan befindet sich in dem, mittels aufgeschraubtem Deckel verschlossenen Schieberkasten, der gewöhnliche einfache Schieber (auch Muschelschieber genannt), an der durch die Stopfbüchse aus dem Schieberkasten nach abwärts hervortretenden Schieberstange durch Muttern verstellbar und durch Gegenmuttern oder Splinte beweglich eingehängt. 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 Dampfver-theilung durch diese Steuerung sind dieselben, wie bei den Dampfmaschinen mit einfacher Schiebersteuerung.

Fig. 57.

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Danipfpuinpc nach Ausführung von Friedrich Wannieck in Brünn.

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In Fig. 58, Text, ist die Kurbel, durch welche die rotirende Bewegung der Schwungradwelle von dem mit der gemeinsamen Kolbenstange verbundenen Kreuzkopfbolzen mittels Leitstange eingeleitet wird, im unteren todten Punkte gezeichnet und die Drehung derselben erfolgt im Sinne des Pfeiles. Hierbei ist das Excenter um den Voreilungswinkel ô gegen die Normale zur Bewegungsrichtung des Schiebers vorgekeilt. Der Schieber ist aus seiner Mittelstellung schon so weit nach aufwärts geschoben, dass der untere Dampfcanal für die Dampfeinströmung in den Cylinder und der obere für die Dampfausströmung geöffnet ist und man nennt die lineare Eröffnung v das lineare Voreilen und unterscheidet sonach 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 auf den einen und dann auf den anderen todten Punkt überzeigt. Das lineare Voreilen ist erforderlich, damit der Dampf gleich zu Anfang der Bewegung des Kolbens auf diesen drückt. Dasselbe beträgt bei guten Ausführungen Einneuntel (l/ÿ) von der Weite des Einlasscanals (2 bis 6,nm) 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, welches am Schieberkasten aufgeschraubt ist und dazu dient, die Pumpe in Gang zu setzen und abzustellen, auch zur Regulirung des Ganges der Pumpe benützt.

Wird nämlich das Dampfventil weit aufgemacht, so tritt der Dampf mit vollem Druck in den Dampfcylinder und bewirkt dortselbst einen bedeutenden Überdruck seitens des Dampfkolbens gegenüber dem Pumpenkolben und mithin eine raschere Bewegung der Massen, also einen schnelleren Gang der Pumpe. Man macht davon während des Betriebes Gebrauch, wenn rasch größere Wassermengen zu liefern sind, wie z. B. beim Speisen eines Dampfkessels zur Minderung der Dampfspannung oder bei Dampfpumpen als Feuerlösch-Requisiten.

Fig. 58.

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a Canalweite. b Canalbreite. c Auspuffcanal. v lineares Voreilen. Pfeil 1 : Dampfeinströmung.

Pfeil 2 : Dampfausströmung.

Pfeil 3 : Schieberbewegung. v Excentricität. d' VoreilungsWinkel.

M Kurbel, in ihrer Stellung im todten Punkte.

77

Einfache Schieberstetieriing.

Wird hingegen das Dampfventil nach und nach zugedreht, so dass sich der Durchgangsquerschnitt für den Dampf verringert, so tritt der Dampf gedrosselt, mit verringerter Spannkraft in den Dampfcylinder, der Überdruck wird geringer, die Bewegung der Massen erfolgt sonach mit geringerer Geschwindigkeit und die Pumpe geht langsamer.

Der Raum zwischen dem Dampfkolben und Cylinderdeckel und jener der Canäle, welcher bei der Endstellung des Kolbens, also vor Anfang der Kolbenbewegung gefüllt werden muss, heißt schädlicher Raum und beträgt hier gewöhnlich 5 % vom ganzen Cylindervolumcn. Derselbe soll möglichst klein sein und werden deshalb die Dampfcanäle a (Fig. 58, Text) möglichst kurz gehalten und um dies zu erreichen, die Arbeitsfläche, auf welcher sich der Schieber bewegt, Schieberspiegel genannt, möglichst nahe an die Cylinderwandung heran gerückt, so dass eben noch genug Zwischenraum für den .sich an die Cylinderwandung anschließenden Ausströmungs- oder Auspuffcanal vorhanden ist.

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 Dainpfcanäle in den Cylinder.

Der aus dem Dampfcylinder abströmende ausgenützte Dampf (Auspuffdampf) gelangt durch den Auspuffcanal in das daran angeschlossene Auspuffrohr, welches gewöhnlich entsprechend hoch über das Dach des Gebäudes, in welchem die Pumpe aufgestellt ist, hervorragt, und enströmt hier in die freie Luft.

Der Dampfdruck im Schieberkasten ist bei vollkommen geöffnetem Dampfventil etwas geringer als jener im Dampfkessel und wird in Atmosphären Überdruck (lat = lkg/q<.m) ausgedrückt. Der Gegendruck des in die freie Luft entströmenden Dampfes beträgt etwas mehr als eine Atmosphäre, weil der Dampf durch den Dampf kolben in’s Freie hinausgedrückt werden muss und zwar bis 1,2at.

Um das beim Anlassen der Pumpe sich im Dampfcylinder bildende, wenn im Cylinder eingeschlossene, gefährliche Con-densationswasser abfließen zu lassen, sind an den Cylinder-enden Abflussliähne (Condensationswasserhähne, Zischhähne) eingeschraubt.

Fig. 59.

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Die Schieberstellung soll so ausgeführt werden, dass, wie schon erwähnt, in beiden todten Punkten der Kurbel das gleiche lineare Voreilen vorhanden ist (Einstellung des Schiebers auf gleiches lineares Voreilen). Die Größe des linearen Voreilens ergibt sich im Allgemeinen durch die Aufkeilung der Excenterscheibe auf der Schwungradwelle und insbesondere bei den Pumpen nach Fig. 1 bis 6, Taf. XIX, und Fig. 57, 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, durch Drehen der mit Schraubengewinde versehenen Schieberstange oder Excenterstange, entsprechend -der jeweiligen Construction und überzeugt man sich von der richtigen Schieberstellung am besten durch Drehen des Schwungrades bei geöffnetem Schieberkasten und Beobachtung der sich in den beiden todten Punkten der Kurbel ergebenden Canaleröffnung für die Dampfeinströmung.

Wilson’s Patent-Dampfpumpe.

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 man spricht deshalb von äußerer und innerer Uberdeckung des Schiebers.

Die äußere Überdeckung bestimmt den Abschluss des Dampfeinlasscanals bevor der Kolben in seinem Laufe am Hubende angelangt ist, und somit die Expansion des Dampfes, indem

nach Abschluss des Canals kein Dampf mehr in den Cylinder nachströmen kann und mithin der darin enthaltene sich ausdehnen Bei der hier angewendeten einfachen Schiebersteuerung erfolgt gewöhnlich die Dampfeinströmung auf 0,9 oder 0,7 des Kolbenhubes, ersteres bei kleinen Pumpen.

Die innere Überdeckung dagegen bestimmt den Abschluss des Dampfauslasscanals, bevor der Kolben in seinem Laufe am Hubende angelangt ist und somit die Compression des Dampfes im Dampfcylinder.

muss.

Fig. CO.

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Horizontale Dampf pumpe, nach Ausführung der Maschinenfabrik Esslingen, Filiale Cannstadt, vormals Gebrüder Decker * Co.

Die Eröffnung der Ein- und Ausströmung des Dampfes vor dem Anlangen des Kolbens am jeweiligen Hubende in Folge der äußeren und inneren Uberdeckung und der Nothwendigkeit des linearen Voreilens ergibt die Voreinströmung des Dampfes in den Cylinder und die Vorausströmung und demnach hat man folgende sechs Perioden der Dampfvertheilung: Voreinströmung, Einströmung (Füllung, Admission), Expansion, Vorausströmung,

Ausströmung', Compression, diagramm ⁵) erkennen lassen.

welche sich auch im Indicator-

In Fig. 59, Text, ist Wilson’s Patent-Dampfpumpe mit auf dem I)ampfcylinder liegender Schwungradwelle und Schieberantrieb durch einen Excenterzapfen und Schleife in der Schieberstange, abgebildet. ⁶)

In Fig. 60, Text, ist die Decker’sche Pumpe mit Kurbelschleife und einfacher Schiebersteuerung durch Excenter abgebildet, welche den modernen Typus der Montirung durch Verschraubung mittels abgefräster Plantschen zeigt.

Fig. 61.

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Horizontale üainpfpumpe, nach Ausführung von C. IV. Julius lllancke & Co. in Merseburg.

In neuester Zeit wird mit Vorliebe die Anordnung der doppeltwirkenden liegenden Dampfpumpen mit rotirender Steuerwelle so zur Ausführung gebracht, dass die rotirende Welle durch Leitstange und Kurbelscheibe vom gerade geführten Kreuzkopf angetrieben, zwischen dem Dampfcylinder und Pumpencylinder, im Maschinenbett gelagert ist, an welches diese beiden Cylinder freitragend montirt sind. Eine elegante Ausführung dieser Art von C. W. Julius Blancke & Co. in Merseburg zeigt Fig. 61, Text.*) Das Steuerungsexcenter sitzt hierbei neben dem Kurbellager auf der Schwungradwelle.⁷) welches wie die Rotunde am Platze bestehen belassen wurde und gelegentlich in Thätigkeit gesetzt wird, beschrieben und abgebildet in Uhland’s prakt. Maschinen-Constructeur Jhg. 1875, Tfl. 50, gehört hierher. Es kommen bei solchen Wasserwerken horizontale oder verticale Pumpen zur Anwendung, mit Riemenantrieb und Räderübersetzung oder mit directem Dampfbetrieb durch Balancier-Dampfmaschinen oder durch entsprechend eingerichtete horizontale Dampfmaschmen.

*) Die Hauptdimensionen, nach welchen diese Pumpen nach Fig. 61, Text, von C. W. Julius Blancke & Co. in Merseburg ausgeführt werden, enthält folgende Tabelle :

Durchmesser des Dampfcylinders,

Millimeter .........j

Durchmesser des Wassercylinders,

Millimeter.....„ . , . |

Hub, Millimeter........

Rohr-Durchmesser für directen

Dampf, Millimeter......

Rohr-Durchmesser für verbrauchten Dampf, Millimeter .... Saug- und Druck-Rohr-Durchmesser, Millimeter......

Touren pro Minute......

Leistung pro Stunde in Kubikmeter ...........

Gesammte Saug- und Druck-Höhe bei 3¹/₂ Atm. Dampfdruck, Meter Ungefähres Gewicht der Pumpe Kilogramm.........

100    130

180    210    250

300

350

50    75

110 160

20 26

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30

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120

140

40

35

40,00

50,00

35

32

2600

3450

In Fig. 62, Text, ist Decker’s Patent directwirkende Dampfpumpe mit Anschlagsteuerung abgebildet, mit über dem Dampf-cylinder liegendem cylindrisch ausgebohrtem Schiebergehäuse und rundem entsprechend geformtem Kolbenschieber. Die Anschläge auf der Schieberstange sind zur Veränderung des Kolbenhubes bei anderer zu liefernder Wassermenge verstellbar und durch Stellschrauben festgestellt. Um harte Stöße der Anschläge zu verhindern, sind Kautschuk- oder Lederscheiben beigelegt. Der durch den Anschlag in Bewegung gesetzte Kolbenschieber vollführt die weitere Bewegung unter Dampfdruck.⁸)

Fig. 62.

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Jdlgcti er. SUitfgart.

Directwirkende Dampfpumpe, nach Ausführung der Maschinenfabrik Esslingen, Filiale Cannstatt, vormals Gebrüder Decker & Co.

Die Injectoren oder Dampf Strahlpumpen fördern das Wasser vermittels eines durchströmenden Dampfstrahles. Die gegenwärtig gebräuchlichsten Constructionen beruhen auf dem von Giffard eingeführten Principe, zeigen jedoch Abweichungen in der De-tailconstruction und man unterscheidet demnach saugende und

nichtsaugende Injectoren. Die im Fabriksbetrieb als Kesselspeisepumpen gebräuchlichsten Injectoren der ersteren Art sind: der Injector von Schaffer & Budenberg und der Universalinjector von Körting, solche der letzteren Art der Injector von Schau und jener von Friedmann.

Der Injector von Schaffer & Budenberg ist in den Fig. 63 und 64, 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. Der nachströmende Dampf treibt das so gebildete Gemisch von Dampf und Wasser durch den Übersprungraum oder Schlabberraum frei hindurch, mit großer Geschwindigkeit in die Dampfdüse derart, dass durch die, der Wasserkraft innewohnende lebendige

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Kraft (actuelle Energie oder kinetische Energie, M .

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Druckventil des Injectors gehoben wird und das Wasser aus dem Injector in das Speiserohr und sofort in den Dampfkessel gelangt.

Beim Anlassen des Injectors wird durch Drehen des Handrades die Nadel so lange verstellt, bis durch das Ablaufsrohr kein Wasser mehr abfließt, was als Zeichen der richtigen Functionirung des Apparates dient, indem sodann im Ubersprung kein Wasser mehr verspritzt und umgekehrt das dort verspritzte Wasser durch die seitlichen kleinen Durchbohrungen der Wandung des Übersprungraumes in das Ablaufsrohr gelangt und durch dieses abfließt. Hierbei sei noch bemerkt, 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.

Der zur Speisung des Injectors dienende Dampf soll trocken und deshalb wie jener zum Betrieb der Dampfpumpc, von der höchsten Stelle des Kessels entnommen sein.

Um Unreinigkeiten des dem Injector zugeführten Wassers, welche leicht die Düsen verstopfen, abzuhalten, wird an der

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Fig. 63.

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Fig. 64.

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A. Handrad. Ii Gehäuse. C Flantsche. D Dampfhahn. E Nadel. S Druckventil. IV Saugrohr. X Ablaufsrohr.

Injector von Schaffer & Budeiiberg in Buckau-Magdeburg.

Mündung des Saugrohres ein feiner durchlöcherter Saugkorb angebracht. Zum Zwecke des Ausputzens verstopfter Düsen wird auch eine (in Fig. 63 und 64, Text, nicht gezeichnete) in der Rohrwand unter dem Druckventil angebrachte achsiale Bohrung mit Verschlussschraube angewendet.

Das vom Injector geförderte Wasser mischt sich mit dem hierbei verbrauchten Dampf und kommt deshalb mit bedeutend höherer Temperatur in den Dampfkessel, so z. B. wird Wasser von 30 ⁰ C. bis 70 ⁰ C. erwärmt. Die Temperatur des dem Injector zugeführten Wassers soll deshalb im Allgemeinen 35° C. nicht überschreiten, obwohl der Injector noch Wasser von 45 ⁰ C. nimmt.

Der Injector hört auf richtig zu functioniren, wenn die zugeführte Wassermenge von bestimmter Temperatur nicht hinreicht, um die entsprechende Dampfmenge zu condensiren, oder wenn die hinzutretende Wassermenge zu groß ist, so dass sie der Dampf nicht bewältigt. Im ersten Falle zerstäubt der Dampf den Wasserstrahl im Ubersprung- oder Schlabberraum, im zweiten Falle hat das Wasser nicht die genügende Energie, um das Druckventil des Injectors zu heben.

Die Saughöhe dieses Injectors beträgt gewöhnlich bis zu lm und die Düsenweite bestimmt die Größe der pro Secunde gelieferten Wassermenge.

Der Injector von Körting ist in den Fig. 65 und 66, Text, in der Ansicht und im Durchschnitt dargestellt. Derselbe besteht im Wesentlichen aus zwei in einem Gehäuse nebeneinander eingeschlossenen einfachen Injectoren mit paralleler Achsenrichtung. Der Dampfeinlass in die Düsen erfolgt durch Öffnen der Dampfventile (Kegelventile) mittels eines doppelarmigen Hebels, an Stelle der Nadel des vorgenannten Injectors.

Die innere Einrichtung zeigt nur Düsen und keinen freien Ubersprungsraum. Der eine der beiden Injectoren, in Fig. 66, Text, der linksseitige, saugt das Wasser an und führt es dem zweiten zu, wie durch Pfeile angedeutet. Letzterer treibt das ihm zugeführte Wasser unter entsprechender Druckvermehrung in den Dampfkessel. Der Abschlusshahn E, Fig. 65, Text, welcher bei der Öffnung der Ventile durch eine Zugstange ebenfalls mitbewegt wird, lässt bei Ingangsetzung des Injectors freie Ausströmung zu und zwar, zuerst aus dem saugenden Injector, sodann aus dem

drückenden Injector und ist abgeschlossen, sobald zu Ende der Hebelbewegung die Ventile V V vollständig geöffnet sind.

Der große Vortheil dieses anscheinend complicirten Injec-tors liegt in der Einfachheit seiner Ingangsetzung, welche durch eine einzige langsam ausgeführte Bewegung des in Fig. 65,

Fig. 65. Ansicht.

Fig. 66. Durchschnitt.

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A. Gehäuse. JÎ Handhebel. V V Dampfventile. MM Ablaufscanäle. E Abschlusshahn. FF Düsen. C Druckventil. JV Zwischenraum. J Saugrohr. K Druckrohr, ll Dampfrohr.

Universul-Injector von B. & E. Körting in Wien.

Text, sichtbaren Handhebels B erfolgt. Es wird hierdurch der im Injector angebrachte Doppelhebel bewegt derart, dass zuerst das Ventil des linksseitigen Injectors geöffnet wird und das von diesem gelieferte Wasser durch den gleichzeitig bewegten Abflusshahn abfließt, darnach auch das Ventil des zweiten Injectors sich hebt und endlich der Abflusshahn geschlossen wird und sohin die Speisung beginnt, indem nunmehr das Wasser vom zweiten Injector durch das sich öffnende Druckventil in das Speiserohr zu gehen gezwungen ist.

Das sich hier nach unten öffnende Druckventil C (Tfig. 66, Text) wird bei Abstellung des Injectors durch den Wasserdruck im Druckrohr geschlossen.

lnjectoren dieser Art werden als Kaltwasser-Injectoren und als Heißwasser-Injectoren geliefert; erstere für l,5m Saughöhe und 40⁰ C. Speisewassertemperatur oder für 3m Saughöhe und kaltes Speisewasser, letztere für zufließendes Wasser bis zu 63 ⁰ C. bei 2m Saughöhe bis 60° C. und bei 6m Saughöhe für kaltes Speisewasser.

Der Injector von Schau arbeitet mit zufließendem Wasser und hat weder eine Nadel noch ein Ventil innen eingeschlossen, also constante Öffnung der Dampfdüse.

Das Wasser fließt demselben von einem über dem Dampfkessel 1 bis 2¹¹¹ über dem Injector aufgestellten Reservoir zu und die Menge desselben Avird durch ein Absperrventil regulirt.

Zur Verhinderung des Luftsaugens durch den Ubersprungsraum ist entAveder ein einfaches Druckventil oder ein Schlabber Druck- und Säugventil vorhanden, in letzterem Falle kann durch den Ubersprung Wasser nachgesaugt und sohin die Wirkung des Injectors erhöht werden.

