Die Hebezeuge

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Hugo Bethmann

3. Auflage

Biblioteka Politechniki Krakowskiej

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Die Hebezeuge

Die Hebezeuge

Berechnung und Konstruktion der Elemente, Flaschenzüge, Winden und Krane

Für Schule und Praxis mit besonderer Berücksichtigung des elektrischen Antriebes bearbeitet von

Hugo Bethmann

Ingenieur und Dozent für Maschinenbau am Technikum Altenburg (S.-A.)

Dritte neu bearbeitete Auflage Mit über 1300 Textabbildungen, 15 Tafeln und 114 Tabellen

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BRAUNSCHWEIG

DRUCK UND VERLAG VON FRIE DR. VIEWEG & SOHN

19 15

Alle Rechte,

namentlich das Recht der Übersetzung in fremde Sprachen, Vorbehalten.

Copyright, 1915, by Friedr. Vieweg & Sohn, Braunschweig, Germany.

BIBLIOTEKA POLITEOHBICZHA

KRAKÓW

Äkc. Nr.

Vorwort.

Die dritte Auflage ist einer eingehenden Umarbeitung unterzogen worden, die einesteils durch Ausscheidung überflüssigen und veralteten Stoffes, andernteils durch Ergänzungen und Aufnahme neuer Konstruktionen bedingt war.

Die Einteilung des Inhalts ist in ihren Grundlagen dieselbe geblieben. Erforderlich war hingegen eine neue Gliederung des Abschnittes Drehkrane, die von Prof. Kämmerer in logischer und mustergültiger Weise zuerst in des Ingenieurs Taschenbuch „Hütte“ aufgestellt war.

Die vorher auf verschiedene Abschnitte zerstreuten Grundsätze über Ermittelung der Stabkräfte und Berechnung der Stäbe wurden in einem besonderen Abschnitt „Zusammenstellung der zur Gerüstberechnung erforderlichen Sätze“ den Kranen vorangestellt. Die Tabellen über Motore und elektrische Apparate wurden in den Anhang aufgenommen.

Von den Umarbeitungen ist zunächst der Abschnitt „Elektrischer Antrieb“ zu erwähnen, der jetzt an Hand von Gleichungen und Schaubildern die für den Hebezeugkonstrukteur wissenswerten Eigenschaften der verschiedenen Motorensysteme, ihr Verhalten beim Anlauf und beim Bremsen, ferner Schaltungen, Steuervorrichtungen, Bremsmagnete usw. enthält.

Der Abschnitt über Bremsen wurde einer eingehenden Durchsicht unterworfen. Bremsvorgang und Bremsen bei maschinellem Antrieb wurden unter die Elemente aufgenommen, um das über Bremsen Gesagte nicht über zu viele Kapitel zu verstreuen. Die Berücksichtigung der Reibungsleistung, die Berechnung des Lüftweges und des Hebelausschlages dürften erwünschte Neuerungen sein. Die Senksperrbremsen ^ die heute keine Berechtigung mehr haben, wurden bis auf ein Beispiel gestrichen.

Von Bedeutung ist die Berücksichtigung des Einflusses der Trägheitsmomente von Motoranker und rotierenden Triebwerkmassen auf den Arbeitsbedarf beim Anlauf. Obwohl schon vor längeren Jahren von Prof. Kämmerer in der Z. d. V. D. I. 1901 dieses Thema eingehend behandelt und <Jie Vernachlässigung des Ankers und Triebwerkes als grober Fehler in der Berechnung erkannt war, wurde in keinem Lehrbuche darauf Rücksicht genommen. Die Grundsätze sind in der dritten Auflage in dem Abschnitt „Trägheitswiderstände bei Anlauf und Auslauf der Hebemaschinen“ ausführlich behandelt und in späteren Beispielen über elektrisch betriebene Hebezeuge eingehend behandelt worden.

Dem neuen Abschnitt über Laufräder wurde besondere Beachtung geschenkt, so daß sich hier die zeitliche Entwickelung der theoretischen Ergebnisse bis auf die letzten Doktordissertationen verfolgen läßt.