Beim Anlassen dieses Injectors öffnet man zuerst das Dampfventil ein wenig, damit das etwa im Dampfrohr stehende Con-clensationswasser abfließen kann ; hierauf schließt man das Dampfventil Avieder, öffnet das Wasserventil und gleich wieder das Dampfventil, wonach der Injector arbeitet. Schließlich wird der Wasserzufluss so lange regulirt, bis beim Schlabberventil kein Wasser mehr abläuft. Beim Abstellen dieses Injectors Avird zuerst das Dampfventil und dann das Wasserventil geschlossen.

Bei Anwendung eines einfachen Druckventils zum Schlabberraum speist der Injector Wasser bis 30 ⁰ C. und bei Amvcndung eines • Saug- und Druckventil solches bis 60⁰ C. Temperatur.

Der Injector von Friedmann hat unveränderliche Dampfdüsenöffnung Avie der vorhergehende, aber zAvei hintereinander angebrachte Wasserdüsen zur Erhöhung der Leistungsfähigkeit.

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Centrifugalpunipe nach Ausführung von ffm, Knaiist in Wien.

Der Injector von Giffard hatte sowohl veränderliche Durchgangsöffnung der Dampfdüse als auch veränderliche Durchgangsöffnung für die Wasserdüse und bietet wohl nur mehr geschichtliches Interesse.

Eine kolbenlose, durch Dampf betriebene Pumpe eigener Art, mit Saug- und Druckventilen, ist der in neuerer Zeit immer mehr zur Anwendung kommende Pulsometer, welcher von einzelnen Fabriken als Specialität gebaut wird.*)

Fig. 69.

Fülltrichter zur Centrifugalpumpe.

(Fig. 67 und 68.)

Eine Centrifugalpumpe ist in Fig. 67 und 68, Text, in der Ansicht und im Durchschnitt dargestellt. Dieselbe wirkt wie ein Flügelventilator 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 rotirende Flügelrad, welches auf der durch Riemenscheibe und Riemen in Umdrehung versetzten, durch Stopfbüchsen aus dem Gehäuse hervortretenden Welle aufgekeilt ist. Das Gehäuse ist gegen das seitlich aufgeschraubte 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. 69, Text, gezeichneten, mit Hahn versehenen Trichter, welcher auf den oben am Pumpengehäuse angebrachten, mit Flantsche versehenen Rohrstutzen aufgeschraubt wird. Wird nun das Flügelrad in Umdrehung versetzt, so wird vermöge der sich entwickelnden Centrifugalkraft das Wasser radial im Rade gegen den Radumfang und sohin gegen den Umfang des Pumpengehäuses getrieben und steigt unter andauerndem Nachschub im Druckrohr oder Steigrohr aufwärts, während gleichzeitig das Wasser aus dem Saugrohr nachströmt.

*) Hierüber ist Ausführliches enthalten in: F. Mannlicher, Pumpen und Feuerlöschapparate. Bericht über die Weltausstellung in Philadelphia 1870 (Wien 1877).

In Fig. 1 und 2, Taf. XX, ist eine Centrifugalpumpe mit zweiseitig einmündendem Saugrohr in beiden Schnitten dargestellt und Fig. 1, Taf. XX, lässt zugleich die Form der Schaufeln oder Flügel des Flügelrades erkennen, welche nach der Evolvente des Flügelansatzkreises gekrümmt sind.

Die Einfachheit der Montirung einer Centrifugalpumpe zur Wasserhebung, mit Riemenantrieb durch Zwischenvorgelege und

Fig. 70.

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Centrifugalpumpe mit Loeomobilbetrieb, nach Ausführung von ffm. Knaust

in Wien.

eine auf Rädern ruhende Locomobile ist in Fig. 70, Text, zu ersehen. Es ist dies eine Pumpenanordnung, wie sie hauptsächlich für Bewässerungs- und Entwässerungs-Arbeiten ihrer Einfachheit und raschen Herstellbarkeit wegen, vorzüglich empfehlenswert ist.

Die Rotationsjoumpen, auch Pumpen mit rotirendem Kolben oder kurzweg rotirende Pumpen genannt, wurden bisher nur in ziemlich unvollkommener Weise construirt. Sie bestehen zumeist aus zwei in einander 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. Eine andere Art dieser Pumpen besitzt einen excentrisch gelagerten cy lindrischen Kolben, welcher rotirt und hierdurch die radiale Verschiebung durchgeführter, am Gehäuse dicht anschließender Schieberplatten bewirkt.⁹) 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 und zwar durch ein Quecksilber-Vacuummeter, in welchem das Quecksilber in dem mit dem Condensationsraum durch ein dünnes Kupferrohr in Verbindung gesetzten langen Glasrohrschenkel nach aufwärts gezogen wird, indem es wie beim Barometer durch den Luftdruck aus dem offenen Gebiß in den geschlossenen Rohrschenkel nach aufwärts gedrückt wird, oder durch ein Metall vacuummeter mit Kreisscala von 0 bis 76cm. Man erkennt daran die Druckverminderung, welche durch die Condensation des von der Dampfmaschine in den Condensationsraum abziehenden Dampfes in Folge seiner innigen Berührung mit dem kalten Einspritzwasser oder Injectionswasser eintritt und drückt dieselbe in Centimeter - Quecksilbersäule analog der Angabe des Barometers aus, wobei in’s Auge gefasst werden mag, dass lat = 1 kg/qcm = 735,5mm Quecksilbersäule. Das Vacuummeter soll sich jedenfalls im Maschinenhause, für den Maschinenwärter deutlich sichtbar, befinden und muss sicher als zweckmäßig erkannt werden, zur Orientirung des Maschinenwärters daneben ein Barometer anzubringen, indem das erreichbare absolute Vacuum eben gleich ist dem jeweilig vorhandenen Luftdruck.

Der äußere Luftdruck beträgt bei mittlerer Höhe über dem Meeresspiegel eine Atmosphäre, d. i. ein Kilogramm auf einen Quadratcentimeter der Druckfläche. Saugt man nun aus einem luftdicht geschlossenen Raum, wie es der Condensationsraum des Condensators ist, mittels einer Luftpumpe, so entsteht darin eine Luftleere oder ein Vacuum. Würde die Luft völlig ausgepumpt, so würde im Condensator eine absolute Luftleere, ein absolutes Vacuum entstehen und es wäre darin der Druck genau um jenen der äußeren Luft vermindert und hieraus ergibt sich sofort der oben ausgesprochene Satz, dass das erreichbare absolute Vacuum gleich ist dem jeweilig vorhandenen Luftdruck. Je nach der Höhe des Ortes der Beobachtung und je nach den Witterungsverhältnissen ist nun der äußere Luftdruck verschieden und man bedient sich zur Messung desselben des Barometers. Da nun das Vacuummeter genau so die Luftleere anzeigt wie das Barometer den Luftdruck, so zeigt auch bei dem Vacuummeter die Scala die Druckverminderung nach Centimeter Quecksilbersäule an und es beträgt somit im Mittel das absolute Vacuum an der Meeresoberfläche 760mm oder 76cm und reicht deshalb die Scala des Vacuuinmeters genau wie jene des Barometers von 0 bis 76cm mit Spielraum darüber. Beträgt der äußere Luftdruck an einem bestimmten Orte eben eine Atmosphäre gleich ein Kilogramm auf einen Quadratcentimeter, so kann das absolute Vacuum natürlich nur 1at = 735,5mm oder 73,55cm betragen.

Ist das Vacuum gleich Null, d. h. zeigt der Zeiger des Vacuuinmeters auf Null, so ist der Druck im Condensator gleich dem äußeren Luftdruck. Würde demnach der Zeiger des Vacuuinmeters bei abgestelltem Condensator, beziehungsweise bei abgestellter Luftpumpe nicht mehr auf Null zurückgehen, so wäre das ein Zeichen einer Mangelhaftigkeit.

Das beste erzielbare Vacuum beträgt 72cm, gewöhnlich aber findet man nur 65 bis höchstens 70cm bei gut gebauten und gut gewarteten Maschinen, was darunter ist, muss ohne weiters als schlecht bezeichnet werden, sei es in Folge Undichtheit von Flantschenverbindungen oder Stopfbüchsen, durch welche Luft in den Condensator gelangt, Undichtheit des Luftpumpenkolbens

13

P e c h a n, Leitfaden des Maschinenbaues. I.

oder in Folge nicht richtiger oder nicht zutreffender Regulirung der Einspritzwassermenge. Die Erhaltung eines möglichst hohen Vacuums ist aber wichtig, indem eben die Condensation bei Dampfmaschinen angewendet wird um den Gegendruck auf den Dampfkolben um eine volle Atmosphäre zu vermindern.

Die Luftpumpen sind sonach mit dem luftdicht geschlossenen Condensationsraum, in welchen der vom Dampfcvlinder abziehende Dampf und das kalte Einspritzwasser treten, zusammengehörig und beide bilden im Verein den Condensator und die Haupttheile des Condensators sind: der Condensationsraum, der Einspritzhahn oder Injectionshahn mit dem Einspritz- oder Injectionsrohr, 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 ver-ticaler Luftpumpe. Die horizontale Luftpumpe ist gewöhnlich doppeltwirkend, mit geschlossenem Kolben und Metalldichtung; die verticale einfachwirkend mit Ventilkolben und Metalldichtung oder, namentlich bei älteren Ausführungen mit Hanfdichtung.

In Fig. 3 bis 10, Taf. XX, und Fig. 1 bis 8, Taf. XXI, 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 Druckven-tiles und umgekehrt. Die Ventile sind durch rechteckige Kautschukplatten gebildet und klappen durch ihre eigene Elasticität zu. Der Condensationsraum und der Luftpumpencylinder sammt den. Ventilkammern sind in einem Gußstücke vereinigt. Ein in Fig. 5 und 8, Taf. XX, ersichtlicher Zeiger am Gehäuse des Einspritzhahnes zeigt auf der zugehörigen Scala die Größe der Eröffnung des Einsjîritzhahnes 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 Kurbel-

zapfen der Dampfmaschine oder vom Kreuzkopfbolzen der Dampfmaschine oder endlich hei rückwärts durchgehender Kolbenstange und Schienenführung vom zugehörigen Führungsstück in gleicher Weise erfolgt.

In Fig. 1 bis 6, Taf. XXII, ist ein Condensator mit verticales Luftpumpe und Aufstellung im Fundament dargestellt.

Der Condensationsraum, ein zum 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 Ventilkolben 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, welcher mit Armen und Nabe an der Kolbenstange gerade geführt, auf- und niedergeht.

Beim Aufwärtsgang des Luftpumpenkolbens öffnet sich das Säugventil und das Gemisch von Luft, Dampf, und Wasser tritt aus dem Condensationsraum in den Luftpumpencylinder 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 Luft überwunden wird, wonach sich das Drnckventil im Kolben öffnet und der Inhalt des Cylinders über den Kolben entweicht.

Das Einspritzwasser kann bis zu einer Höhe von 5m durch das Vacuum selbst angesaugt werden ; geht dies nicht an, so muss eine besondere Pumpe aufgestellt 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.

Neuestens kommt auch Körting’s Wasserstrahl-Condensator Erhaltung des Vacuums bei Condensationsdampfmascliinen in

zur

Anwendung, bei welchem der Wasserstrahlapparat statt der Luftpumpe vorhanden ist und selhstthätige Ventile nicht Vorkommen.

13*

Derselbe ist in Fig. 71, Text, im Durchschnitt gezeichnet und das für den Wasserstrahl erforderliche Wasser fließt von einem höher gestellten Reservoir zu.

Die Einspritzwassermenge von 12° C. Temperatur ist unter gewöhnlichen Verlilätnissen gleich dem 25fachen Gewichte des

Fig. 71.

Wasserstrahl.

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Abdampf.

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zu condensirenden Dampfes und die Temperatur des Con-densationswassers beträgt rund 35° C. Eine dieses Maß übersteigende Einspritz wassermenge ist nicht mehr vorteilhaft, und bei übermäßiger Zuleitung von Einspritzwasser kann dieses selbst die zum Dampfcylin-der führende Rohrleitung füllen und in diesen gelangen, in welchem Falle Brüche unvermeidlich sind.

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Auslauf.

Wasserstralil-Condensator von B. & E. Körting in Wien.

In Fällen, wo die erforderliche Einspritzwassermenge nicht immer vorhanden ist, oder deshalb zeitweilig ohne Condensation gearbeitet wird, weil der Auspuffdampf zu Heizzwecken verwendet wird, muss die Maschine mit einem besonderen Absperrventil oder Doppel-Absperrventil, wie in Fig. 3, Taf. XXII, 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.

= 10*“

qcm

3. Dimensionsbestiminung. Weil das Aufsteigen des Wassers im Saugrohr durch den Überdruck der äußeren Luft erfolgt und dieser im Mittel gleich einer Athmosphäre (lat = lkg/

Wassersäule) ist, so kann theoretisch die Größe der Saughöhe höchstens 10m betragen; in Wirklichkeit aber kommen die hydraulischen Widerstände und die Bewegung des Wassers sowie dessen Luftgehalt, die Hebung des Saugventiles in Betracht und es muss demnach die Saughöhe kleiner angenommen werden. Dieselbe kann sonach noch 6 bis 7m betragen und ist die Anwendung eines Saugwindkessels bei so großer Saughöhe zur Vermeidung von Stößen angezeigt. Brunnenpumpen werden gewöhnlich nur für 2 bis 3m Saughöhe eingebaut, wenn nicht die NothWendigkeit zu höherer Aufstellung zwingt.

Die Saughöhe und Druckhöhe bilden zusammen die totale Förderhöhe, welche allein auf die Dimensionsbestimmung der Pumpe von Einfluss ist.

Bezeichnet

lk¹⁰/

qcm;

H die totale Förderhöhe bei Pumpen zur Wasserhebung in Meter, p den Wasserdruck (Überdruck) in Atmosphären, lat

bei Speisepumpen der Dampfkessel oder bei Presspumpen, so gelten die Gleichungen

10

(152

(153

H = 10 . p..........

Bezeichnet ferner für Kolbenpumpen¹⁰)

a)    Stopfbüchsen für tropfbare Flüssigkeiten oder wenn auf ihre Dichtheit und ihren leichten Gang nicht viel ankommt

b = 10 fl- 0,02 d bis 10 h = 25¹¹¹¹¹¹ -J~ 0)15 d bis 50

b)    Stopfbüchsen für Dampf oder Luft und wenn das Verhältnis des Hubes zum Stangendurchmesser groß, oder wenn auf Dichtheit und leichten Gang viel ankommt

mm

mm

-f 0,05 d 0,38 d.

= 10¹¹¹¹¹¹ -f- 0,12 d bis 10¹¹¹¹¹¹ -f- 0,35 d — 25¹¹¹¹¹¹ -|- 1,3 d bis 50 miu -f- 2 d.

Die Anzahl der Stopfbüchsenschrauben ist gewöhnlich gleich zwei und bei sorgfältiger Dichtung gleich drei.

Die Wandstärke des Halses, die Flantschenstärke der Brille und die

er

Schraubennummer wird am besten in der Zeichnung dem Gefühle nach dimensionirt.

D den Durchmesser des Pumpenkolbens in Meter, s den Kolbenhub in Meter,

s‘ den Hebelausschlag am Kraftangriffspunkte bei Handhebel in Meter,

K die wirklich erforderliche Kraft in Kilogramm am Hebelarm 1‘, das Hebelverhältnis des Handhebels,

c' die mittlere Geschwindigkeit am Kraftangriffspunkte am Hebelarme V,

n die Anzahl der Kolbenspiele (Doppelhübe) in der Minute, 2sn

60

die mittlere Kolbengeschwindigkeit in Meter pro Secunde,

H das Verhältnis der von der Pumpe wirklich gelieferten Wassermenge zur theoretischen,

Q die wirklich gelieferte Wassermenge in Kubikmeter pro Secunde, Qj die theoretische Wassermenge in Kubikmeter pro Secunde,

7 —- 1000 das Gewicht von lkbm Wasser in Kilogramm,

>! den Wirkungsgrad der Pumpe,

Na den absoluten Effekt in Pferdekräften (Ie == 75mk pro Secunde), welcher zum Betrieb der Pumpe erforderlich ist,

Nn den Nutzeffekt der Pumpe in Pferdekräften,

P den zur Bewegung des Kolbens wirklich erforderlichen äußeren Druck in Kilogramm,

D₁ den Durchmesser des Saugrohres (Fig. 7, Taf. XVII) und des Saugventiles in Meter,

Z>₂ den Durchmesser des Ventilkopfes,

P.A den Durchmesser des Ventilgehäuses,

ô die Wandstärke des Pumpencylinders beziehungsweise Ventilgehäuses für den allgemeinen mit £) bezeichneten lichten Durchmesser desselben,

dx die Wandstärke des Metallsitzes in Millimetern, ö die Horizontalprojection der Ventilsitzbreite in Millimeter, h die Hubhöhe des Ventiles,

so ergibt sich

a) die gelieferte Wassermenge für einfach wirkende Pumpen

? . D² .

Qi

S ’ 60’

Q fi • Qii

und für doppeltwirkende Pump

Qi = 4 w •

. d² . —

en

)>

(154

Q = H . Ql

und man kann setzen

= fi .

60

— fi . D²

. c (155

fi = 0,8 bis 0,9,

ferner für Handpumpen mit Hebelübersetzung

s‘ < 0,75m

s‘ V < 10“ } l = 2s

für Pumpen mit Excenterantrieb

= 1 bis 2

für Pumpen mit Kurbelantrieb

2 bis 4.**)

Für Pumpen, welche vom Kreuzkopf der Dampfmaschine betrieben werden, ist s gleich dem Kolbenhub der Dampfmaschine.

*) Bpecieller kann man setzen für Presspumpen

für Speisepumpen für Brunnenpumpen

V-.T

**) Diese Formeln ergeben für den Excenterantrieb 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; um 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.

Ferner für Handpumpen

c' <; 0,75m pro Secunde,

c‘

für Transmissionspumpen

c = 0,15m bis 0,75 m pro Secunde

und bei sonst freier Wahl

0,2m bis 0,3m pro Secunde oder man wählt eine passende Zahl für die Kolbenspiele, bei sonst freier Wahl

b) die zum Betrieb erforderliche Arbeit in Pferdekräften

(156

Na =

und weil hier der Nutzeffekt der Arbeit der wirklich gelieferten Wassermenge Q entspricht 1 y . QH

Na =

75

(157

wofür man setzen kann

== 0,66 bis 0,8; im Mittel ?j = 0,75 = 1,50 bis 1,25 ; im Mitttel — = 1,33,

71

c) der am Kolben erforderliche äußere Druck für mittlere Verhältnisse und annähernde Rechnung:

(159

P = 1,33 . ~ . D² . 10000 . p = 13300 . x . D¹¹ . p (158¹¹) und für Handpumpen mit Hebel überdies K =

wobei für Dampfkesselspeisepumpen p gleich der Kesseldampfspannung (Überdruck)

p — 5 bis 7at K = 6kg für einen Mann; für die Pumpen hydraulischer Pressen p = 200 bis 300at

K = 60kg für zwei Männer, zu Ende der Pressung dagegen für Handpumpen mit Kurbel und Handschwungrad K = 8kg für einen Mann,

c‘

Umfangsgeschwindigkeit

0,75m pro Secunde der Handkurbel.