Neu aufgenommen sind ferner Kranschienen, Kugellager, flacli-litzige Drahtseile, Jordan-Druckluftbremse, gesteuerte Fliehkraftbremse, Fachwerkträger mit parabolischem Untergurt, elektrisch betriebene Wanddrehkrane, Hellingkrane, Verladebrücken, Druck wasserhebe bocke usw.

Der Abschnitt „Zusammenstellung der zur Gerüstberechnung erforderlichen Sätze“, S. 456 bis 487, sowie die Abhandlung über Kranträger, S. 641 bis 668, wurde von Dipl.-Ing. Bergner in Altenburg S.-A., der Abschnitt „Elektrischer Antrieb“, S. 306 bis 380, von Dipl.-Ing. Sierig in Uerdingen a. Rh., z. Z. Festung Köln a. Rh., bearbeitet. Beiden Herren danke ich für ihre wertvolle Mitarbeit.

Die Verlagsbuchhandlung hat wieder mit der ihr eigenen Sorgfalt die Herstellung des Werkes durchgeführt und besondere Mühe auf deutliche Figuren verwendet, deren oft mehrere Quadratmeter großen Originale zwecks Reproduktion umgezeichnet und mit eingeklebten, gedruckten Maßzahlen versehen wurden. Ihr sei an dieser Stelle besonderer Dank ausgesprochen.

Abänderungsvorschläge und Berichtigungen werde ich stets gern entgegennehmen, zumal die Korrektur der zweiten Hälfte durch meine Einberufung zur Fahne wesentlich beeinflußt war.

Altenburg S.-A.,

z. Z. Essigny le Grand bei St. Quentin, 17. Dezember 1914.

Hugo Bethmann.

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Inhaltsverzeichnis.

Seite

Vorwort. ..... Inhaltsverzeichnis

VII

Erster Abschnitt: Elemente der Hebezeuge.

Seile

1.    Hanfseile...........

2.    Drahtseile . .........

Bemerkungen über Drahtseile

3.    Seilgehänge.......*. . .

10

10

Ketten

14

1.    Geschweißte Ketten . .

Kalibrierte Ketten .

2.    Gallsche Gelenkketten

3.    Amerikanische Ketten

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Seil- und Kettenrollen........

1.    Seilrollen.......,.....

2.    Kettenrollen für gewöhnliche Ketten

3.    Verzahnte Kettenrollen oder Daumenräder für kalibrierte Ketten ... 25

4.    Kettenführungen..............

5.    Kettenräder für Gallsche Ketten......

6.    Kettenräder für amerikanische Treibketten . .

7.    Berechnung der Rollenachsen........

a)    Berechnung auf Festigkeit.......

b)    Berechnung auf spezifische Pressung . .

c)    Berechnung der Wärmeableitung ....

Seil- und Kettentrommeln...........

1.    Seiltrommeln................

a)    Trommeldurchmesser und Trommellänge

b)    Ausführung der Seiltrommeln.....

c)    Befestigung der Trommel auf der Welle

d)    Befestigung der Seile an der Trommel .

2.    Kettentrommeln..............

3.    Richtiges Auflaufen der Ketten und Seile . .

Verwendung der einzelnen Tragorgane . .

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Haken

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1. Einfache Haken ...............

a)    Bestimmung des Schaftdurchmessers . . .

b)    Berechnung des gefährlichen Querschnittes

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50

2.    Doppelhaken....................

3.    Aufhängung der Haken...............

4.    Hakengeschirre...................

5.    Skizzen von Haken und Kranflaschen.........

6.    Festigkeitsrechnungen................

Berechnung einer Kranflasche für 20000 kg Tragkraft

7.    Last-Binde- oder Schlingketten ...........

8.    Greifzeuge......................

9.    Selbstgreifer.....................

a)    Der Hu nt sehe Zweikettengreifer........

b)    Hones Selbstgreifer..............

10.    Lastmagnete.....................

11.    Kranwagen und Gewichtsanzeiger...........

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Kurbelräder Haspelräder .