(160*)

Den Durchmessei' des Saugrohres nimmt man gewöhnlich gleich jenem des Druckrohres und kann im Mittel setzen Dl = 0,7 D

Die conisch (unter 45 bis 55°) eingeschliffenen Ventile erhalten als horizontale Projection der Sitzbreite**)

0 = 4

mm

+ 0,01 Dj

(161

*) Die Geschwindigkeit des Wassers in der Rohrleitung (Saug- und Druckrohr) wird im allgemeinen größer genommen als die mittlere Kolbengeschwindigkeit, und ist gewöhnlich gleich oder kleiner als 0,7m und nur in äußersten Fällen bis 1,25m zulässig. Im allgemeinen ist, wenn c, diese Geschwindigkeit bezeichnet, weil in der Secunde die gleiche Wassermenge durch jeden Querschnitt geht

. Z»² .

woraus

für den Wert nach obiger Gl. (160 ergibt sich sonach

W-LY^

c \ 0,7 /

0,49

oder

Cj = 2 c.

Demnach wird Gl. (160 für alle Kolbenpumpen, mit Ausnahme der vom Kreuzkopf der Dampfmaschinen betriebenen, gelten können; für letztere ist c die mittlere Kolbengeschwindigkeit des Dampf kolbens und da diese wohl stets größer als lm ist, so würde Gl. (160 einen Wert c, 1,25m ergeben, was unzulässig ist.

**) Für größere conische Metallventile kann man nehmen 0 — 2mm f- 0,5 \ D₁

und für Lederklappenventile

und der lichte Durchmesser des Ventilgehäuses ergibt sich aus der Gleichung für gleichen Durchgangsquerschnitt

.    - W)

(162

— D ²

A • 1Ji mit

¹

Die Wasserhaltungsmaschinen sind ausführlich behandelt in: Weisbach-Herrmann, Ingenieur- und Maschinenmechanik, und A. Riedler, Indicator-Yersuche an Pumpen und Wasserhaltungsmaschinen.

²

In folgender Tabelle sind die Hauptdimensionen enthalten, in welchen solche Pumpen nach Fig. 56, Text, von der Maschinenfabrik Esslingen, Filiale Cannstatt, vormals Gebrüder Decker & Co. in Cannstatt ausgeführt werden.

³

Hierüber ist ausführliches enthalten in: F. Mannlicher, Pumpen und Feuerlöschapparate. Bericht über die Weltausstellung in Philadelphia 1876 (Wien 1877).

⁴

Dimensionen der Speisepumpe nach Fig. 57, Text, ausgeführt von der Eisengießerei und Maschinenfabrik Friedrich AVannieck in Brünn:

⁵

Es ist hier auf das Indicatordiagramm hingewiesen, obwohl dieses bis nun zumeist und hauptsächlich nur bei den Dampfmaschinen zum Fabriks-betrieb zur Discussion gelangt, während dessen Anwendung auch hei Pumpen wertvoll erscheint, wie die mit vielen Diagrammen ausgestattete Fachschrift: ,fIndicator -Versuche an Pumpen und Wasserhaltungsmaschinen“ von A. Riedler (München 1881) erweist.

⁶

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-Wasserleitung in Wien, welches Wien früher mit Wasser versorgte und das Potschacher Wasserwerk der Wiener Hochquellenleitung; auch das Dampfpumpwerk auf der Wiener Weltausstellung 1873,

⁷

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 Dingler’s polyt. Journal abgebildet.

⁸

Durchschnittszeichnungen, aus welchen die innere Einrichtung zu ersehen ist, sind in Uhland’s „Praktischem Mascliinen-Constructeur“ enthalten.

⁹

Hierüber ist Ausführliches enthalten in: F. Mannlicher, Pumpen und Feuerlöschapparate. Bericht über die Weltausstellung in Philadelphia 1876 (Wien 1877).

¹⁰

Die Stopfbüchsen erhalten nach H. v. Reiche folgende Dimensionen, wenn d den Durchmesser der Kolbenstange, b die Dicke der Hanfpackung (radial gemessen), h die Höhe der Hanfpackung, also die Länge des Kopf büchsen-halses bezeichnet

¹¹

Es ist, weil hier D in Meter ausgedrückt erscheint, die Kolbenfläche

(A . 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<icm enthält 10000 p.

(163

V/V + zv

Die Hubhöhe h des Ventiles soll möglichst klein sein, um // möglichst groß zu erhalten. Für gleichen Durchgangsquerschnitt ergibt sich

jt . Dx . h =

►N a

(164

woraus

rfs»; h-¹

(165

Die Wandstärke des Pumjpencylinders wird, wenn p 7at für nicht durchaus ausgebohrte Cylinder + 0,02 D . . für durchaus ausgebohrte Cylinder Ô = 20mm -f 0,01 D . . .

(166

(167*)

Die Wandstärke des Ventilgehäuses und der gußeisernen Röhren kann man für p 7at nehmen

(168**)

12mm -f 0,02 $...........

wenn ® den bezüglichen lichten Durchmesser vorstellt.

*) Ist der Pumpencylinder durchaus ausgebohrt, und der Kolben der ganzen Cylinderlänge nach eingepasst, wie in Fig. 22, Taf. XVI, 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. XVIII, so kann dieser Canal höher einmünden, jedoch muss in diesem Falle der Kingquerschnitt zwischen dem Kolben und dem Ventilgehäuse

. Di

gleich sein dem Querschnitt des Saugrohres

**) Für die Wandstärke 4 dünnwandiger Bohre vom inneren Durchmesser D gilt allgemein die Festigkeitsformel (nach: Des Ingenieur’s Taschenbuch „Hütte“ S. 217): wobei p der innere Druck und S die zulässige Beanspruchung des Röhrenmaterials, beide in Kilogramm pro 1 qmm, c eine Constante in Millimetern,

Die mittlere Wandstärke des schwach conisch eingepassten Ventilsitzes kann man nehmen + 0,7 W[

und die daran schließende ausgebohrte Wandstärke des Ventilgehäuses wegen der Bearbeitung etwas größer, als die Formel (168 ergibt.

Kolben von mehr als 100

ö\ = 2

nun

(169

Durchmesser werden aus Gußeisen hohl gegossen sonach als Mönchskolben oder Tauchkolben mit am Kolbenboden festgeschraubtem Charnierlager und in dessen Bolzen eingehängter Schubstange und erhalten dann die gleiche Wandstärke wie der ausgebohrte Pumpencjlinder.

mni

welche in folgender Tabelle enthaltene Werte erhält und 4 und D in Millimetern ausgedrückt sind.

Material

Material

Material

Eisenblech .

Kupfer . . .

Holz . .

18—26

Gußeisen . .

6—10

Blei . .

5,5

Sandstein . .

30

Messing . .

Zink geg. . .

Gebr. Thon .

13—40

Die Flantschendicke wird allgemein gleich 1,5 4, die Flantschenschenkel--f- 3 4 und der äußere Geicindedurchmesser der Flantschen-

länge gleich 10

schrauben d — 3 mm -f- 4 nach der Whitworth’schen Scala abgerundet, endlich die Entfernung der Schraubenmitte] von einander 5 d bis 6 d.

mm

Die Wandstärke 4 für dickwandige, Röhren und Cylinder mit hohem innerem Druck vom inneren Durchmesser D erhält man:

a) nach der Festigkeitsformel von Grashof

■1

(-¹+Vs

wobei vorausgesetzt ist

m__s

+ 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 imm ausgedrückt sind.

8 kann hierbei ziemlich hoch genommen werden, für Gußeisen bis

S = 6k&/ q

h) Nach der Festigkeitsformel von Lamé

(- > + Vr£ï)

wobei bezüglich 8 und p dasselbe gilt wie unter u) und p <C S sein muss.

Das Volumen V des Druckwindkessels*) nehme man bei gewöhnlicher Länge der Rohrleitung

(170

V    — o . ~ . D² .

4

bei langer Rohrleitung

. . (171

V    S 5 . Î . D‘ .

Das Volumen des Saugwindkessels, welcher nur bei langer Saugrohrleitung vorkommt, kann man ebenso groß nehmen, wie den nach Gl. (171 wirkenden Druck Windkessel.

Die Summe der Querschnitte aller Sauglöcher des Saugkorbes nehme man gleich dem zwei- bis dreifachen Querschnitt des Saugrohres.

Für die Dimensionsbestimmung der Antriebstheile kann man

nehmen :

a)    für die Handpumpen mit Hebelantrieb, die Hebeldimensionen und Bolzen nach den bei den Handhebeln der Bremsen angegebenen Formeln,

b)    für Handpumpen mit Kurbelantrieb den Kurbelhalbmesser der Handkurbel

(172

mm

a = 350 bis 450

*) Der Windkessel wird gewöhnlich entweder conisch nach oben erweitert und annähernd mit einer Halbkugel abgeschlossen wie in Fig. 22 Taf. XVI, oder cylindrisch oben von einer Halbkugel geschlossen und unten der Flantsche wegen nach einer Halbkugel eingeschnürt.

Bezeichnet für den conischen Windkessel d₀ den unteren, D₀ den oberen lichten Durchmesser des Kegelstutzes, und h₀ die Höhe desselben, so ist das Volumen des Windkessels

Dp* 4~ d₀ Dp -j- d₀

12

V= Ï2-D°³ +

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 Dg den lichten Durchmesser und h₀ die Höhe des cylindrischen Theiles, so ist annähernd das Volumen des Windkessels

die Räderübersetzung

(173

bis l......

z₂ 2,5    5

den Halbmesser der Pumpenkurbel

(174

c) für Pumpen mit Kurbelantrieb im allgemeinen den Durchmesser des Kreuzkopfbolzens' (Charnierbolzen), wenn P nach Gl. (158 bestimmt wird

d₃ = 1,125 VP...........

und dessen Länge

k = 1,5 d₃..............

den Durchmesser des Kurbelzapfens (Stirnzapfen)

d = 1,5 d₃.............

und dessen Länge

l = 1,2 d₃..............

Den Durchmesser der Schubstange am Ende bei der Kurbel 1,2 d-, in der Mitte 2d₃; am Ende beim Kolben 1,5 d₃,

(175

(176

(177

(178

d) für den Excenterantrieb, wenn wieder P nach Gl. (158 bestimmt wird,

den Durchmesser des Kreuzkopfbolzens d₃ == 1,125 \P........

(179

dessen Länge

lä = 1,5 d₃ . . . . die Breite der Excenterringe 2,5 d₃ ....

den Durchmesser der Excenterstange am Ende beim Excenter gleich 2d₃ ; am Ende beim Kolben gleich 1,5d₃, die Excentricität

(180

(181

(182

e) für den Riemenantrieb, wenn bezeichnet R den Halbmesser der Riemenscheibe in Millimeter, ß die Riemenbreite in Millimeter, â die Riemendicke in Millimeter,

S die Zugbeanspruchung des Riemens in Kilogramm auf 1qmm,

s den Kurbelhalbmesser der Pumpe,

fco H-¹

J\ die vom Riemen am Halbmesser E übertragene Kraft zum Pumpenantrieb,

(183

T den Riemenzug im ziehenden Riemenstück und die Kraft P am Kurbelhalbmesser gleich jener am Kolben gesetzt wird, also nach Gl. (158 bestimmt wird, ergibt die Gleichheit der Momente Pr = P. E

woraus die vom Riemen übertragene Kraft

(184

p> = 2

(185

und der Riemenzug annähernd T = 2,4 P₁ = ß . ó . S woraus bei gegebener oder angenommener Riemendicke d die Riemenbreite

(186*)

*) 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 Riemen bis 290mm Breite voraus, so kann man annähernd setzen:

(1

-f- 0,01 . ß

fl = 3,5 fl . 8 = 0,0075 . ß

mm

(2

und wenn allgemein P die vom Riemen übertragene Umfangskraft bezeichnet, hat man auch nach obigem für a — 0,8 n

T = ß . fl . 8 = 2,4 P.........

und durch Verbindung der Gl. (2 und (3

ß = 17,89 ŸP ^ IS VÏ⁷........

Für Doppelriemen kann man setzen:

,)' = 7 mm _}_ 0,02 ß............

â . S = 0,015 ß.............

und erhält hiefür durch Verbindung der Gl. (2 a und (3

ß = 12,7 MT...............

Nach Gl. (1 bis (4 erhält man für den einfachen Riemen von 133 mm Breite ß = 133 mm; fl = 4,83

mm •

(3

(4

(la

(2 a

(4a

und hiermit

(5

und man wendet vielfach bei überschlägiger Rechnung diesen Wert nach Gl. (5 allgemein für beliebige Riemenbreiten an, welcher sich dahin definiren lässt, dass je 1

mm

Riemenbreite 1 ks Riemenzug gestattet.

f) für den Riemenantrieb mit Räderübersetzung, mit den unter e) gebrauchten Bezeichnungen und der Räderüber-

Setzung i

wobei mit der Riemenscheibe auf der

^2 _ ^2

R₁ ~ z/

Vorgelegewelle aufgekeilt ist, wenn Rl R₂ die Halbmesser uud

Erfahrungsgemäß legt man gewöhnlich sehr breite Riemen nicht auf sehr kleine Scheiben und kann man als Anhalt nehmen, wenn ß die Riemenbreite und R den Halbmesserder kleineren Riemenscheibe in Millimeter bezeichnen:

(6

ß = 25mm -f- 0,26 . R . . . und annähernd für größere Halbmesser

(6 a

ß = 0,26 . R........

wobei schon von 80 mm Breite aufwärts einfache oder Doppelriemen angewendet werden und die einfache Riemenübersetzung gewöhnlich höchstens i 3 ist.

Von Prof. Radinger wurde (Bericht über die Weltausstellung in Philadelphia 1876, Motoren) die Roper’sche Formel für die Berechnung der Riemenbreite am passendsten befunden, welche lautet:

(7

N

ß = 0,236 . -v

wobei N der zu übertragende Effekt in Pferdekräften, ß die Riemenbreite in Meter, v die Umfangsgeschwindigkeit in Meter pro Secunde und l die Auflag-länge des Riemens an der kleineren Scheibe in Meter, bezeichnen.

Wird wieder 7i, ß und l in Millimetern ausgedrückt und die Umfangskraft P am Halbmesser R eingeführt, so erhält man hieraus für l — 0,8 . n . R

(8

ß --= 1250 .

und durch Verbindung der Gl. (8 mit (6 a abgerundet genau wie nach Gl. (4 berechnet

(4

ß = 18 V'P

Es ist sonach das Ergebnis der Roper’schen Formel Gl. (7 für größere Scheibenhalbmesser mit jenem der theoretischen Formel Gl. (3 übereinstimmend. Für kleinere Halbmesser hingegen ergibt die Roper'sche Formel kleinere Werte für die bei gleicher Riemenbreite zulässige Umfangskraft, als der Gl. (4 entspricht. Letztere, Gl. (4, stimmt jedoch mit unseren Ausführungen im Zusammenhalt mit Gl. (6 besser überein und sind deren Ergebnisse für den praktischen Gebrauch bei Dimensionirung der Riementriebe im folgenden tabellarisch mit abgerundeten Werten zusammengestellt.

In der folgenden Tabelle bezeichnet R den Halbmesser der kleineren Riemenscheibe in Millimeter, ß die Riemenbreite in Millimeter,

P die vom einfachen Riemen übertregene Umfangskraft in Kilogramm,

N die vom einfachen Riemen übertragene Arbeit in Pferdekräften (1 « = 75nik pro Sec.),

n die minütliche Umdrehungszahl der Riemenscheibe vom Halbmesser R.

zx z₂ die Zähnezahlen der Zahnräder bezeichnen, die vom Riemen übertragene Kraft

-ffil    7} _ r    77

Ä * Ą

und die Riemendimensionen wie unter e).

Pl

Z2

(187

Tabelle der Riemenscheiben und Riemen.

ß = 18 . yP = 25 mm _j_ 0,26 R; PR = 716200 .

.V

— ; ß max. n

= 290 mm.

PR

P PR

75

6,3

100

7,7

115

9,3

125

11,1

150

13,0

175

15,1

190

17.3

200

19,8

225

22,3

250

25,0

275

27,8

300

30,9

310

34,0

325

37,3

350

400

44,4

52,2

470 0,0006 770 0,0011 1070 0,0015 1388 0,0019 1950 0,0027 2643 0,0037 3287 0,0046 3960 0,0055 5018 0,0070 6250 0,0087 7645 0,0106 9270 0,013 10540 0,015 12123 0,017 15540 0,022 20880 0,029

450

140

61

475

500

550

600

635

650

700

750

150

69

160

170

180

190

200

210

220

785    230

800

850

900

950

980

1000

240

250

260

270

280

290

79

89

100

111

123

136

149

163

27225    0,038

32775 j 0,046 39500    0,055

48950 ! 0,068 60000 | 0,084 70480 ¹ 0,098 79950 ¹ 0,111 95200    0,13

111750    0,16

127950    0,18

177 141600 193 164050 209 188100 225 213750 242 237160 260 260000

0,20

0,23

0,26

0,30

0,33

0,36

Anmerkung. Für den Doppelriemen am gleichen Riemenscheibenhalbmesser sind die Tabellenwerte von P, P R und — mit 2 zu multipliciren.

Nach Keller nehme man für den Halbmesser R der größeren Riemen-

scheibe, bei dem Übersetzungsverhältnisse i

1 und dem Wellendurchmesser

d‘ = 120 .

fl

y n

R — (8 -f 0,2 . i) . d‘.

Nach Radinger sollen Riemen mit der dichteren glatteren Haarseite auf der Scheibe aufliegen.

Die Breite der Riemenscheibe B wird größer gemacht, als die Riemenbreite ß und findet man

B — 1,1 ß bis 1,25 ß.

P’erner wird die Nabendicke gleich dem halben Wellendurchmesser d‘ und die Nabenlänge gleich 1,5 d‘ oder gleich B.

Die Theilung t der Zahnräder Eisen in Eisen wird wieder nach Gl. 78 berechnet, wobei man, weil die hier in Betracht stehenden Räder bedeutender Abnützung unterliegen, Cycloiden-verzahnung anwendet und das Verhältnis ip der Zahnbreite b Theilung t

zur

(188

V> =

ferner die Beanspruchung in der stärkst gespannten Faser setzen kann

(189

S = 1,67%

Hiermit wird das Produkt

tp . S -- - -- 5

. (190

und es können zur Bestimmung der Theilung wieder die Gl. (84 und (85 beziehungsweise die hiefür berechnete Tabelle S. 83 benützt werden*)

*) Nach Keller nehme man bei Transmissionsrädern für den Halbmesser R des größeren Rades, also für i ^ 1

a)    für Stirnräder li — (5 -f- i) d‘

b)    für Kegelräder R — (4 -{- *) d‘

wobei

d‘ = 120

und N die vom Rade R bei n Umdrehungen desselben übertragene Arbeitsleistung in Pferdekräften bezeichnen.