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Zahngesperre......................

Zahngesperre mit Außenzähnen.............

Zahngesperre mit Innenzähnen.............

Klinkenbolzen...................

Gesteuerte bzw. geräuschlose Klinken..........

Geräuschlose Klinken von Gebr. Weismüller. . . . Geräuschloses Zahngesperre von vormals Wilke & Co.

Klemmgesperre............;........

Räder mit zylindrischen Umfangsflächen.........

Klemmgesperre mit Keilnuteneingriff..........

Bremsen.........................

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Bremsvorgang..................

1.    Backenbremsen..................

Doppelbackenbremsen...........• . . .

Reibungsleistung und Bremsscheibendurchmesser . .

Drehbolzen...................

Bremshebel...................

Ermittelung des Lüftweges............

2.    Kegelbremsen...................

3.    Bandbremsen..................-

Einfache Bandbremsen..............

Differentialbandbremsen.............

Ermittelung des Lüftweges und des Hebelausschlages Regeln für die Anordnung der Bandbremsen.... Bandbremsen für wechselnde Umlaufrichtung . . . Berechnung und Konstruktion der einzelnen Teile .

Bremsscheibendurchiüesser..........

Bremsband..................

Armierte Bremsbänder............

Mehrfach umschlungene Bremsbänder.....

Befestigung der Bremsbandenden am Hebel . .

Scharnierbolzen...............

Ermittelung des Drehbolzendurchmessers . . . Bremshebel...................

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Inhaltsverzeichnis.

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4.    Lamellenbremsen................

5.    Sperradbremsen.................

Beck er sehe Sperradbremse..........

6.    Selbsttätige Bremsen...............

a)    Lastdruckbremsen ..............

1.    Seil-Lastdruckbremsen..........

2.    Schnecken - Lastdruckbremsen.......

Schnecken-Lastdruckbremse von Becker Schnecken - Lastdruckbremse von Luders Schnecken-Lastdruckbremse von Bolzani Schnecken-Lastdruckbremse der Weiter -Elektrizitätswerke . 135 Schnecken-Lastdruckbremse der Deutschen Maschinenfabrik 136

3.    Gewinde - Lastdruckbremsen

Gewinde - Lastdruckbremse der Deutschen Maschinenfabrik . 139

4.    Schrägzahn - Lastdruckbremse.......

Daumen - Sperrradstoppbremse......

b)    Zentrifugalbremsen.............

Zentrifugalbremse von Becker.......

Zentrifugalbremse von Stauffer......

Zentrifugalbremse mit Keilnuten......

Kurzer Überblick über Schleuderbremsen

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147

7.    Sicherheitskurbeln..................

Sicherheitshaspel mit Lamellenkupplung von Weston

Sicherheitskurbel von Weidtmann.........

Sicherheitskurhel von Becker...........

Sicherheitskurbel von Gebr. Weismüller......

Anwendungsgebiet der Sicherheitskurbeln......

8.    Elektromagnetische Bremsen.............

9.    Druckluftbremse von Jordan............

10. Gesteuerte Fliehkraftbremse von Becker.......

Zusammenfassung.................

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Verzahnung........................

Teilung für langsam laufende Räder............

Zahnbreite, Teilung für schneller laufende Räder, Konstruktion

Material und Bearbeitung, Rohhautritzel..........

Zähnezahl, Wirkungsgrad..................

Gewichte .........................

Schneckengetriebe......................

Verzahnung der Schneckengetriebe.............

Beziehung zwischen Last und Kraft.............

Wirkungsgrad.......................

Teilung und Schneckendurchmesser.............

Druck in Richtung der Schneckenwelle und der Schneckenradwelle . . . 184 Kugel- und Rollenlagerungen der Schneckenwelle

Beispiel.....................

Grissongetriebe..................

Reibräder.....................

Zylindrische Reibräder..............

Kegelförmige Reibräder..............

Zentratorgetriebe von Hilger&Cie........

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Wendegetriebe.......................