Die Theiluny t,x der Zahnräder Holz in Eisen ergibt sich aus jener t für Eisen in Eisen mit

tx 1,25 t

wobei übrigens für den Eisenzahn (wie bei Eisen in Eisen S. 81)

= y,- k = 0,3 t ■ f = 0,4 t- X — 0,7 t\ Zahndicke im Theilkreis =    ¹

und für den Holzzahn die Zahndicke im Theilkreis gleich 1,5 von jener des Eisenzahnes, endlich der Spielraum zwischen den Zähnen

20

Jedenfalls soll man mit Rücksicht auf den ruhigen Gang mit der Zähnezahl des kleineren Rades nicht unter 18 heruntergehen, also setzen

*i > ¹⁸-

— 2 sich ergebenden

Wird dies eingehalten, so kann man einen weiteren Unterschied machen zwischen diesen Transmissions- und den für ^ = 4

Die Wellen werden in allen hier in Betracht stehenden Fällen als kurze Wellen auf Torsion berechnet für SJ — 2kg/ also nach Gl. (14 oder der zugehörigen Tabelle S. 17 entnommen und mit Rücksicht auf die Biegungsmomente etwas stärker dimensionirt.

qmm ;

g) Für Speisepumpen der Dampfkessel :

Bezeichnet $ die Heizfläche des zu speisenden Dampfkessels in Quadratmeter, und @ die auf der ganzen Heizfläche verdampfte Wassermenge in Kilogramm pro Stunde, so kann man nehmen, je nachdem ein mäßiger oder forcirter Betrieb vorhanden 3 = 15 % bis 20 % bis 30 %

(191

im Mittel

© = 20 %. . . .

bei sehr mäßigem Betrieb

<3 = 12 ft . . . .

(192

(193

wobei bemerkt sei, dass mäßiger Betrieb mehr öeonomisch ist, als forcirter Betrieb, indem bei letzterem die Heizgase mit viel höherer Temperatur in den Schornstein entweichen und dass die Speisepumpe gewöhnlich so groß gemacht wird, dass sie hei con-tinuirliehem Betrieb die dreifache im Mittel erforderliche Wasser

menge zu liefern im Stande ist, also für die Wassermenge in Kubikmeter pro Secunde 3 . <3

1000. 60. 60

Für das Sicherheitsventil, welches bei Presspumpen stets angewendet wird, kann man im Mittel nehmen

3 . 20 . $

1000. 60. 60 “ 60000

%    . (194

Kralinzahnrädern, bei welchen die kleinste Zähnezahl z₁ — 11 angenommen wurde, indem man für Satzräder den Halbmesser r des Wälzungskreises gleich

dem halben Theilkreisradius des 11 Zähne-Rades bei Krahnrädern mit y = und gleich dem halben Theilkreisradius des 18 Zähne-Rades für Transmissionsräder mit y —

— 3 anwendet. Man erhält sonach für Krahnräder

r = 2,75 .

und für Transmissionsräder

r = 4,5 .

(v) = °’⁸⁷⁶' (v) = I’432<-

das Hebelverliältnis des Belastungshebels

(195

'■    S............

a

(196

mm

den inneren Ventildurchmesser d = 8 bis 10

Bezeichnet noch p den Wasserdruck in Kilogramm pro 1 qmm, 6tj das Eigengewicht des Hebels, gewogen am Aufhängepunkte des Belastungsgewichtes G₂, so erhält man unter Vernachlässigung des geringen Ventilgewichtes und seiner Reibung, die Größe des Belastungsgewichtes am Hebelende

Gr₂

. d² P — G₁

(197

/. Beispiel. Eine doppeltwirkende Brunnenpumpe nach Fig. 1 bis 4, Taf. XVII, und Fig. 1 bis 3, Taf. XVIII, mit Antrieb durch Handschwungrad und Räderübersetzung hat 80mm Kolbendurchmesser und 210mm Hub; die Räder haben die Zähnezahlen z₁ — 20 und z₂ — 45, der Radius der Handkurbel beträgt a = 400 mm. Für welche totale Förderhöhe ist die Räderübersetzung ausreichend, wenn ein Mann am Handschwungrad mit normaler Anstrengung wirken soll, und welche Was.sermenge liefert diese Pumpe in Liter 2)ro Minute ?

Da hier ein Handschwungrad vorhanden, so ist die Kraft für einen Mann an der Kurbel

K = 8 kg

und die Umfangsgeschwindigkeit der Handkurbel

c ‘ = 0,75 m pro Sec.,

mithin die absolute Arbeitsleistung in Pferdekräften ausgedrückt K . c‘

Na =

8 . 0,75

75

75    =°’08e

und hiermit ergibt die Gl. (157 für — = 1,33

V

Na = 1,33 . -1,33 . 1000

75

0,08 =

75

. Q II — 17,73 . Q H

woraus

0,08

17,73 • Q.

Um mit Gl. (155 die Wassermenge Q zu bestimmen, ist erforderlich die Umdrehungszahl n der Pumpenkurbel zu kennen und diese ergibt sich mit Hilfe der bekannten Umfangsgeschwindigkeit c⁴ der Handkurbel. Es ist die Umdrehungszahl der Handkurbel, wenn a — 0,4m gesetzt wird 60 . c‘

2 an

60 • 0,75 2 . 0,4 • 3,142

= 17,86

14*

Die Wassermenge, welche die Pumpe liefert, beträgt in Liter pro Minute Q = 60 • 1000 . 0,000223 = 13,38 ^ 13,5h

2. Beispiel. Eine doppeltwirkende Brunnenpumpe nach Fig. 1 bis 4, Taf. XVII, und Fig. 1 bis 3, Taf. XVIII, mit Antrieb durch Handschwungrad und Räderübersetzung, welche 80mm Kolbendurchmesser und 210mm Hub hat, soll durch einen Mann bei normaler Anstrengung am Kurbelhalbmesser a = 400ll,m betrieben werden und Wasser auf die Höhe H — 20,n pumpen.

Es sind die Dimensionen der erforderlichen Übersetzungsräder zu bestimmen und anzugeben, welche Wassermenge die Pumpe in Liter pro Minute liefert.

Es ist wie im vorhergehenden 1. Beispiele K = 8ks

= 17,86

ri' — -

und somit jene der Pumpenkurbel

= *L .    =

20

45 •

17,86 = 7,93

und hiermit ergibt die Gl. (155, in welcher alle Dimensionen in Meter einzusetzen sind, mit n — 0,8 die Wassermenge

0,8 . -- . D* .

2 . 0,21 . 7,93

60

. 0,08² .

60

— 0,000223 kbm pro Sec.

durch Substitution dieses Wertes in die Gleichung für H ergibt sich nun die gesuchte Förderhöhe

11 =

0,08

17,73 . 0,000223

= 20,23    20m.

c' — 0,75m pro Secunde 60 . c⁴

2 a 7i

Q = 0,8 . £ . D* .

60

»** u*

. n‘

zi

= 17,86 .    ¹

S2

= 0,8 . - - . 0,08* •

2 . 0,21

60

. 17,86 .

h, ₌

~2

= 0,0005027 .

Na =

Kc '

Tö_

= 0,08

Na = 1.33 . - n.

7o

somit auch

0,08 = 1,33 . y- ₇₅

und durch Substitution von Q und fl

20

0,08 = 1,33 . 100Ó . 0,0005027 .

woraus

so wird

Z₂ _ 1,33 . 1000 . 0,0005027 . 20 ~    75 . 0.08

Wählt man nun, um nicht zu kleine Zähnezahlen zu erhalten

— 20

zi

= 2,23.

z₂ = 2,23 . 20 = 44,6    45

und es ergibt sich für das Getriebe

/PR\ ₌ K . a

V 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

und hiermit ergibt sich

16 . 400

20

= 320

wonach die Gl. (85 oder die zugehörige Tabelle S. 83 nach der Stichzahl ergibt

71

t = 21,991.

Nun wird

b = 3 t = 3 . 22 = 66    65 mm

und der Theilkreisdurchmesser des Getriebes

20 . 7 = 140mm

Di - zi

■iv)-

jener des Rades

• (') -

D% — s2

Durch Substitution des Wertes

45 . 7 = 315lum.

Z2

45

in die Gl. für Q ergibt sich

20

Q — 0,0005027 . — — 0,000223kbm pro Secunde 45

und sonach wieder die Wassermenge in Liter pro Minute

Q = 60 . 1000 . 0,000223 = 13,38 ^ 13,5l.

3. Beispiel. Es ist der Kolbendurchmesser und Kolbenhub zu bestimmen für eine doppeltwirkende Brunnenpumpe nach Fig. 1 bis 4, Taf. XVII, und Fig. 1 bis 3, Taf. XVIII, mit Antrieb durch Handschwungrad und Räderüber-

400inm

Setzung

— = —- mit welcher ein Mann am Kurbelhalhmesser a —

2,25

pro Minute 13,5 ¹ Wasser auf die Höhe H — 20m fördern soll.

Es ist wie im vorhergehenden ersten Beispiele

zi    /    ¹

71 = —— # Jl =

17,86 = 7,93

2,25 '

und wenn man für den Kurbelantrieb nach der Voraussetzung

Z2

— = 2 bis 4

wählt

= 2,625 D

jj — 2,625; also

so ergibt die Gl. (155 mit tx — 0,8 Q = 0,8 .

und weil hier die Wassermenge in Kubikmetern pro Secunde ausgedrückt erscheint, so ist auch

. X»² .

2 . 2,625 . D . 7,93

60

13,5

60 • 1000

= 0,000225,

somit ist

0’⁸ • T •

2 • 2,625 . 7,93

60

. Ds = 0,000225

woraus

-V

0,000225 . 4 . 60

0,8 • TT . 2 . 2,625 . 7,93

— 0,08 m

also

B = 80mra

und hiermit

s = 2,625 B — 210 “m.

4. Beispiel. Eine einfachwirkende verticale Speisepumpe mit Excenter-

Kolbendurchmesser und 150 mm

antrieb nach Fig. 4—5, Taf. XVIII, erhält 85 Kolbenhub; die Schwungradwelle der Dampfmaschine, auf welcher das Pumpenexcenter aufgekeilt ist, macht 65 Umdrehungen in der Minute. Es ist anzugeben, wie viel Wasser die Pumpe bei eontinuirlichem Betrieb in Liter pro Stunde liefert und wie groß der Dampfkessel sein kann, für welchen diese Pumpe als Speisepumpe hinreichend Wasser liefert.

Es ist hier

mm

D = 0,085 m; s = 0,150“; n = 65 und wenn man p — 0,8 setzt, nach Gl. (154 die Wassermenge

Q = 0,8 . ~ . B² . s . ~ = 0,8 . -r . 0.085² . 0,15 . 4    60    4

60

also in Liter pro Stunde

= 0,0007378    0,00074kbm pro Sec.,

Q = 1000 , 60 . 60 . 0,00074 = 2664 ¹.

Soll nun dies die dreifache im Mittel verdampfte Wassermenge sein, so ist die. einfache, @ in Kilogramm pro Stunde

~    2664

* ⁼ ~T

= 888 ke

und wenn pro 1 <i™ Heizfläche 20 k£ Wasser verdampft werden, aus Gl. (192 die Heizfläche

<3    888

20 20

= 44,4    44,5 qm.

5. Beispiel. Es sind die Hauptdimensionen der Bestandtheile der Speisepumpe des vorhergehenden 4. Beispieles zu bestimmen, wenn der Dampfüberdruck in dem zu speisenden Kessel p — 6,5 at beträgt.

Es ist die mittlere Kolbengeschwindigkeit 2 s n

2 • 0,15 . 65

60

60

= 0,825™ pro Sec.

sonach kann man den Durchmesser des Saug- und Druckrohres nach Gl. (160 nehmen

Z>, =0,7 D = 0,7 . 0,085    - 0,0595™ = 59,5 ™™    60™™.

Die horizontale Projection der Ventilsitzbreite wird nun nach Gl. (161 ü = 4 mm _|_ o,01 D₁ = 4 mm -f- 0,01 . 60 = 4,6    4,5

mm

und der Durchmesser des Ventilkopfes

Z>₂ = 60    9 = 69 ™m

somit nach Gl. (168 der Durchmesser des Ventilgehäuses über dem Säugventil

Da = VZ>j² -f- Z>₂² = V60² + 69² = 92 ^ 95™™.

Weil nun das Säugventil durch den Ventilsitz des Druckventils hindurch gehen muss, wird letzterer etwas größer gebohrt als D₂, also der Durchmesser des Druckventiles

und hiernach wieder der Ventilkopf

D\ - 70mm

D'₂ = 79 mm

und wieder der Durchmesser des Ventilgehäuses über dem Druckventil

zy = V'70² -f 79² = 106    110™™-

Die Hubhöhe des Saugventiles wird 4    ¹    4

Die Hubhöhe des Druckventiles könnte 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

. 60 = 15 m™.

Ds" = V'Z?² -}- D,² = V85² -f 60² = 104 ^ 105™™.

Die Stopfbüchse erhält die Dimensionen (Note S. 197 ; d = 85 ™m) innerhalb der Grenzen

mm

b = 14 mm h = 75 mm.

da nun eine dicke hohe Packung weniger oft erneuert werden muss, sei hier diese beibehalten und abgerundet

Der Pumpencylinder erhält nach Gl. (166 die Wandstärke â = 12 mm _j_ 0,02 D = 12 + 0,02 . 85 = 13,7 ^ 14

Das Ventilgehäuse erhält die Wandstärken nach derselben Formel für die verschiedenen lichten Durchmesser, z. B. für D₁ = 60mm à — 12    _j_ 0,02 . 60 = 13,2    13 =»m.

Die zugehörige Flantsche erhält (Note S. 203) die Flantschendicke gleich 1,5 ff — 19,5    20 mm ; die Flantschenschenkellänge gleich 10 ram -f- 3 â =

= 49    50lnm ; die Schraube d — 3mm -f- â = 16mm, somit nach der

Whitwortli’schen Scala (Note S. 19) die Nr. 5 oder ®/₈ Zoll englisch Gewinde.

Die mittlere Wandstärke des Metallventilsitzes wird nach Gl. (169 = 2 mm -j- 0,7 VA =2 + 0,7 \/60 = 7,4 8mra.

Der Windkessel erhält bei gewöhnlicher Länge der Rohrleitung nach Gl. (170 das Volumen in Liter ausgedrückt, also D in Decimeter eingesetzt

V = 3 . —    Z>² . s = 3 . -- . 0,85² 1,5 = 2,554 ^ 2,6 l.

Wählt man nun für den conischen Windkessel nach der Zeichnung (Fig. 7, Taf. XVII) (Note ** S. 204)

d₀ = Dx = 60mm = 0,6 dm

D₀ = 1,6 . D = 1,6 . 85 = 136 ^ 135 mm = 1,35 dm so ergibt sich die Höhe des Kegelstutzes in Decimeter

û D°’) =

(2,6- ”    1,35-) =

(y

12

* • W + Do + <*o²)

12

TT (1,35² + 1,35 . 0,6 + 0,6²)

- 2,495    2,5 dm = 250 mm.

Der am Kolben erforderliche äußere Druck wird nach Gl. (158 mit D in Meter p in Atmosphären

P = 13300

und wegen

' p — 6,5 at

mm

Die Excentricität

— . 150 = 75 mm.

6. Beispiel. Es soll eine doppeltwirkende Pumpe mit 300mm Kol benhub, welche bei einer mittleren secundlichen Kolbengeschwindigkeit c — 0,25m zu ihrem Betriebe 1,33e 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 Trans-

N

missionswelle kommen wird, N = 1,33; n = 100 und — = 0,0133 und mit

u

Benützung der Tabelle (Kote S. 208), weil dieser Wert von — zwischen den

bezüglichen Tabellenwerten 0,013 und 0,015 liegt, entspricht annähernd R, = 300 nim ; ß = 105

Wenn mit Rücksicht auf ein zunächst passendes Modell für die zusammen arbeitende Riemenscheibe auf der Antriebwelle des Pumpenantriebes eine solche mit dem Halbmesser

Rx = 400ram

gewählt wird, so ergibt sich die Umdrehungszahl der Riemenscheibe auf der Antriebswelle des Pumpenantriebes

wi =

B\ ■

400 ‘

100 = 75.

Weil nun die Pumpe die Hubzahl pro Minute 30 . c

30 . 0,25

0,3

= 25

erfordert, so ergibt sich die Räderübersetzung

i = n₁ : re₂ = 75 : 25 = 3.

Wählt man nun für den Durchmesser des größeren Rades nach der Note S. 209 unter Voraussetzung von Stirnrädern

R = (5 rj- i) d‘

und nach der Tabelle S. 17 den Wellendurchmesser für die Welle des größeren

Rades, für N = 1,33; n = 25; (V: n) = 1,33 : 25 = 0,0532

so erhält man den Halbmesser des größeren Rades

R = (5 -f 3) . 45 = 360“"*

und aus der bekannten Gleichung

PR = 716200 .

auch weiter den Zahndruck (N = 1,33; n — 25; B — 360)

106U'

716200 . 1,33 ~ 360 .25

».

Die Zahnbreite wird

b — St — 66    65mm.