1.    Wendegetriebe mit offenem und gekreuztem Riemen. . .

2.    Wendegetriebe mit Schubkeilkupplung.........

Wendegetriebe von Gebr. Schölten.........

Wendegetriebe von Jaeger..............

Kupplungen für Motorantrieb..............

Stahlblattkupplung der Allgemeinen Elektrizitätsgesellscbaft

Blattfederkupplung der Eßlinger Maschinenfabrik.....

Einlagenkupplung von Polysius.............

Lascbenkupplung....................

Lederscbeibenkupplung..................

Grissonkupplung von Becker..............

Lederbolzenkupplung der Berlin - Anhaltiscben Maschinenbau-A.-G. . . . 205 Lederringkupplung von Tacke . .

Reibkupplungen für Schwenkkrane

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Lager

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Stehlager mit Rotgußscbalen .

Augenlager..........

Augenlager mit Ringscbmierung Kugellager...........

1.    Ringlager.......

2.    Drucklager.......

3.    Rollenlager.......

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Reibungswiderstand.........

Ausführungen von Kugel- und Rollenlagern

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Laufräder und deren Schienen .

F abrwiderstand........

1.    Berechnung.......

2.    Material.........

3.    Ausführung.......

4.    Verbindung mit der Achse

5.    Anordnung.......

6.    Vermeiden des Aufsteigens der Spurkränze auf die Schienen . . . 224

7.    Fahrwiderstand................

Fahrwiderstand nach Ernst.........

Fahrwiderstand nach Hilbrand.......

Fahrwiderstand nach Dr. ing. Pape......

Fahr widerstand nach Dr. ing. Bülz......

Versuchsergebnisse von Fahrwiderständen . . .

8.    Laufkranschienen...............

9.    Befestigung der Laufschienen.........

10. Materialanstrengung von Schienen auf Mauerwerk

Flachgängige Bewegungsschrauben..........

. 222

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Zweiter Abschnitt: Flaschenzüge.

1.    Feste Rolle........................

Ermittelung des Wirkungsgrades bzw. des Wertes 1/t\ — x

2.    Lose Rolle........................

a)    Lose Lastrolle.....................

b)    Lose Treibrolle....................

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Seite

3.    Gewöhnliche Rollenzüge...................

a)    Faktorenflaschenzüge..................

Lastrollenzug (gewöhnlicher Faktorenflaschenzug) .... Treihrollenzug (umgekehrter Faktorenflaschenzug) ....

b)    Potenzflaschenzug ....................

c ) Zwillingsrollenzüge...................

d)    Ausführung der Flaschenzüge..............

e)    Klemm- und Bremsvorrichtungen für Seilflaschenzüge . . .

4.    Der Differentialflaschenzug von Weston...........

5.    Schraubenflaschenzüge mit Drucklagerbremsen........

6.    Stirnräderflaschenzüge....................

a)    Stirnräderflaschenzug mit Selbsthemmung.........

b)    Stirnräderflaschenzüge mit Lastdruckbremse.......

Stirnräderflaschenzug für 500kg Last von F. Piechatzek Flaschenzug der Yale&TowneLtd..........

7.    Laufkatzen zum Einhängen von Flaschenzügen........

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Dritter Abschnitt: Die Antriebsarten.

1.    Vorgelege und Übersetzung.......

Verteilung der Einzelübersetzungen . . .

2.    Wirkungsgrad der Rädertriebwerke . . .

3.    Lastgeschwindigkeit bei Handantrieb . .

Geschwindigkeitswechsel bei Windwerken

4.    Kraftbedarf für Verschiebung der fahrbaren Winden bei Handbetrieb . . 267

5.    Maschineller Antrieb allgemein........

Die Geschwindigkeiten bei maschinellem Antrieb Die Bremsen bei maschinellem Antrieb ....

Elektrische Bremsung............

6.    Die Trägheitswiderstände beim Anlauf und Auslauf der Hebemaschinen . 271 Allgemeine Gesetze für Ermittelung der Trägheitswiderstände

a)    Bei geradliniger Bewegung.............

b)    Bei Drehung um eine Achse .............