Schließlich werden die Wellendurchmesser noch mit Rücksicht auf Biegung verstärkt.

qcm

Bezeichnet für Dampfpumpen F die Kolbenfläche des Pumpenkolbens in Kj die Kolbenfläche des Dampfkolbens in icin, p den Dampfdruck in dem zu speisenden Dampfkessel in Atmosphären Überdruck,

pt die Admissionsdampfspannung im Dampfcylinder in Atmosphären Überdruck,

so muss mit Rücksicht auf die erwünschte Bewegung ein Überdruck von Seite des Dampfkolbens vorhanden sein, also

Ft • i>, > Fp

(198

K. F.p

- = 3: S =

und hiermit für y — y der Tabelle S. 83 nach ganzer Stichzahl abgerundet

1,67 kg/qmm ; rp . S = 5; mit Benützung

CD

7; t = 21,991

und dem Radius R = 360mm entsprechende Zähnezahl

2 R

720

C)

— = 103 ^ 100

somit der genaue Raddurchmesser dazu

D,

700

und es erhält das zugehörige Getriebe _ ^2

»!

r-( jCC

100 = 33,33 ^ 33

oder wenn K 1 eine Constante bezeichnet Fi ■ V\

woraus

Pi

und weil pt von p abhängig ist, und für gewöhnliche Pumpen gesetzt werden kann

Pi = 0 Slop

so ist auch, wenn Kx wieder eine Constante,    1

Ft

F 0.75    1,33 K ~ Kl

(199

und man kann nach guten Ausführungen nehmen

Fx

= 2 bis 4

(200

Die mittlere Kolbengeschwindigkeit wird hierbei leicht durch Handhabung des Dampfeinlassventiles nach Bedarf regulirt.¹)

Den Querschnitt des Dampfzuleitungsrohres f\ nehme man so groß, dass die Geschwindigkeit des Dampfes in demselben 25 bis 30m pro Secunde nicht übersteigt. Wenn O die nutzbare Kolbenfläche in Quadratmeter und f₁ ebenfalls in Quadratmeter ausgedrückt ist, kann man setzen

18 ' °

ferner den Querschnitt des Auspuffrohres f₂ für möglichst freien Auspuff

ferner den Canalquerschnitt (a . b) (Fig. 58, Text) für die Dampfeinströmung in den Dampfcylinder

Dampf-

Pumpen-

Cylinder-

Dampfcylinder-

Durchmesser

pumpe Durch- j Kolbenhub

Nr.

njesser

mm

mm

Wasser-lieferung pro Minute je nach Grösse der Saug- und Druckhöhe

Eiter circa

Construction A dient als Dampfkessel-speisepuœpe

für

folgende

Pferdekräfte

Dieser Wasserlieferung entsprechende Zahl der Doppelhübe (Tourenzahl) pro Minute

Ol ^ i CO to

200

200

36—

75— 1 120— 160 210— 280

10— 50 50—100 100-160 160—280

TT

95—125 72— 96

72— 96 68— 84

63— 84 45— 60

6    115    250    200 120 250    270— 360    280—360

7    135    350    250 150 300    360— 480    360—480

oo

150 400 275 160 350 450— 600 480—600 175 400 300 175 400 600— 800 600—800

45— 60 39— 52

O rH rH rH

200

250

450 350 200 400 450 400 250 550 1300—1700

800—1100

36—

36—

900    550 300 650 1800-2400

2400—3200

12    300

13    350    900    600

14    400    900    650 ; 400    700    3000—4000

18—

18—

18—

20

und das Verhältnis

ft

der Canalweite zur Canalbreite)

für kleinere Maschinen

ft

42 I-*

bis

für größere Maschinen

ft

so dass, wenn D den Durchmesser des Dampfkolbens in Meter bezeichnet, im Allgemeinen

Ô - 0,5i) bis 0,6 D

a 12

mm

nicht überschritten wird.

Hierbei ist für einfachwirkende Dampfpumpen O = î- . D²

Lichtweite der Röhren in Zoll engl.

Dampf-

Brutto-Ge wicht in kg. circa

pumpe

Nr.

Dampf-

Zuleitungsrohr

Abdampf

rohr

Saug- Druckrohr rohr

A_|____B

A, B und C

I Dampf- Dampf-j pumpe pumpe j Fig. 62 Fig. 60

CM CO

2^

LO h-1 2^

LO H-> 2^

to HH

2^

to H-*

to to

cc oo

LO LO

2~~

^2

co

LO H h-¹

2=

Ci to

cb

<M (M Ol CO ! CO

2^

rH rH ^ rH rH i Ol Ol

to to

-2 -2

to to

Ol CM i

cu ^ ; oo w ! oj to

jji;

^2 ! --2

CM CO 00 -Ctl

150 225 350 500 400 600 650 950

800 1150 1300 1850 1800 _ 2200

3800

4800

Ol CO rfł

r—I ł-H rH

CN <N

00 ^ \o

to to to

2^2^

io (O t-

LO IO LC~~

(M CO CO

10 8 11500 12 10 14000 14 i 12 16000

Als Wasserhebmaschine benützt, hebt je eine 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.

für doppeltwirkende Dampfpumpen mit einseitig durchgehender Kolbenstange vom Durchmesser d

toi i-*

⁰ = j • & -

wobei

tH iO

bis

D.

Bezeichnet noch, wie in Fig. 4 und 5, Taf, XIX, beziehungsweise Fig. 58, Text cotirt, in Millimeter a₀ die Weite des Auspuffcanals, ax die Stegbreite,

a₂ die Breite der Passleiste des Schieberspiegels, r die Excentrieität des Steuerungsexcenters, ó den Voreilungswinkel desselben, v das lineare Voreilen

e die äußere Uberdeckung der Schieberlappen in der Mittelstellung des Schiebers, i die innere desgleichen,

^ das Füllungsverhältnis, d. i. das Verhältnis des Kolbenweges

Sj während welchem die Dampfeinströmung in den Dampf-cylinder stattfindet, zum ganzen Kolben]mb s so kann man für gewöhnliche Verhältnisse setzen:*)

*) Nach II. L, Oeking (Zeitschrift des Vereins deutscher Ingenieure, Jhg. 1882, S. 213) soll der Befestigungskeil (Längskeil) bei Kurbeln, Balanciers und Kunstkreuzen nicht im belasteten Felde liegen, wie nach der allgemein gebräuchlichen Anordnung in Fig. 3, Taf. XIX, voll gezeichnet, sondern diesem gegenüber angeordnet sein, wie in Fig. 3, Taf. XIX, bei K gestrichelt gezeichnet, so dass der äußere Druck auf die Kurbel nicht den Keil zerdrückt, und sohin das Loswerden veranlasst; soll ferner der Querkeil hei Leitstangenköpfen und Stangen Verbindungen mit Keil und Muffe nur zweitheilig, (Zugkeil und Nasenkeil) mit der Theilungsfuge in der Mitte ausgeführt und auf Biegung und Flächendruck berechnet sein nach den Formeln

P i =    . b h* .

. . auf Flächendruck

S . . . auf Durchbiegung

wobei P die Zugkraft oder Druckkraft, l die Keillänge von Mitte bis Mitte Auflager im Lagerbügel oder Muffenauge, h die ganze Höhe des Keiles,

es) für kleine Maschinen, sogenannte Volldruckmaschinen, mit einfacher Schiebersteuerung

i = 0,91

o    ' e =3«

r = e -j- a â = 20° 55' ^ 21°

10 a‘

/>) Für größere Maschinen, sogenannte Expansionsmaschinen, mit einfacher Schiebersteuerung

^ == 0,7 s

r = e -J- a â = 33° 45' ^ 34°

■“ 2Ôa

und ferner für beide Fälle

at = 10

mm

COi l-²

an — 1,5 a —j— r —(— % —

Die jeweilig vorhandene Eröffnung E des Einströmungs-canales und jene Ea des Ausströmungscanales für den durch ein Excenter bewegten Schieber lässt sich mit statthafter Vernachlässigung der endlichen Länge der Excenterstange in graphi

scher Darstellung in 2- bis 4-facher Naturgröße im Müller’schen sowohl als im Zeuner’schen Schiebersteuerungsdiagramm ersehen, wovon ersteres der Vorstellung näher liegt, letzteres aber in der Praxis gebräuchlicher ist.

/. Beispiel. In Fig. 1, Taf. XXIII, ist das Müller sehe Schiehersteuerungs-diagramm für die einfach wirkende Dampfpumpe Fig. 1, Taf. XIX, gezeichnet

für die Dimensionen : 77 =

20 '

0,180-; 0 = "

0 — 0,00127 am —    1270 qmm ;

. 7t² = 0,0254 a- ;

—    1fi mm;

« = 5,83    6 mm j r = a -f- e = 22 mm; ,) — 21°;

D

mit welchen Abrundungen v schon durch das Diagramm bestimmt annähernd

IC

der Bedingung v — ~ a entspricht ; i =-^ = 1,5 mm; ^ — 10 mm -f-

«o = 1,5 n -|- r * — «i = 29    30 mm.

Es ist hierin 0 der Mittelpunkt des Kurbelkreises, OK der Kurbelhalb

messer im verjüngten Maßstab, 01 — r die Excentricität des die Schieber-bewegung bewirkenden Excenters, 4 der Yoreilungswinkel gegen die zur Schieberbewegungsrichtung CG senkrechte Gerade S S. Sobald von der endlichen Länge der Excenterstange abgesehen wird, steht der Schieber in seiner Mittelstellung wenn die Excenterkurbel in die Richtung O S fällt, und der Schieberweg beträgt = e -f- v sobald die Maschinenkurbel am todten Punkte, also die Excentricität in 01 angekommen ist, weil der Schieber hierbei um die äußere Überdeckung e und um das lineare Yoreilen aus seiner Mittelstellung nach rechts vorgeschoben ist. Aus dem rechtwinkeligen Dreieck F IO ergibt sich hiefür, weil FI = und Ol = r (Schieberweg nach rechts positiv) = r sin 4 und demnach ist r . sin 4 = e -|- v und für gegebene oder abgerundete Werte von e und v schon 4 durch das Diagramm bestimmt, indem

e v

sin 4 =

anderseits aber auch schon v bestimmt, wenn 4, e und r angenommen wurden. Macht man nämlich OB — e; B A = v • AI J_0 A und OI = r so ist <X SOI = 4.

Dreht man die Kurbel aus ihrer Stellung 0 K 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 Ol befindet wenn die Maschinenkurbel im todten Punkte in K steht, so geht die Excenterkurbel ebenfalls um den Winkel ot im Kreise weiter nach OM und es ist der Schieberweg aus der Mittelstellung nach rechts (positiv) £ — PM und aus dem rechtwinkeligen Dreieck PMO auch

£ = r . sin (<o -j- 4).

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 f entsprechende Canaleröffnung

E = £ — e

graphisch dar. Die Weiterdrehung der Kurbel ergibt in der horizontal schraffir-ten Fläche die den aufeinanderfolgenden Kurbelwinkeln u> 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

V = CI 6

und es veranschaulichen die beiden durch B und C stark gezogenen zu SS parallelen Geraden den Einströmungscanal in der Ansicht und die obere stark gezogene Abgrenzungslinie den Schieberspiegel, auf welchem der mit diesem Canal zusammenarbeitende Schieberlappen in der Schiebermittelstellung gestrichelt, in der Stellung auf lineares Voreilen voll gezogen und im Querschnitt schraffirt gezeichnet ist. In der Stellung der Excenterkurbel in Oll ist der Einströmungscanal wieder abgeschlossen.

In gleicher Weise ist links von SS die Canaleröffnung für die Ausströmung dargestellt. Ist die Maschinenkurbel von K um 180° weiter gedreht also im zweiten todten Punkte angelangt, so hat dieselbe die Stellung Olli 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 — 0 Bx aus seiner Mittelstellung nach links geschoben erscheint (Negativer Schieberweg). Bei der Stellung der Excenterkurbel in OIV unter dem Winkel â ist die Maschinenkurbel im zweiten todten Punkte angelangt und v₁ das innere lineare Voreilen und der negative Schieberweg = i -f- vv In der Kurbelstellung 0 M1 ist der Schieberweg £ und die Canaleröffnung für die Ausströmung

E = £ — i.

Bei der Weiterdrehung der Kurbel kommt die Excelnterkurbel in die Stellung O V in welcher wieder der Abschluss des Ausströmungscanales erfolgt. Bei der Weiterdrehung der Kurbel gelangt die Excenterkurbel in die Stellung O VI in welcher wieder die Canaleröffnung für die Dampfeinströmung erfolgt. Die beiden durch B₁ und C₁ (wobei B₁ C\ = a) stark gezogenen zu 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 schraffirt gezeichnet ist.

Die Punkte I bis VI bezeichnen die sechs Perioden der Dampfver-theilung und zwar :

I. Kurbelstellung im todten Punkte, Beginn der Kolbenbewegung nach rechts, Einströmungsperiode bis II. (Füllungsperiode, Admissionsperiode).

II.    Ende der Einströmungsperiode, Beginn der Expansion, Expansionsperiode bis III.

III.    Ende der Expansion, Beginn der Vorausströmung, Vorausströmungsperiode bis IV.

IY. Kurbelstellung im zweiten todten Punkte, Beginn der Kolbenbewegung nach links, Ausströmungsperiode bis Y.

V. Ende der Ausströmungsperiode, Beginn der Compression, Compressions-periode bis VI.

VI. Ende der Compression, Beginn der Voreinströmung, Voreinströmungsperiode bis- 01.

um-

Bei Vernachlässigung der endlichen Länge der Leitstange ist der Kolbenweg angenähert und der Größe nach graphisch bestimmt für die Kurbelstellung unter dem Winkel m durch das Stück IQ, wenn 7l/QJ_7,ZF, und es ist I, IV die Kolbenweglinie, wobei der Kolben von I nach IV schreitend gedacht wird, wenn er in Wirklichkeit von links nach rechts schreitet und gekehrt. 01V — s ist der ganze Kolbenhub in verjüngtem Maßstab. IQ<À = s\

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 Müller¹ sehe Kolbenwegdiagramm bestimmt, welches in Fig. 2, Taf. XXIII, dargestellt ist und gewöhnlich in beliebigem verjüngtem Maßstab unter alleiniger Einhaltung, des obwaltenden Verhältnisses ~ gezeichnet wird, welches bei dieser Pumpe -^.beträgt.

¹

Nachstehende Tabelle enthält die Hauptdimensionen nach welchen die Pumpen in Fig. 60 und 62, Text, von der Maschinenfabrik Esslingen, Filiale Cannstatt, vormals Gebrüder Decker & Co in Cannstatt ausgeführt werden.

²

h die Breite des Keiles, / die Auflagfläche des Keiles, S = 6ksjqmm

die zulässige Beanspruchung des Keiles auf Biegung und Flächendruck ; denn der nach der gebräuchlichen Anordnung in Fig. 3, Taf. XIX, gezeichnete dreitheilige Keil begünstigt die Durchbiegung, indem die Theilfugen näher den äußeren Faserschichten liegen, und die bloße Berücksichtigung der Abscherung wie bisher allgemein üblich, ergibt zu schwache Keilverbindungen.

Für die Drehung der Kurbel von K nach Kx im Sinne des Pfeiles 1 um den Winkel o>₁ ergibt sich der Kolbenweg von links nach rechts sx = Q₀ Qx und denselben erhält man auch als Abschnitt %qx auf der Radialen Oqx zwischen den Kreisen vom Radius (L — Zü) und L wenn o>x im Sinne des Pfeiles 2 aufgetragen wird, weil die Dreiecke 0 Kx Qx und 0 Kqx kongruent sind.

2. Beispiel. In P’ig. 3, Taf. XXIII, ist das Zeuner'sche Schieber Steuerung s-Diagramm 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 w mit f bezeichnet wird, so ist wie vorher

r . sin (w -j- dj

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 OMI) ein solches im Halbkreise also bei M rechtwinklig und sohin OM— O D . sin (w -j- dj = r . sin (w -j- dj. Die Canaleröffnung ist wieder

und gleich MN wenn ON — OB — e der Radius des e-Kreises. Es ist ferner B C = a die Canalweite und es stellen die durch B und C stark gezogenen Kreisbogen die Kanten des Dampfeinströmungscanal vor, dessen Eröffnung entsprechend der Kurbeldrehung im Sinne des Pfeiles 2 durch die Schraffirung im Schieberkreise angezeichnet ist. In gleicher Weise ist mit dem links unten liegenden negativen Schieberkreis der Ausströmungscanal durch die durch B₁ und (OB = i- B₁C₁ = a) stark gezogenen Kreisbogen in Betracht gezogen und die Schraffirung stellt die Eröffnung für die Ausströmung

e = i — i

entsprechend der Weiterdrehung der Kurbel im Sinne des Pfeiles 2 dar.

Wegen r = a -j- 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 es ist BA — v das lineare Voreilen. In der Kurbelstellung II, durch den Schnittpunkt des Schieber- und 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 B₁A₁ — vl 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 im vorhergehenden ersten Beispiele die sechs Perioden der Dampfvertheilung festgestellt erscheinen. Die Grössen e, v, r und â hängen wieder durch das rechtwinklige Dreieck 0AD zusammen und es ist wieder r . sin â = e -f- v.

Für den Kolbenhub s ist in Fig. 3, Taf. XXIII, unten die schematische Darstellung der Kolbenbewegung beigefügt, wobei die Kolbenstellungen entweder als Projection der Kurbelstellungen, wie hier geschehen, oder genau mittels des Müller’schen Kolbendiagramms eingetragen werden können. Es sind hieraus durch die Schraffirung wieder die sechs Perioden der Dampfvertheilung ersichtlich.

3. Beispiel. In Fig, 4, Taf, XXIII, ist das Zeuner'sehe Schiebersteuerungsdiagramm für eine doppeltwirkende Pumpe mit einfacher Schiebersteuerung

— o,8mm.

— . a 20

Man erkennt im Vergleich zu Fig. 3, Taf. XXIII, die kleinere Füllung, den früheren Beginn der Vorausströmung und den früheren Beginn der Compression. Die Bezeichnungen in Fig. 4, Taf. XXIII, sind die gleichen, wie in Fig. 3, Taf. XXIII, übereinstimmend mit dem vorhergehenden 2. Beispiele.

für das Füllungsverhältnis -y- = 0.7 dargestellt, für die nutzbare Kolbenfläche 0 = 0,0254 ⁽im und die Dimensionen« = 16mni; b = 80 mm; e = a= 16 mm; r = e -f- a = 32mm; 4 = 34°; i —

wobei

Die von einem Injector gelieferte Wassermenge kann man nach Jenny setzen

Q = 35 . d* \'p

(201

Q die Maximale gelieferte Wassermenge in Liter pro Stunde, p die Dampfspannung in Athmosphären Überdruck, d der kleinste Durchmesser der Fangdüse in Millimeter.

Im Mittel kann man unter gewöhnlichen Umständen ²/a 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 Injectoren zur Wasserhebung benützt werden können, wenn auch die Wasserhebung mittels der Dampfstrahlpumpe, des Wärmeverlustes wegen, nicht ökonomisch vor-theilhaft ist, während andererseits ihre Verwendung als Speisepumpe ganz zweckmäßig erscheint.

1. Beispiel. Wie groß ist die Wassermenge, welche ein Injector von 2 mm Düsenweite bei 4 at Dampfüberdruck zu liefern vermag ?

Es ist

p — 4 at

somit nach Gl. (901

Q = 35 . d² \Jp = 35 . 4 . 2 = 280¹ pro Stunde

und normal

Ol CO

. 280 = 186,7 <7^'-' 190¹ pro Stunde.

2. Beispiel. Wie groß muss die Düsenweite eines Injectors sein, wenn er normal hei 4 at Überdruck 750¹ Wasser pro Stunde liefern soll?

Es ist

p — 4 at y Q = 750

Q =

und somit nach Gl. (201

y . 750 = 1125¹ pro Stunde

Q = 35 . d² \/p 1125 = 35 . d² . V4 d² =

1125

35 . 2 d = V16 == 4 mm.

= 16,07 ^ 16

Die Centrifugalpumpen erhalten als vortheilhafteste Umfangsgeschwindigkeit v in Meter pro Secunde für g — 9,81 und das Gefälle H in Meter

(202

1,5 . \l2gH.............

und die Geschwindigkeit des Wassers in den Röhren

—    1 bis 1,61,1 pro Secunde für H 8m . . . (203

—    1,6 bis 2,35 m pro Secunde für H = 8 bis 15m (204 Die Wassermenge Q in Kubikmeter pro Secunde beträgt

für den Durchmesser D, des Saugrohres in Meter

(205

Q = J • Ą² C,

Wird der Wirkungsgrad wieder mit // bezeichnet, so ist der zum Betrieb der Centrifugalpumpe erforderliche absolute Arbeitsaufwand in Pferdekräften

(206

7 . Q . H

75

wobei

7/ = 0,50 bis 0,70

(207

und im Allgemeinen der Wirkungsgrad desto geringer wird, je größer die totale Förderhöhe.

Ferner kann man nehmen

den inneren Durchmesser des Flügelrades . .=/>,, den äußeren Durchmesser des Flügelrades D .    — 2,5 D

die innere Radweite

die äußere Radweite . . . die Anzahl der Schaufeln.

. = 0,25 Dj, . = 0,1 Dlf . — 5 bis 12.

J. Beispiel. Eine vorliegende Centrifugalpumpe, welche Wasser auf die totale Förderhöhe H — 10m fördern soll, hat folgende Dimensionen:

T)₁ = 160 mm D = 400mm.

Wie viel Umdrehungen soll das Flügelrad pro Minute machen und wie

viel Wasser wird die Pumpe in Kubikmeter pro Stunde liefern?

Nach Gl. (202 ist die Umfangsgeschwindigkeit des Flügelrades

v = 1,5    = 1,5 V2 . 9,81 . 10 = 21 ™ pro Sec.

und somit die Umdrehungszahl desselben pro Minute

60 . 21

- - 1000.

60 • v

n -----

1) . n

0,4 . 7t

Die Geschwindigkeit des Wassers in den Röhren werde nach Gl. (204 angenommen

c, — 1,75m pro Sec.,

dann wird die Wassermenge nach Gl. (205 in Kubikmeter pro Secunde • D\ ci = -j- • 0,16² . 1,75 = 0,035 kbm

und pro Stunde

Q = 60 • 60 • 0,035 = 126 kb™.

2. Beispiel. Wie viel Pferdekräfte erfordert die Centrifugalpumpe des vorhergehenden 1. Beispieles zu ihrem Betrieb?

Es ist nach Gl. (206 der erforderliche absolute Effekt

y • Q ■ H

Na =~

75

und wenn man schätzt

rj = 0,60

1    1000 • 0,035 . 10

0,60 '

Die Luftpumpen der Condensationsdampfmaschinen werden erfahrungsgemäß nach dem Volumen des Dampfcylinders Vl dimensionirt und kann man das vom Pumpenkolben pro Hub durchlaufene Volumen V₂ setzen für einfachwirkende Luftpumpen

\ Vt bis f Vt. .

für doppeltwirkende Luftpumpen

8 v, bis L r, .

Na =

75

— 7,78    8 e.

v₂

V₂

(208

(209

Der Condensationsraum erhält ein größeres Volumen V₃ und kann man nehmen

n > 2 v₂

(210

1. Beispiel. Eine horizontale Condensations-Dampfmaschine von 450 Kolbendurchmesser und 900 Fig. 3 bis 10, Taf. XX und Fig. 1 bis 8, Taf. XXI, 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.

Es ist für den Dampfkolben

mm

mm

Kolbenhub erhält einen Condensator nach

= 450mm = Kolbendurchmesser

= 900 mm = Kolbenhub

ferner für den Pumpenkolben

Z?j =    ?    = Kolbendurchmesser,

s, = 900mm = Kolbenhub somit nach Gl. (209 für den gröberen Wert

Dx

ü 1rs

. sx =

D²

D'²

450

2,83

159    160 mm.

2. Beispiel. Eine horizontale Condensations-Dampfmaschine erhält einen im Fundament liegenden Condensator mit Hebelantrieb für die einfachwirkende Luftpumpe nach Fig. 1 bis 6, Taf. XXII. Die Dampfmaschine hat D — 480mm Kolbendurchmesser und s — 950nim Kolbenhub; die Luftpumpe erhält, vermöge der Hebelübersetzung, den Kolbenhub — 300mm. Wie groß soll der Kolbendurchmesser JD₁ der Luftpumpe sein?

Es ist nach Gl. (208 für den größeren Wert

n = t v> v \ = i-

D* . 300 = -J- . 480² . 950 4

D₁ = 480 .

= 427,2    450mm.

950

. 300

4. Herstellung (1er 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 dem 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 Dampfcylin-ders bei Dampfpumpen erfolgt entweder auf der Egalisirdrehbank 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 Cy linderb ohrmaschine mit auf der Bohrspindel achsial durch Schraube und Mutter gesteuertem Messerkopf.

Bei Wilson’s Patent-Dampfpumpe (Fig. 59, Text) erfolgt das Ausbohren der beiden mit dem Bett in einem Stück gegossenen Cylinder bei einmaligem Aufspannen mittels durch beide Cylinder hindurch gehender Bohrstange und ist deshalb der Pumpencylin-der auch unten offen gegossen und bei der Montirung 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 Montirung entsprochen werden und bedient man sich zur Feststellung der gemeinschaftlichen Achse einer, durch feine centrale Bohrungen der in die Cylinder an den Enden der Bohrung eingeschlagenen Mittelbleche, straff gespannten dünnen Schnur. 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 Schleif Vorrichtung en auf geivähnlichen Drehbänken oder auch besondere Schleifapparate in Anwendung kommen. Das Einschleifen der Ventile erfolgt am besten mit fein gestoßenem Glaspulver oder Staubschmirgel.

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.

5. Anforderungen des Betriebes der Kolbenpumpen. Zum Anlassen der Pumpe ist ein Lufthahn am Pumpencylinder oder am Yentilgehäuse zwischen dem Saug- und Druckventil anzubringen. Beim Einwärtsgang des Kolbens wird der Hahn geöffnet, um der Luft den Austritt zu gestatten und beim Auswärtsgang des Kolbens geschlossen, um das Ansaugen des Wassers zu bewirken. Dieses Spiel wird tempomäßig fortgesetzt, bis beim Hahn Wasser herausspritzt, was als Zeichen für den richtigen Gang der Pumpe gilt. Bei langer Saugrohrleitung, Avie z. B. Avenn das Wasser aus einer tief liegenden Cisterne angesaugt wird, ist am Ende des Saugrohres ein selbstthätiges Ventil anzubringen, um den Wasserabfluss zu verhindern.

Die Abstellung der Pumpe nach hinreichender Wasserlieferung ¹) kann erfolgen :

Ganghöhe und

mm

1.    durch Öffnen des Lufthahnes am Pumpencylinder oder V entilgehäuse ;

2.    durch ein dünnes Verbindungsrohr zwischen dem Raum unter und über dem Säugventil und einen eingeschalteten Hahn ; sobald dieser geöffnet ist, fließt das angesaugte Wasser ab ;

3.    durch Ausheben des Saugventiles mittels eines kleinen, durch Stopfbüchse abgedichteten Excenters oder mittels eines durch Hebel bewegten durch das Saugrohr emporreichendes verticales Stängelchen bei kurzem Saugrohr;²)

4.    durch Abkupplung des Pumpenkolbens, indem der Keil, welcher die Kolbenstange mit dem zugehörigen Mitnehmer oder Kreuzkopf verbindet, herausgezogen wird;

5.    durch Abstellung des Pumpenantriebes, so z. B. durch Verschiebung des Riemens von der festen auf die lose Riemenscheibe bei Speisepumpen mit Riemenantrieb, oder durch Schließung des Dampfeinlass ventiles bei Dampfpumpen.

Da die Speisepumpe stets größere Dimensionen aufweist, als bei ununterbrochenem Gange zur Bedienung des zugehörigen Dampfkessels erforderlich ist, so muss hierbei eine Regulirung bezüglich der dem Dampfkessel zuzuführenden Wassermenge vorgenommen werden und diese kann erfolgen :

1.    durch zeitweilige vollständige Abstellung der Pumpe ;

2.    durch Verstellung eines Hahnes im Saugrohr, wodurch die angesaugte Wassermenge geändert wird;

3.    durch Verstellung eines Hahnes im Druckrohr, vor welchem ein wie ein Sicherheitsventil eines Dampfkessels eingerichtetes, mit Ablaufsrohr versehenes Uberlaufsventil eingeschaltet ist, durch welches das von der Pumpe zuviel gelieferte Wasser abfließt;

nur

maximale Höhe erreicht hat. Die selbstthätige Abstellung der einzelnen Säugventile erfolgt durch kleine, mit Leder gedichtete Ventilkolben und wie bei Sicherheitsventilen belastete Hebel.

4.    durch Hubveränderung mittels verstellbarem Kurbelzapfen, veränderlicher Excentricität des Antriebsexcenters oder mittels Coulissenhebel und Gleitbacken;

5.    durch Veränderung der Hubzahl mittelst der Stellung des Einlassventiles bei Dampfpumpen.

Continuirliche Speisung, mit mehr oder weniger Wasserlieferung je nach Bedarf, entsprechend der Wasserverdampfung im Dampfkessel, ist der unterbrochenen Speisung mit zeitweiliger

Fig. 72.

ŁŁ

f>- Druckrohr.

L;

Qy.

@T*gfpm

fl

Saugrohr.

a Pumpenkolben, b Pumpencylinder. c Ventilgehäuse, d Säugventil, e Druckventil.

/' Windkessel.

Horizontale Speisepumpe.

vollständiger Abstellung der Speisepumpe vorzuziehen, weil hierdurch einerseits der Wasserstand im Kessel thunlichst in dem gleichen Niveau erhalten werden kann und der Kessel stets mit lufthaltigem Wasser versehen ist, wodurch in wirksamer Weise der gefährliche Siedeverzug oder das explosive Sieden hintangehalten wird.

Für die gehörige Wirksamkeit der Pumpe ist zu beachten, dass, wie in Fig. 72, Text zu ersehen, die Ventilsitze tiefer liegen als die zugehörigen seitlichen Canäle. Ist der Pumpenkolben

ganz eingeschoben, wie in Fig. 72, Text, gezeichnet und beginnt er eben seinen Rücklauf, so soll das Wasser aus dem Druck rohr unter dem zufallenden Druckventil nicht vorlaufen können, sondern gezwungen sein auf dasselbe zu reagiren und es soliin zum raschen Schluss zu beschleunigen und den Wasserrücklauf beim Hubwechsel möglichst zu verringern. Dasselbe gilt vom Säugventil beim Hubwechsel am zweiten Hubende des Kolbens. Aus demselben Grunde ist auch die richtige Hubhöhe einzuhalten und durch entsprechend lange Anschläge zu begrenzen, deren einen in Fig. 72, Text, das Druckventil unten angegossen trägt, und deren zweiter in derselben Figur mit dem Windkessel durch ein Rippenkreuz zusammengegossen ist, übrigens auch getrennt vom Windkessel durch das Rippenkreuz mit einem, zwischen den Windkessel und das Ventilgehäuse eingepassten Ring, zusammengegossen sein kann. Von der Dichtheit der Ventile überzeugt man sich am besten durch Aufgießen von Wasser auf dieselben bei geöffnetem Ventilgehäuse.

Für die zur Dichtung in den Stopfbüchsen gewöhnlich angewendete Hanfpackung sollen die Hanfzöpfe nicht zu fest, sondern elastisch geflochten sein und auch das Einlegen derselben soll nicht zu stramm erfolgen, so dass ein elastischer Schluss derselben bei leicht angezogeuen Stopfbüchsenschrauben erzielt wird.

VII. DIE HYDRAULISCHEN PRESSEN.

1. Zweck und Arten der hydraulischen Pressen., Wenn es sich darum handelt, schwere Gegenstände mit geringem Krauftaufwande zu heben, oder Gegenstände behufs Formänderung unter hohem Druck zu comprimiren, so verwendet man hiezu im allgemeinen hydraulische Pressen.³)

Eine in neuerer Zeit vielfach in der gewerblichen und Fabriks-Praxis zum Heben von Lasten angewendete hydraulische Presse ist Tangye’s hydraulische Winde. (Fig. 73, Text.) Die in der Maschinenfabrication am häufigsten vorkommende hydraulische

Fig. 73.

¹

Die Messung der von einer Pumpe gelieferten Wass₍ermenge kann in verschiedener Weise erfolgen, am bequemsten durch einen in die Druckrohrleitung eingeschalteten Wassermesser mit Zählwerk und Zifferblatt, mit einem mittleren Fehler von 2 bis 4°/₀; am genauesten durch Anwendung eines ge-aichten Reservoirs und genaue Messung der jeweiligen Wasserstandshöhe mittels eines Apparates, — wie er von Gebrüder Decker & Cp. in Cannstatt zu den im August 1880 im großen Maßstabe ausgeführten Versuchen zur Ermittlung der Wasserverdampfung und des Dampfverbrauches der Kessel- und Maschinenanlagen in der Spinnerei von Josef Riedel in Wurzelsdorf [Böhmen), bei welchen der Verfasser als Sachverständiger fungirte, und über welche derselbe einen ausführlichen Bericht in der „Zeitschrift der Dampfkesseluntersuchungs- und Versicherungs-Gesellschaft a. G.“ in Wien, Jhg. 1881, No. 5, veröffentlichte, geliefert wurde, — welcher durch eine Schraubenspindel mit 2 Räderübersetzung die Ablesung auf Zehntel Millimeter genau auszuführen gestattet; endlich annähernd durch Beobachtung der Hubzahl der Pumpe mittels eines Hubzählers oder der Umdrehungszahl der Pumpenantriebwelle mittels eines Tourenzählers und darauf gegründete Berechnung nach den bei der Dimensionsbestimmung Seite 198 angegebenen Gleichungen.

²

Bei Presspumpen mit mehreren Kolben ist die Einrichtung so getroffen, dass zuerst alle Kolben arbeiten und bei gesteigertem Drucke einer nach dem anderen von Hand oder selbstthätig abgestellt wird und zuletzt mehr einer, der kleinste in Thätigkeit bleibt, bis der Druck vollends die

³

Für specielle Fabrikationszweige mit geringerer Anforderung hinsichtlich der Druckhöhe kommen als Pressen gewöhnlich Spindelpressen mit Handoder Transmissionsbetrieb, Excenterpressen mit Transmissionsbetrieb oder endlich Hebelpressen mit Handbetrieb zur Anwendung, weil hierbei die Pressung, dem jeweilig angewendeten Übersetzungsmechanismus entsprechend, verhältnismäßig viel rascher erfolgt als bei der hydraulischen Presse.

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SM

l[

Tr v

m tj.

a Reservoir für das als Druckflüssigkeit verwendete Vulcanöl oder Glycerin.

b Handhebel für die Presspumpe.

c Pumpenkolben. d Pumpencylinder. e Säugventil. f Druckventil. g Füllungsschraube. h Presskolben mit Lederstulpdichtung. k Hebel zum Lüftungsventil.

j Führungskeil.

il

fu

Hydraulische Winde (Tangye’s Patent).

Presse ist die zum Aufpressen der Waggon- und Locomotiv-Rä-der auf ihre Achsen und zum Abziehen derselben, die sogenannte hydraulische Räderpresse (Fig. 74, 75, Text, und 5, 6, Taf. XXIII). Von den, anderen Zwecken dienenden hydraulischen Pressen ist eine der einfachsten die zur Appretur des Tuches in der Textil-

industrie verwendete Tuchpresse (Fig. 1 bis 7, Taf. XXIV). Ähnliche Pressen dienen dazu, die Waare in ein kleineres Volumen zu bringen.

2. Haupttheile der hydraulischen Pressen. Eine hydraulische Presse besitzt als Grundbestandtheile den Presscylinder und den Presskolben. Mit dem Presscylinder ist durch das Pressrohr die Presspumpe in Verbindung. Übrige Theile werden nach Bedarf angeschlossen.

Bei Tangye’s hydraulischer Winde (Fig. 73, Text) ist die Presspumpe im Kopfe des über den Presskolben geschobenen Press-cylinders angebracht und durch Einpumpen des in das dort gebildete Reservoir eingefüllten 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 Ol 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. 74, Text, deren Constructionsdetails die Fig. 5 bis 6, Taf. XXIII zeigen, ist der Presscylinder mit dem rechtsseitigen Pressständer in einem Stück gegossen und die Presspumpe, deren Details insbesondere Fig. (i, Taf. XXIII, angibt, daran montirt mit Handhebel wie in Fig. 74, Text, gestrichelt angedeutet oder mit Riemenantrieb durch die oben am Ständer montirte AntriebAvelle 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 Abpressens der in Fig. 74, Text, gestrichelt gezeichnete Mittelständer. Zum Heben des Räderpares mit seiner Achse bei kleinerem Raddurchmesser dient eine mit Laufrolle

auf der oberen Zugstange fahrbare Schraubenwinde. Das Sicherheitsventil ist hier am Presscylinder angebracht wie in Fig. 74, Text, und Fig. 5, Taf. XXIII, ersichtlich und der Kolben ist so construirt, dass er auch durch Wasserdruck wieder zurückgezogen wird. Der vorn durch die mit Lederringen abdichtende Stopfbüchse hervortretende Kolben ist im Cylinder verstärkt und

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Fig. 74.

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Hydraulische Raderpresse, nach Ausführung der Chemnitzer Werkzeug»,aschinen-Fabrik vormals Joh. Zimmermann in Chemnitz.

zur Dichtung vor-

mit in Nuthen eingeschlagenen Lederstreifen gerichtet.

Bei der in Fig. 75, Text, dargestellten kleineren hydraulischen jRäderjpresse 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 montirt. Die Einspannung der Räderpaare mittels im Cylinder eingelegter Zugstangen und aufgehängten Querstückes an Stelle des Mittel- und Gegenständers, ist in Fig. 75, Text, gestrichelt gezeichnet.

Fig. 75.

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Hydraulische Bäderpresse, nach Ausführung: der Chemnitzer Werkzeugmaschinen-Fabrik, vormals Job. Zimmermann in Chemnitz.

Die Pumpe dieser beiden Pressenist, wie in Fig. 6, Taf. XXIII, ersichtlich, mit zwei ineinander geschobenen Kolben versehen, welche beide verkuppelt wirken, so lange der Wasserdruck noch ein geringer ist, um Zeit zu gewinnen ; bei entsprechend hoch gesteigertem Wasserdruck arbeitet nur der innere, dünnere Kolben.