Trägheitsmomente verschiedener Körper..........

Trägheitsmomente von Motorankern und Triebwerksteilen . ,

a)    Motoranker.....................

b)    Triebwerk.....................

Reduktion der Beschleunigungsmomente...........

a)    Reduktion auf den Lasthaken............

b)    Reduktion auf die Motorwelle ............

c)    Reduktion auf eine Schwenkachse..........

d)    Reduktion auf ein Laufrad.............

Trägheitswiderstände bei Horizontalbewegung........

Trägheitswiderstände bei Vertikalbewegung.........

Trägheitswiderstände bei Drehung um eine Achse......

Zusammenstellung von Massen- und Reibungswiderständen . .

7.    Transmissionsantrieb....................

8.    Dampfantrieb........................

9.    Druckwasserantrieb.....................

10.    Antrieb durch Druckluft..................

11.    Antrieb durch Gas- und Benzinmotor............

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12. Elektrischer Antrieb. Einleitung...................

1.    Das Ohmsche Gesetz.....................

2.    Stromstärke, Widerstand und elektromotorische Kraft......

3.    Unterschied zwischen elektromotorischer Kraft und Spannung . .

4.    Reihen-, Parallel- und Gruppenschaltung von Widerständen und

Spannungen . . .......................

5.    Die elektrische Leistung...................

6.    Magnetismus, Kraftlinien, Feldstärke und magnetische Masse . .

7.    Die stromdurchflossene Spule.................

8.    Induktion..........................

Die Gleichstrommotoren.................... . . .

9.    Der allgemeine Aufbau der Gleichstrommaschinen.......

10.    Die Erzeugung des Gleichstromes...............

11.    Prinzip der Gleichstrommotoren................

12.    Die verschiedenen Arten der Gleichstromgeneratoren und Motoren

13.    Das Ankerfeld, Feld Verzerrung und Bürstenverschiebung . . . .

14.    Ankergegenfeld und Ankerquerfeld..............

15.    Wendepol- und kompensierte Maschinen............

16.    Die elektromotorische Gegenkraft des Motors.........

17.    Die Tourenzahl der Gleichstrommotoren............

18.    Die Zugkraft der Gleichstrommotoren.............

19.    Die Leistung des Motors...................

20.    Die Tourenregulierung der Gleichstrommotoren........

21.    Das Anlassen von Gleichstrommotoren.............

22.    Regulieranlasser und Auslasser mit Regulator.........

23.    Die Drehrichtung der Gleichstrommotoren...........

24.    Die Motoren als Generatoren................ .

Die Wechselstrommaschinen......................

25.    Aufbau der Wechselstrommaschinen..............

26.    Erzeugung des Wechselstromes und die verschiedenen Wechselstromgrößen .........................

27.    Die Selbstinduktion und ihr Einfluß auf die Leistung der Maschine.

Phasenwinkel und Leistungsfaktor...............

28.    Der Dreiphasenstrom.....................

29.    Stern- und Dreieckschaltung..................

Die W echselstrommotoren.......................

30.    Das Drehfeld.........................

31.    Synchronmotor und Asynchronmotor..............

32.    Kurze Erklärung des Transformators.............

33.    Die Kommutatormotoren...................

34.    Gleichstrom oder Drehstrom für Kranbetrieb.....

35.    Auswahl der Motoren. Stundenleistung............

36.    Verhalten der Motoren im Betriebe..............

37.    Steuerverfahren........................

Schaltungen für Fahrwerke.................

Gleichstromschaltungen für Hubwerke............

Senkbremsschaltung mit starker Fremderregung.......

Senkbremsschaltung mit schwacher Fremderregung.....

Sicherheitssenkschaltung..................

Schaltung für mechanische Senk brems en..........

Drehstromschaltungen für Hubwerke............

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Seite

38.    Steuervorrichtungen............

39.    Bremsmagnete...............

40.    Sicherheitsvorrichtungen..........

41.    Schaltungen und Schaltapparate der AEG . .

42.    Installation, Apparateanordnungen, Zuleitungen

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379

Yierter Abschnitt: Winden.

a)    Berechnung der Windenwellen...................

Vorgelege- und Trommelwellen....................

Kurbelwellen.............................

b)    Windenschilde........................ . . .

c)    Ausgeführte Räderwinden.....................

Berechnung einer Bockwinde für 1000 kg Tragkraft..........

Bockwinde für 500 kg Tragkraft...................

Fahrbare Bauwinde für 5000 kg Tragkraft...............

Winden für Transmissionsantrieb der Düsseldorfer Maschinenbau -A.-G. . Friktionswinde mit Zentrifugalbremse für 500kg Tragkraft von Gutmann

Berechnung derselben......................

Transmissionswinde für einen Lastenaufzug von 1000kg von Weismüller

Zwillingsdampf winde für 2500 kg von Gauhe, Gockel & Co......

Berechnung derselben......................

Elektrisch betriebene Aufzugwinde für 1500kg von Weismüller . . . .

d)    Wand- oder Konsolwinden.....................

Wandwinde ohne Räderübersetzung. Lampenaufzug..........

Wandwinde für 200 kg Tragkraft . .

Sicherheitswinde für 600 kg Tragkraft Wandwinde mit Schneckengetriebe für 400 kg Tragkraft .

e)    Zahnstangenwinden..................

Berechnungsangaben................

Zahnstangenwinde für 4000 kg Tragkraft von Bolzani . .

Hebel winde nach amerikanischem System von de Fries .

Zugwinden von Schuchardt & Schütte........

f)    Schraubenwinden...................

Einfache Schraubenwinden...............

Schraubenschlittenwinde für 8000 kg Tragkraft......

Schraubenwinde mit Kegel- bzw. Schneckenantrieb .... Schraubenzwingen von Schuchardt & Schütte ....

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to tC io IC 00 O'. IO

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446

g) Hebeböcke

447

Berechnung eines Hebebockes für 12 500 kg Tragkraft Hebeböcke mit elektrischem Antrieb..........

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451

Druckwasserhebeböcke

452

Fünfter Abschnitt: Krane.

455

Zweck und Einteilung derselben Zusammenstellung der zur Gerüstberechnung erforderlichen Sätze . 456 1. Mittelkraft B mehrerer Kräfte P..................456

456

2.    Zerlegen einer Kraft B in zwei Seitenkräfte P₁ und P₂

3.    Gleichgewicht mehrerer Kräfte Plf P₂ usw. an einem Punkte a ... . 457

4.    Bestimmung der Größe unbekannter, am Punkte a angreifender Kräfte . 457

. 458

5. Seilzug oder Seileck

6.    Bestimmung der Stabspannungen in einem Fachwerke (durch Kräftepläne) ..............................

7.    Bestimmung der Stabspannungen in einem Fachwerke nach der Ritt ersehen Schnittmethode.......................

8.    Bestimmung des an einem Balken wirkenden Biegungsmoments . . . 464

a)    Berechnung des Moments

b)    Zeichnerische Bestimmung des Moments durch das Seileck . . . 467

c)    Bestimmung des Moments durch Einfluhlinien

9.    Bestimmung der Auflagerwiderstände eines belasteten Balkens . . . 472

a)    Auflagerwiderstände, berechnet aus der Momentengleichung . . 473

b)    Auflagerwiderstände durch das Seileck bestimmt

c)    Auflagerwiderstände durch Einflußlinien ....

10. Schub- oder Scherkraft..............

a)    Schubkraft durch Rechnung ermittelt.....

b)    Schubkraft durch Einflußlinien bestimmt . . .

Ruhende und bewegliche Last........

Verbindung der Trägerteile.........

1.    Nietverbindung rein auf Zug oder Druck beansprucht . 480

2.    Nietverbindung rein auf Biegung beansprucht

Anordnung der Nieten..............

Beanspruchung der Stäbe.............