Bei der in Fig. 1 bis 8, Taf. XXIY, dargestellten hydraulischen Presse, allgemeinerer Verwendung 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 liegendem;, ebenfalls mehrtheiligem, nach dem Tragring zur Raumausfüllung eingelegten Füllungsring (Fig. 4, Taf. XXIY). Dieses Detail mit dem Füllungsring ist für die Montirung bequemer als das sonst gewöhnliche Detail ohne solchen. Fig. 2, Taf. XXIV, zeigt das Detail des Rohranschlusses an den Presscylinder, mit hart aufgelöthetem Metallflantschenring. Kopfstück, Fundamentrahmen und Tischplatte sind durch Rippen versteift, wie insbesondere die Fig 3, 6, 7, Taf. XXIY, erkennen lassen. Die Fig. 7 bis 9, Taf. XXIII, zeigen eine Presspumpe (Handpumpe) in Verbindung mit der hydraulischen Presse in der Ansicht. Fig. 9, Taf. XXIII, lässt die Details der Dichtung gegen die /S förmig gebogenen Anschlussrohre erkennen, welche von den beiden Pum-pencylindern nach dem T Stücke führen, welches einerseits das Sicherheitsventil nach abwärts reichend enthält und andererseits an das zur Presse führende Pressrohr sich anschliesst. Die sogenannten „Sterhydraulischen Pressenu 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.

!{. Itimcnsioiishcslillllllllllg. Die Dimensionen der hydraulischen Presse richten sich nach dem totaleji Druck Px auf das Presspacket, und dieser setzt sich zusammen aus der Druckfläche Fx des Presspacketes und der Pressung pro 1 qcm derselben nach der Gl.

Pi

1h

(211¹)

und hieraus ergibt sich für

= 0,13

obige Gl. (212

P = 1,15 Px.

genommen

Pech an, Leitfaden des Maschinenbaues. I.

Schätzt man die Reibungswiderstände, welche sich der Bewegung des Presskolbens entgegensetzen und je nach der Manschettenhöhe und dem Kolbendurchmesser 10 bis 20 ^ betragen, im Mittel auf 15^ des äußeren Druckes*), so ergibt sich der totale Wasserdruck P auf den Presskolben P = 1,15 Px

Bezeichnet nun dx den Durchmesser des Presskolbens in Millimeter und p den Wasserdruck in Kilogramm pro l^™“¹ so ergibt sich auch

P = d} ² . p

(212

(213**)

Der totale Druck auf die Radachse beim Abpressen der Räder bei Räderpressen beträgt

Px = 175000 bis 200000 kg beim Aufpressen der Räder aber viel weniger.

Tangye’s hydraulische Winde gewöhnlicher Größe trägt die Last P₁ = 10000 kg .

*) Bezeichnet

R den Reibungswiderstand in der Stopfbüchse,

ą< = 0,25 den Reibungscoëfficient,

dx den Kolbendurchmesser in Millimeter,

hx = ¹/₅ dx bis x/₁₀ dj die Manschettenhöhe in Millimeter,

p den Wasserdruck in Kilogramm pro 1 qmm;

so ist

R — 71 . dx . hx . p . q

und es ergibt sich mit dem Werte von P nach Gl. (218 Pl = P-R=^.ä*.p und somit

7i . d₁ . lix . p . <jp =

■*)

woraus endlich

pi

-HJ³"

**) Der Wasserdruck p wird gewöhnlich innerhalb gewisser Grenzen an-einerseits mit Rücksicht auf die Festigkeit und Dichtheit des

16

200 bis 300 at

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

(214*)

Fig. 76'.

i.

Mt

§1

....

Cylindermaterials und die Ausführbarkeit seiner Dimensionen, andererseits mit Rücksicht auf die Erhaltung der Lederdichtung und man findet deshalb bei gußeisernen Presscylindern gewöhnlich 200 bis 300at Wasserdruck, also im Mittel

p = 2,5 kg/q

Seilers füttert den gußeisernen Presscylinder seiner hydraulischen Rä-dei’presse mit einem dünnwandigen Kupfercylinder, wie in Fig. 76, Text, nach dem Bericht über die Weltausstellung in Philadelphia 1876, von Franz Wencelides „Hilfsmaschinen und Werkzeuge zur Eisen- und Metall-Bearbeitung“ gezeichnet.

Von G-. Siffl in Wien wurden hydraulische Ölpressen mit beiderseits offenem durchaus ausgebohrtem Guß-stahlcylinder ausgeführt, welche mit warm aufgezogenem gußeisernen Bodenstück und oberem Armirungsstück zum Säulenanschluss versehen, für 500 at Wasserdruck zur Anwendung kamen. Bei einer solchen vom Verfasser besichtigten Presse betrug der Durchmesser des Presskolbens 400mm; die Wandstärke des Presscylinders 80mm ; die ganze Länge des glatten Cylinders 880 und der totale Druck auf das Presspacket (Ölkuchen) 560000 ke.

*) Die Wandstärke des Presscylinders wird nach den in der Note S. 203 angegebenen Festigkeitsformeln von Grashof oder Lamé berechnet, wobei man für Gußeisen äußerst bis S — 6 k»/q nehmen kann.

Die Wandstärke d\ des hohlen gußeisernen Presskolbens vom äußeren

mą

mm.

in

Cylinder der hydraulischen Räderpresse, nach Ausführung von Wm. Seilers & Co. in Philadelphia.

Durch den Druck Px wird der Fundamentrahmen, das Kopfstück und die Tischplatte auf Biegung beansprucht und die Di-mensionirung erfolgt am einfachsten derart, dass man sich auf Grund vorliegender Erfahrung oder einer Schätzung den Querschnitt frei dimensionirt und nachher aus der Festigkeitsformel die sich ergebende Beanspruchung 8 der stärkst gespannten Faser rechnet, welche für Gußeisen bis zu 8 — 4,5 kg/

betragen

darf. Fällt letztere zu groß oder zu klein aus, so nimmt man entsprechende Veränderungen des gewählten Querschnittes vor.

qmm

Die Säulen einer stehenden Presse haben während des Stillstandes der Presse das Kopfstück zu tragen und sind während der Pressung auf Zug beansprucht, wobei wieder mit Rücksicht auf das vorhandene Sicherheitsventil für Schmiedeisen im kleinsten Querschnitt die Beanspruchung S betragen kann.

Diese Säulen sind entweder mit Auflagbunden aus Schmiedeisen hergestellt, an den Enden mit flachem Gewinde*) versehen, in die geschlossenen Bohrungen des Rahmens und Kopfstückes eingeschoben oder sie sind mit angeschweißten Doppelbunden

6 bis 8kg/

qmm

Durchmesser d₁ wird nach der Festigkeitsformel von Grashof, für hohen äußeren Druck

r)'l =

łG‘-V;

2P\ S 7

jj    x

berechnet, wobei — ■<. 7, vorausgesetzt ist. iS    2

*) Das flache Gewinde dieser Zugstangen erhält gewöhnlich nicht mehr

Gewindelänge und

als 2 Gänge auf 1 Zoll englisch oder 10 Gänge auf 127 die gußeisernen Muttern erhalten die Höhe gleich 1,5 des äußeren Gewinde-

mm

durchmessers.

Nach Reuleaux kann man für flachgängige Befestigungsschrauben die Steigung s für den äußeren Gewindedurchmesser d nehmen

s — 2mm —(- 0,09 d

und die Mutterhöhe

h = 1,5 d

und erhält hiernach den Durchmesser dx des Gewindekernes = d — s = 0,91 d — 2mm

womit für S — 2,8k&/qmm die für eine Schraube zulässige totale Belastung P = 2,2 df und hieraus d₁ = 0,67 V P wie für scharfgängige Befestigungsschrauben.

16*

versehen und von der Seite her in Schlitze eingelegt, welche nachträglich durch Deckel, ähnlich jenen der Lagerdeckel, geschlossen werden.

Die architektonische Ausschmückung, welche in vergangener Zeit oft und mitunter intensiv die Constructionen des Maschinenbaues beeinflusste, kann hier nicht unerwähnt bleiben, da gerade die stehende hydraulische Presse ein häufig architektonisch verziertes Maschinenstück repräsentirt. Um die dünnen schmiedeisernen Säulen zu maskiren, werden der Architektur wegen gußeiserne hohle Tragsäulen zwischen Fundamentrahmen und Kopfstück 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 Bemahlen und Bron-ziren 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 Kolbendurchmesser und die Wandstärke des Presscylinders und Presskolbens einer hydraulischen Presse nach Fig. 1 bis 8, Taf. XXIV, für den maximalen Druck auf das Presspacket gleich 120000ko = 1201 zu berechnen.

Es ist

Px = 120000 kg

und mit 15% Keibungswiderständen nach Gl. (212 der totale Wasserdruck auf den Kolben

P - 1,15 Px — 1,15 . 120000 = 138000 kg.

Durch Substitution dieses Wertes in die Gl. (213, wenn man den von der Presspumpe erzeugten Wasserdruck gleich 250at setzt, also

p = 2,5 kg/qmm

erhält man die Kolbenfläche

- - . d* ■= _ =

P

und hieraus den Kolbendurchmesser

138000

2,5

dt — 2G6    265

somit wird nach Gl. (214 der lichte Cylinderdurchmesser

d = 1,05 dx = 1,05 . 265 = 278,25 ^ 280 und hiermit die Wandstärke 4 des Cylinders

a) nach der Festigkeitsformel von Grashof (Note S. 202) für m — 4 S = 6^/qmm p — 2,5kg/qmm D = 280 mm

S -f- (m — 1) p m S — (m -}- 1) p

h) nach der Festigkeitsformel von Lamé für

= 6kg/q

- 2,5 kg/qmm = 280mm

rj =

- i +•

mm

mm

und wenn man einen Mittelwert nimmt

d — 85mm.

Vä) -

77,8

mm

desselben

Die Wandstärke des Presskolbens ergibt für den äußeren Durchmesser

und

dx = 265mm

p = 2,5at S = 7 kff/q nach der Festigkeitsformel (Note S. 243)

!i -

(Druck)

(*“\

61,75    60 mm.

2. Beispiel. Es sind die Dimensionen der 4 schmiedeisernen Säulen der Presse des vorstehenden 1. Beispieles zu bestimmen.

Schätzt man das Gewicht des Kopfstückes gleich

100

. P₁ = 1200 kg, so

entfällt auf jede Zugstange der Zug

~ (120000 — 1200) =

und hieraus folgt der kleinste Querschnitt der Säule, d. i. der Durchmesser <7j des Gewindekernes für S — 7kg/qi

118800

= 29700 kg

11111

/ n A    29700

'4 • d' ) = -S =    7

=    4243 Qmm

dt = 73,5 mm.

Aus der Gleichung (Note S. 243)

d.x = 0,91 d — 2 mm

ergibt sich hiermit der äußere Gewindedurchmesser

73,5 -f- 2 0,91

mm

— 82,9    85 mm

0,91

welcher auch als Säulendurchmesser beizubehalten ist. Es ergibt sich nun die Steigung des flachen Gewindes

s ₌ 2mm o,09 d = 2 + 0,09 . 85 = 9,65

mm

welche auf das nächste englische Maß abgerundet

s — ³/₈ Zoll englisch

ergibt, wonach die Anzahl der Gewindgänge auf 1 Zoll englisch

OS 00

Die Höhe der Mutter wird

h = 1,5 d — 1,5 . 85 = 127,5    125mm.

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. XXIV, cotirten Dimensionen hinreichend fest ist.

Fig. 77.

⁼³H

Schematische Darstellung des Kopfstück-Querschnittes.

Der gewählte Querschnitt entspricht jenem der Fig. 77, Text, wenn die beiden verticalen Rippen in die Mitte zusammengerückt werden und die kleinen Deckenversteifungsrippen außer Betracht bleiben. Hiefür ist das Trägheitsmoment

- (*i - *,) • K - dxY Jf

+ b . e₂³ - (b - b₂) . («*„ - d₂y]

und die Entfernung der stärkst gespannten Faser von der Schwerpunktsachse ₌ b. d₂ (2 h - d₂) + bx dy 4- b₂ [(h + d₂y - dy]

2 • [b d₂ 4- bx dx 4- b₂ (k — dx — d₂)] e₂ == h ex

durch Substitution der Werte nach der Cotirung in der Zeichnung und zwar : — 630 mm; bx = 320,nm; b₂ — 100mm;

- 420 min ; dx = 50 mm ; d₂ = 50 mm

ei

Cr-

erhält man hieraus

-    299,8    300

—    h — ex — 120mm = 2036550000

mm

= 6788500.

Wird nun das Presspacket nicht als auf seiner ganzen Fläche an das Kopfstück anliegend vorausgesetzt, sondern der ungünstigere P’all des Kraft-

angriffes in der Mitte der Länge l — 1160 zwischen den Schraubenmitteln, so gilt die Festigkeitsgleichung für die Last P — 120000 k&

W

= s . z = s. —

ei

— 5,12 kg/qmm.

woraus S =

120000 .1160

4 . 6788500

Da nun bei dieser Rechnung die Deckenversteifungsrippen außer Betracht blieben, welche den Wert der Beanspruchung S reduciren und der ungünstigste Fall der Belastung ins Auge gefasst wurde, so kann der Querschnitt als hinreichend fest beibehalten werden.

4. Herstelluug der hydraulischen Pressen. Als Gußstück spe-eieller Art erscheint bei der hydraulischen Presse der Presscylinder, dessen Herstellung die größte Sorgfalt verlangt und durch häufig vorkommende Ausschussstücke oft beträchtlich vertheuert wird derart, dass man gußeiserne Presscylinder, welche eine gewisse Größe überschreiten, nur aus bestimmten, im Guß solcher Cylinder renommirten Eisenwerken beziehen kann.

Mit Rücksicht auf die in erster Linie verlangte Dichtheit des Presscylinders, 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 im 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. XXIV, am Cylinderboden ersichtliche Ansatz.

Durch besondere Kühlvorrichtungen kann man den Cylinder nach dem Guße innen rascher abkühlen, wodurch an der Innenwandung 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 des reinen dichten Gußes wegen besser einen etwas niedrigeren Druck und größeren Kolbendurchmesser anzuwenden und das gewöhnliche Gußverfahren einzuhalten.

200 bis 300at nicht zu überschreiten und

Die Sellers’sche Ausführung mit Kupferausfütterung (Fig. 76, Text) und die Anwendung des Gußstahlcylinders für höheren Druck, wurde schon besprochen (Note S. 242).

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. XXIV, gezeichnet, zu empfehlen.

Das Ausbohren des mit Ansätzen versehenen Presscylinders im Stopfbüchsenhals erfolgt am besten auf der Horizontal-Bohrmaschine, das Abdrehen glatter Cylinder, das Ausbohren derselben und das Abdrehen und Einpassen des Presskolbens auf der jEgalisirdrehbank. Die Tischplatte wird oben auf der Hobelmaschine gehobelt und unten auf der Plandrehbank abgedreht und auf den Presskolben aufgepasst.

Die Gußmodelle werden, wie immer, im Schwindmaß ange-fertigt und zum Bearbeiten wird nur an den zu bearbeitenden Stellen zugegeben.

Die Säulen werden gewöhnlich und insbesondere bei verti-calen hydraulischen Pressen durchaus blank gedreht. Oft ist daran der Tisch geführt, wie in Fig. 3, Taf. XXIV, gezeichnet.

Die Ledermanschetten zur Dichtung werden aus eingeweichtem Leder in entsprechenden eisernen Formen gepresst.

Die Aufstellung der Presse erfolgt entweder unmittelbar auf dem Quaderfundament, mit Cement untergossen, oder auf Holzbalken über gemauertem Fundament, wie in Fig. 1, 4 und 8, Taf. XXIV, gezeichnet. Um zum Rohranschluss gelangen zu können, wird im Fundament ein Zugang ausgespart, falls nicht das Rohr von oben eingeführt Avird.

Bei der Montirung einer Presse nach Fig. 1 bis 8, Taf. XXIV, ist eine genau regulirte Wasserwage zu veiuvenden und der Cylinder mit aller Sorgfalt so aufzustellen, dass seine Achse vertical, also die deshalb zur Achse senkrecht angedrehte Stirnfläche horizontal steht.

VIII. DIE ACCUMULATOREN.

1. Zweck 1111(1 Arleil (1er Aceiimillatoreil. Zum Betrieb hydraulischer Pressen für besondere Zwecke und von Werkzeugmaschinen, welche mit hydraulischem Druck arbeiten, sowie endlich für den Betrieb der hydraulisehen Krahne in den Bessemerhütten ist es nöthig, einen Vorrath von Druckwasser anzusammeln, um im Augenblicke des Bedarfes mehr zur Verfügung zu haben, als die Pumpe bei continuirlichem 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 geivöhnlichen Accumulator; geht hingegen die feststehende Kolbenstange, welche unten in ihrer Verstärkung den Kolben repräsentirt, oben als Führungsstange durch den beiderseits offenen und durch Stopfbüchsen mit Ledermanschetten abgedichteten Kolben hindurch, so hat man einen Differenzial-Accumulator.

2. Haupltheile (1er Accnmnlatoren. Nach dem Vorstehenden besteht der Accumulator der Hauptsache nach aus drei Theilen, dem Accumulatorcylinder, dem Kolben und dem Belastungsgewicht.

Beim geivöhnlichen 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. 78, Text, dargestellt.²) Der Differenzialkolben ist in der Fundamentplatte und im oberen Querstück vertical gelagert und letzteres ruht auf zwei

Säulen, die unten in der Fundamentplatte befestigt sind. Der über die Säule geschobene Aecumulator-Cylinder, oben und unten

Fig. 78.

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A Differenzialkolben. S Accumtilator-Cylinder. C Belastungsgewicht. D hölzerne Stützen. a Verticaler Zu- und Abflusscanal des Druckwassers, b Quercanäle für den Durchgang des

Druckwassers.

Differenzial-Accuniulator toh Tweddell.

durch Stopfbüchsen mit angeschraubter Brille und Ledermanschette gedichtet, trägt auf breiter angegossener Flantsche daś

Das Druckwasser steigt hierbei durch den in der Kolbenstange vorhandenen verticalen 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.

Belastungsgewicht. Letzteres besteht hier aus mehreren zweitheiligen gußeisernen Ringen. Außer Gebrauch ruht der Accu-mulator-Cylinder auf hölzernen Stützen, welche auch für den Fall eine elastische Unterlage bilden, als das Druckwasser dem Cylinder rasch entnommen würde und dieser somit rasch abwärts ginge.

3. Dimeiisioiisbcstimmiing. 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 Wasserdruck in Kilogramm pro 1qmm,

F die nutzbare Kolbenfläche in Quadratmillimeter,

P den totalen Wasserdruck auf den Kolben in Kilogramm,

Py den vom Accumulator zu überwindenden äußeren Druck oder das Belastungsgewicht in Kilogramm,

so ist

(215

(216

P = F . p.....

und allgemein

Px = k . P.....

wobei im Mittel geschätzt für gewöhnliche Accumulatoren

= 0,87

1,15

für Differenzial-Accumulatoren

(217

(218

Die genaue, in Wirklichkeit erforderliche Größe des Belastungsgewichtes wird beim Betrieb selbst festgestellt und nach Erfordernis regulirt.