1.    Rein auf Zug................

2.    Rein auf Druck...............

3.    Rein auf Biegung..............

4.    Auf Knickung...............

5.    Auf Zug (oder Druck) und Biegung.....

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A. Drehkrane.......................

Allgemeines über Drehkrane und deren elektrischen Antrieb

Ausbildung der Triebwerke..............

Stromzuleitung....................

Gründung ......................

Gegengewicht....................

a) Lagerung des drehbaren Teiles..........

1.    Drehkrane mit Ober- und Unterzapfen.......

«) Wanddrehkrane................

Berechnung des Krangerüstes.........

a)    Bestimmung der Stabkräfte durch Rechnung .... 496

b)    Bestimmung der Stabkräfte durch Zeichnung .... 498

c)    Festigkeitsberechnung der Stäbe . .

Kraftbedarf für das Schwenken des Kranes Wanddrehkran für 2000 kg Nutzlast und 3 m Ausladung . . 501

1.    Analytische Ermittelung der Stabkräfte

2.    Graphische Ermittelung der Stabkräfte

3.    Berechnung der Stabdimensionen . . . ß) Drehkrane mit Endzapfen und besonderem Stützgerüst ... 511 y) Vor- und Nachteile der Drehkrane mit Ober- und Unterzapfen 511

2.    Drehkrane mit drehbarer Säule

«) Gewöhnliche Schachtkrane Berechnung der Säule .

488

488

490

490

491

492

492

492

495

499

501

501

505

505

511

513

Seite

514

Sr

ß) Fairbairnkrane............

Konstruktion des Blechträgers.....

Widerstand beim Schwenken des Kranes Fairbairnkran für 15000 kg Tragkraft .

Triebwerk zum Schwenken des Kranes

Triebwerk für die Lastwinde.....

y) Hammerkrane.............

Hammerkran für 150 t Tragkraft und 35,25 m Ausladung . . 525 Hammerkran für 1501 Tragkraft und 42,2 m Ausladung . . 527

3.    Drehkrane mit feststehender Säule .

1.    Strebe aus genietetem Blechrohr

2.    Kransäule...........

Befestigung der Kransäule . .

3.    Stützzapfen..........

4.    Hals- und Rollenlager.....

5.    Graphische Ermittelung der im Krangerüst wirkenden Kräfte 540

6.    Anschlußbolzen für den Ausleger.....

7.    Traverse und Kranschilde........

8.    Fundamentplatte. — Anker und Fundament

9.    Triebwerk zum Heben und Senken der Last

10.    Triebwerk zum Drehen des Kranes ....

11.    Drehkran für 5000 kg Tragkraft und 5,5 m Ausladung .... 546

12.    Säulendrehkran mit Handbetrieb für 5000 kg Tragkraft und

8 m Ausladung......................

13.    Elektrisch betriebener Säulendrehkran für 3000 kg Tragkraft

und 5 m Ausladung....................

Berechnung.......................

4.    Drehscheibenkrane.......................

Bewegungswiderstand...................

Stabilitätsnachweis für einen Drehscheibenkran von 6 t Tragkraft

und 5,2 m Ausladung...................

Feststehender Dampfdrehkran von 5000 kg Tragkraft und 6,5 m

Ausladung........................

Allgemeines über Dampfdrehkrane..............

To) Veränderung der Ausladung..................

1. Wanddrehkran mit Laufkatze.................

a)    Analytische Berechnung des Krangerüstes..........

b)    Graphische Ermittelung der Kräfte.............

1.    Einfaches Krangerüst ohne Zwischenstäbe........

2.    Krangerüst mit geknickter Strebe...........

3.    Krangerüst mit geknickter und durchgehender Strebe . . 569

4.    Krangerüst mit Gegengewicht

c)    Verschiebung der Laufkatze mit loser Rolle durch Zugketten 571

1.    Widerstand der Lastrollen

2.    Widerstand der Laufräder, Zapfen und Spurkränze . . . 572

3.    Widerstand der Zugketten...............

Wanddrehkran mit Laufkatze für 7500 kg Tragkraft und 4,28 m

Ausladung von Findeisen................