Im Übrigen gelten für die Dimensionsbestimmung dieselben Grundsätze wie bei den hydraulischen Pressen.

4. Herstellung (1er Aceumulatoren. Hieftir gilt unter Voraussetzung eines einseitig geschlossenen Accumulator-Cylinders alles wie bezüglich der hydraulischen Pressen. Beim Differenzial-Accu-mulator ändert sich nur das Gußverfahren, indem nur Dichtheit des Gußes an beiden offenen und zur Bearbeitung gelangenden Cylinderenden erforderlich ist. Im Allgemeinen werden jedoch Aceumulatoren nicht für sehr hohen Wasserdruck angewendet, wodurch die Gefahr des Ausschusses etwas vermindert wird. Es beträgt z. B. der Wasserdruck im Accumulator zum Betrieb von Tweddell’s hydraulischer Nietmaschine nur 140 at im Maximum.

Bei der Montirung ist von der größten Wichtigkeit, dass die Achse des Cylinders, beziehungsweise jene des feststehenden Kolbens, genau vertical steht und das Belastungsgewicht möglichst gleichförmig vertheilt ist.

Die Belastungsgewichte des Differenzial-Accumulators werden in Ringstücken gegossen und bleiben unbearbeitet. Die Accu-mulatoren zum Betrieb 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. 78, Text, angewendeten Stopfbüchsen schrauben sind gewöhnlich Stiftschrauben (Stockschrauben) und die Stopfbüchsenbrille wird mit dem Cylinder fest verschraubt.

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Fit. L

Fit. 2.

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Fig. 5.

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Gcsseisen.Scinniedeisen. Sîahl, Rotbenss. Stein.

Heiz. Manerwerk.

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BESONDERE SPERRKEGELANORDNUNGEN.

(Fig. 7 ud 8.)

Sperrwerk einer BanwMe ait doppelter Bâderûbersetzne. (Fie. 9 und 19.)

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Fit 1.

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d SCHALTMECHANISMUS \l    EINER

c    SH APINGMASCHINE.

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SPERRAD MIT SEITENSCHEIBEN.

P Stotzendrncł des Sperrlegels.

Q Last ai TnuKlMtamcr.

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SCHALTMECHANISMUS I*. A EINER

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Fig. 11.

SPERRKEGEL MIT AUSRÜCKVORRICHTUNG.

(Fig. I bis 3.) a Hebelarm des Sperriegels. f Ansriichchiene.

g Aischlag znr Festelloog der letzteren. h Handgriff dazu.

HOBELMASCHINE.

(Fig. 13 bis 16)

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Fig. 12.

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RATSCHE FÜR HANDVORSCHUB.

(Fig. Il nni 12.) Vio Hg.

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Fig. 15.

Fig. 6.

c Klemmstift.

d Drehzapfen des Sperriegels.

Schema einer trommelwinde mit doppelter Räfleröbersetznng.

SCHALTMECHANISMUS EINER BOHRMASCHINE.

(Fig. 7 bis lö.) m

Fig. 7.

Fig. lö.

e Spiralfeder.

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f Stenernngseicenter. g Bohrspindel.

h Stenerbebel oder Schlitzbebel.

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Fig. 8.

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Fig. 9.

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UHLHORN’SCHE MOTORENKUPPLUNG.

(Fig. 1 und 2.)

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Dnrchschnitt.

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Durchschnitt.

Vorderansicht.

Seitenansicht.

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a Schaltrad. b Schaltklinke. c HemmkMe. d Excenterstange. e Antriebwelk

POUYER’SCHE MOTORENKUPPLUNG.

(Fig. 3 bis 5.)

Fig. 3.

Fig. 4.

SCHALTMECHANISMUS EINER GATTERSÄGE. fT..v i (Fig. 6 bis 3.)    *- ^ *

(Worssams Brettsäge.)    \ y

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EINSEITIG GESPANNTE BANDBREMSE.

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SPANNVORRICHTUNG ZUR DIFFERENZIALBREMSE.

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Pech an, Leitfaden des Maschinenbaues. I.

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EINSEITIG GESPANNTE BANDBREMSE. fij 3.

ZWEISEITIG GESPANNTE BANDBREMSE.

(Fifi. 2 bis 6.)

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Fii. 4.

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L Hebelarm der Kraft K.

T grössere Spannung des Bremsbandes.

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Halbmesser gleich der Einheit.

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Q Last am Trommelhalbmesser.

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DIFFERENZIALBREMSE ALS LÖSUNGSBREMSE.

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BANDBREMSE MIT HOLZBACKEN.

BACKENBREMSE.

d‘ Wellendurchmesser.

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Pccliao, Leitfaden des Maschinenbaues. I.

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SEILFLASCHENZUG.

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Fii. 7.

KETTENFLASCHENZUG.

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A Handrad znm Nachspannen des Bremshandes mittels Schnecke s und Schneckenrad. B Brückenwaae. K Katarakt.

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DIFFERENZIALFLASCHENZUG NACH WESTON s PATENT.

(Fii 14 Ms 16.) V₄ Ng.

Details der hakenbefestigung.

(Fii. 11 dis 13.)

l* e c n a b. Leitfaden des Masciiinenlianes. I.

Taf. VIL

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ZAHNDIMENSIONEN. Fil. 4.

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Fil 3.

EPICYCLOIDALFLASCHENZUG

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Fil. 2.

NACH EADE’S PATENT.

(Fin. 1 Ms 3.) XU Si.

\n)fti Fûtonnislappen ai ansseo verzahnten Rade r₂ anjepssen.

E Eicenter an der Nahe der Znpolle anaepssen.

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ss Krenzsehleife.

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Fil. 5.

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A drehbare Spindełhrone. B Spindel. u ć? Mutter D Steckschlüssel £ Sânlen. ^ G Fnssrinï. CEG Mer,

Fin. 7.

Fil 8.

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Fil. 6.

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Schaltrad oder Stenerscheihe. f b Schalt-Klenmhaclei. c Henun Klemmhaołen. d Stenerhehel.

e Stirnzanfen am Gatterrahmen. ü g Stenerjetriehe, lose drehbar am Bolzen h. k Gatterständer.

il am Gatterständer aiieschraihte Laaer. s Hnh des Gatterrahmens.

EINFACHE SCHRAUBENWINDE.

(Fii. 5 Ms 7.) »/ tij.

SCHALTMECHANISMUS EINER GATTERSÄGE

tack Ansführnna der Ottatrinaer Eisenjiesserei nnd Maschinenfabrik: in Wien. (Fii. 8 nid 9.) »/*„ Nj.

Pech an, Leitfaden lies Maschinenhaoes. I.

Taf. VIII.

VioKi.

SCHRAUBENWINDE MIT KEGELRÄDERANTRIEB.

(Fin. 1 nnd 2.)

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Schnitt c

Fi£. 5. Ansicht.

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Fit 13.

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Fit 8. Horizontalschnitt.

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Fit 4.

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ZUGVORRICHTUNG

ilr Schlenssen nid Schutzen.

Fit U.

SCHRAUBENWINDE MIT SCHNECKENANTRIEB.

(Fit 5 bis 8.) Vio Nt

DIFFERENZIAL-SCHRAUBENWINDE.

(Fit 9 ins 11.) V» Nt

Theiiriss der Zahnstante.

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Tleiiriss der Zahnstange.

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hängende Schraubenwinde mit Kegelräder und Seilscheibe. (Fit 3 and 4.)

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Räderschema zur Zahnstangenwinde mit einfacher Räderühersetznn

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t Räderschema zur Zahnstangenwinde mit doppelter Räderiihersetznnt

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Tal. IX.

P ech aa, Leitfaden des Maschinenbanes. I.

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Fis. 1.

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Fil. 6.

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*| 1/// PRATZENWiNDE MIT EINFACHER RÄDERÜBERSETZUNG

naci Ansfhhnmj von J. Körösi ii Andritz bei Graz.

(Fis.Ibis6.) 74 N&.

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A nnd B mit Cycloidenverzahnnng.

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Taf. II.

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bauwinde lit doppelter Räderiibersetznng. (Fii. 1 dis 4.)

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5.

MAGAZINKRAHN

mit Winiweri von Megy-Echeverria-Bazan in Paris.

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Fig. 13.

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MAGAZINKRAHN

Sanie fflontirten Lagern von Megy-Ecleverria-Bazan in Paris.

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Fig. 12.

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FRANZÖSISCHE BAUWINDE.

(Fic. 5 bis 7.) ’/iolTg.

Anordnnng der Wechselräder zm Schraolensclneiden.

MAGAZINKRAHN OHNE SÄULE

nach Ansürii

restbahn in Wien.

(Fig. 10 bis 12.) y«.¥i

WANDKRAHN

lit hohler gnsseiserner Sânle nid Besonders lontirtei Windvert von Megy-Ecleverria-Bazan in Paris.

Péchai, Leitfaden des Maschinenbaues. I.

Taf. XII.

«1.7.

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Fin. 10.

Fig. 14.

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Fig. 5.

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GIESSEREIKRAHN

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nach Aisfohrnng fier

(Fig. 1 bis 4.)

2000kg Tragfähigkeit    4500rara Höhe. 5000ram Ansladnng.

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MAGAZINKRAHN.

(Fin. 5 bil 16.)

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Pechan, Leitfaden des Maschinenbaues. I.

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Details soi» giessereikrahn Taf. XII (Fig. 1 Ms 4.)

(Fig. IMs 14.)    r—

Taf. Xffl.

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(Fig. 1 Ms 4 und Ï.)

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MAGAZINKRAHN

lit Winflwert von Megy-Echeverria-Bazan in Paris.

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Fachu. Leitfaden te Maschinenbanes. I.

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GIESSEREIKRAHN

(Fis. 6 iS T.)

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GIESSEREIKRAHN

für 4000kfî TrasfiisM nach Ansfübrnns flcr Sfid-Nord-Dentscben Verbindnnssbahn (Werkstätten-Cüef Herr Inspector R. Landaner) in Reichenbers.

(Fis. 1 lis 3.)

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Fis 3.

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MAGAZINKRAHN

lit Windiert a» der Strebe.

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FREISTEHENDER KRAHN

für 3000 k« Trasfahisleit nach Ansführuns der Ottakringer Eisengiesserei nnd Maschinen Fabrik Reinhard Fernan & Co. io Wißt.

(Fis. 4 nnd 5.) l/*Ą.

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MAGAZINKRAHN

MIT WINDWERK AN DER SÄULE.

(Fis. 10 und 11.)

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Taf. IY.

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Details n einem freistehenden krahn

für 6000kg Traißiüjleit.

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Details zo einem freistehenden krahn

Tar 4000kg TraÄieit

nach Ansföhmnit tob J. Dräsi in Mritz hei Graz. (Fit 1 his 3.) VsoHt

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mit 58mm KolheBflurchiesser nnd 60mm Hßh Tor 65 liiitlicle Hohe. (Fii. 7 oai l)p v

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Der Druck auf das Presspacket beträgt annähernd bei Ölpressen p, bei Hadernpressen p, = 20 bis 30 at bei Tuchpressen p, — 30 at (?)

²

Nach dem Bericht über die Weltausstellung in Philadelphia 1876: „Hilfsmaschinen und Werkzeuge zur Eisen- und Metall - Bearbeitung“ von Franz Wencelides, Wien 1877.

Tat XVI

Peclian, Leitfaden des Maschinenbaues. I.

FREISTEHENDER KRAHN.

Constrnclive Details.

(Fia. 1 bis 8.)

Kinfachwirkenfle Speisepumpe.

Ansicht ües finflwertes und Sänlendnrchschnitt.

Fia. 20

(Fia. 20 his 22.)

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Fia 3.

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Fia. 22.

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Fia. 2.

Schnitt A B.

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Ansicht des Wiiifleasdiildes and Dnrclisclmitt der Grundplatte.

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Fi|. i Verticalschnitt.

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Fia. 5.

Constructive Details. (Fia. 1 dis 8.)

4-

4-

Öderes Querstöck. (Fia. 5 nd 6.)

Fia. 9.

Fia. 10.

Ta n

75mm Kolbendnrchmesscr. 150mm Hnb. y

Stitnu des drehbaren Kradnaestelles. Fia. 11. „

Fia. 12.

Fia. 13. ^

a id x m

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Dimensionen zn Fit. U.

d = 0,14 + 1”“

4 = 0,774

r = 0,8d P = 0,4<2 — 0,2 d

Neigung der Seitenfläche dea Steges:

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Dimensionen zn rit 12,

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Fi|. 8.

Rolleilaaerii.

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(Fia. 1 md 8.)

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Fil. 17.

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krahn-aufstellung.

(Fia. 9,10 id 19.)

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«    4 = 0,44 + 20""

U = 0,034 + 1,6"" f | d = 1,56; r = l,2<t; f = 0,66; Neigung °/₀: p = 0,02 4 + 7.

4 = 0,34 + 36"" i = 0,044

A*

Fia. 18.

Dimensionen zn Fis. 13.

4 = 0,254 + 26»" rf = 0,0254 + 4mm d «. 1,56 r = 1,56 o = 0,6 d

Neigung %: /> = 0,01 A -j- 7.

Dimensionen zn Fil 15.

2 und 4 nach der Tabelle.

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H Fia. 15.

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Fil. 19.

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Fia. 16.

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KRAHN-FUNDAMENT.

(Fia. 17 md 18.)

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nPeclian, Leitfaden des Maschinenbaues. I.

Fig. 1. _j

handpumpe mit Antrieb dnrcb Haniscbwnngrai und Räderibersetznng

7 m Ng.

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nach Ansfiihrnng von Colmar Schreck in Reickenberg.

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(Fig. 1 bis 4.)

EINFACHWIRKENDE SPEISEPUMPE

mit Excenterantrieb.

Fig. 5.

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Anzahl der Rollenfilirnngen r -10.

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(Fig. 2 bis 4.)

KETTENPUMPE.

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Eicenterstange.

Fig. 1

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Tiidkenel.

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Sangiorb mit Säugventil.

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VerticalscliDitt des VentilEehäDses znr verticalen

EINFACHWIRKENDEN SPEISEPUMPE

Taf. XVIII, Fig. 4 and 5.

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Pecha n, Leitfaden des Maschinenhanes. 1.

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1. Ansicht

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Fil. 5.

Schnitt /t 5.

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Fil. 2.

Yerticalschnitt

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ANTRIEB MIT HANDSCHWUNGRAD.

Xor Handpunipe Tat. XVII, Fi|. 1 his 4.

(Fi|. 1 his 3.)

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EINFACHWIRKENDE SPEISEPUMPE

mit ExcÉüîeraatrieîi.

(Fis. 4 nad 5.)

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Fis. 2.

Verticale freistehende dampfpumpe

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LU.

Seitenansicht.

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mit 105m,n Kolhenûnrchinesser, 270,um M

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Horizontalsctmitti des Cyliüôers.

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Fis. 6.

Schnitt ab.

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7 HorizoBtalschnitt des Ständers. K

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F e c ii a o, Leitfaden des Masctiinenlianes. I.

Taf.XÏ.

Fin. 1.

JoQ.Q'ooL

Norialsciinitt.

(Fil. 1 nui 2.)

Fil. 2.

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Vio Si.

Àchsialschnitt.

Et

Fi| 3. Seitenansicht.

JJ

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CONDENSATOR MIT HORIZONTALER LUFTPUMPE.

(Fif. 3 Ms 10.)

9,

Il

7 v/

Fil. 1.

(Fif. 3 miii 4.) 7*> Ni.

b Dampfrohr.

Speiserohr.

Abflussrohr

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CONDENSATOR MIT HORIZONTALER LUFTPUMPE.

(Fi|. 3 Dis 10.)

a Abfloss des Gemisches soin Condensations». b Dampfznfluss ans dem Dampfcylinder. c Zufluss des Injectionswassers (Ëiaspritzvassers). d Kinspritzyentil.

Zeifer zur Scala for die Stellom des Einspritzhahnes.

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Dampfznfnhrnnisrohr ond Einspritzventil. (Fi|. 5 Ms 10.)

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Hahnführnnf.

(Fif. 1 Ms 10.)

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Flantschenverbindonf. jp

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DranfsicM

Fil. 5.

(Fif. 5 o'nfl 0.) Fii. 6- Stinaisicht

Spindelfnhrnnf.

Fii. 9.

Fil. 10.

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Vio Ni.

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Condensations»

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Fit 8. Yerticalschnitt.

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Fil. 1.

Fil 3.

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Verticalschnitt.

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Horizontalscheitt.

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Draufsicht des Ventilspienels.

Lânisschnitt des Feitilspieiels.

^ Fi|. 8.

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CONDENSATOR MIT HORIZONTALER LUFTPUMPE.

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Fi|. 6.

(Fil. 1 his 8.)

Querschnitt des Saniventiles. Fi|. 5 his 8, V4 Ne

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Tar. XXII.

F ecli an, Leitfaden des Maschinen!» I.

CONDENSATOR MIT VERTICALER LUFTPUMPE

nach Ansfiihruutt der Görlitzer Maschinenbauanstaltii Girlitz.

(Fis. 1 bis 6.) VioNi. .

Rohr zu Vaccnmmetßr

Fif. 2.

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Doppel-Absperrventil

Verticalsohnitt der Luftpumpe.

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Dranfsiciit fler LoDpnmpe.

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Abfluss zur Luftpumpe.

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Conflensationsrohr.

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a Abfluss des warmen Wassers von der Lnitpnmpe. b Znflnss des Geaisclies aus lern Conieasalionsrani zur Lnitpnmpe. si Kolbenhub.

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A KantschntSanpentilplatte. ß Kantschnt-Kolhenventiiplatte. c Kanlschnh-AnschlaErini Di Kofalorchmesser.

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s'Rohrstnlzen znm Condensationsranm.

T Einspritzrohr nnd Einspritzventil.

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Leitfaden des Mascliiflenlianes. I. p—--tes

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Taf. XXIII.

Fit 3.

Fit. 1.

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HYDRAULISCHE RÄDERPRESSE.

(Fit. 5 nnd 6.)

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Miiller’sclies Sebieberstenernnts-Diacramni

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/i Usiner Kolbes, Keile bei d. b psser Kolben, Keile bei e. C Lederringe znr Dichtnng.

D, E Keillöcber znr Kolbenfeststellnng. F Kolbenstange. G Fölirnntsböchse. H Führnngsständer. y Reservoir.

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/r Sangrolir. z. Ventiltehäise.

/W Ferbindnngscanal znin Yentilgeiänse.

Fit. 9. |i!

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Zur Presse.

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HYDRAULISCHE TUCHPRESSE

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Pech an, Leitfadt

Seitenansicht uni TheilschnitL

Kopfstück.

Taf. IXiy.

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HYDRAULISCHE PRESSE

for 120000kg Totaldrnck auf das Presspacket. (Fin. 1 bis 8.)

(2 bis 4, V* Ni.)

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Dmntersicht ies Tisches.

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