Elektrisch betriebener Wanddrehkran mit Laufkatze für 1,5 t Tragkraft und 7 m Ausladung von Mohr & Federhaff .... 577 Berechnung der Stabkräfte, des Hub-, Fahr- und Schwenktriebwerkes

514

519

520

522

523

523

529

531

533

535

536

538

541

541

543

545

545

550

550

552

554

554

555

557

561

562

5b2

564

566

566

568

570

571

572

573

Elektrisch betriebener feststehender Säulendrehkran mit Laufkatze

für 3000 kg Tragkraft und 6 m Ausladung.........

Vorteile und Nachteile der Drehkrane mit Laufkatze .... 592

2.    Drehkrane mit Laufwinde .

3.    Drehkrane mit Wippausleger

Derrickkrane.......

591

592

. 593

593

Derrickkran von 100000 kg Tragkraft Hammerwippkran für 150 t Nutzlast Hammerwippkran für 2501 Tragkraft

594

596

600

Drehkran mit schwingendem Ausleger für 1501 Tragkraft . . . 602 Scherenkrane

. 603

605

c) Fahrbare Drehkrane......................

1.    Fahrbare elektrisch betriebene Drehkrane............

Fahrbarer Dreimotorendrehkran für 5000 kg Tragkraft und 10 m Ausladung........................

2.    Fahrbare Dampfdrehkrane...................

3.    Fahrbare Turmdrehkrane...................

Elektrisch betriebener Turmdrehkran für 4000 bzw. 1250 kg Tragkraft und 4 bzw. 9 m Ausladung.............

4.    Volltor- und Halbtorkrane...................

Halbtorkran für 3000kg Tragkraft und lim Ausladung .... 617

5.    Einspurige Drehkrane oder Zweiradkrane............

Elektrisch betriebener Zweiradkran für 5000 kg Tragkraft und

2 m Ausladung......................

Elektrisch betriebener Konsolkran für 3 t Tragkraft und 6 m Ausladung............

6.    Hängende Drehkrane oder Laufdrehkrane

7.    Schwimmkrane............

Schwimmkran für 25 t Tragkraft . . .

Schwimmkran für 601 Tragkraft . . .

607

607

608

611

613

617

620

620

625

. 626

627

629

. 631

B. Laufkrane............

1. Krauträger und Kraneinzelheiten

A.    Vollwandige Träger ....

Genietete Kranträger . . .

a)    Ermittelung des Trägheits- und Widerstandsmomentes . . 638

b)    Stehblech.............

c)    Gurtungswinkeleisen........

d)    Gurtplatten oder Lamellen.....

e)    Nietdurchmesser und Nietteilung . .

f)    Stoßfugenüberlaschung im Stehblech

g)    Stoßfugenüberlaschung im Gurt . .

h)    Widerstandsmomente und Gewichte von genieteten Trägern 647

i)    Begrenzung der Fahrbahn...............

k)    Querversteifung der Längsträger............

l)    Kastenträger mit innenliegender Fahrbahn .......

B.    Fachwerkträger........................

Graphische Ermittelung der durch das Eigengewicht erzeugten

Stabspannungen.................... .

Graphische Ermittelung der durch die wandernde Last erzeugten

Stabspannungen.....................

a) Ermittelung der Stabspannungen durch Cremonapläne . . 655

. 634

634

634

637

640

641

641

641

643

644

648

648

649

651

652

655

Seite

b) Ermittelung der Stabspannungen nach der Ritt er sehen

Schnittmethode....................

Erstes Verfahren: Momente und Scherkräfte durch Seilecke bestimmt..................

Zweites Verfahren: Momente und Scherkräfte durch Einflußlinien bestimmt................

Ausführung der Fachwerkträger...............

Verbindung getrennter Teile bei den Fachwerkstäben.....

Knotenpunkte......................

Wind- und Querverbände.................

C.    Fahrbahnträger........................

D.    Kettenstützen.........................

E.    Kopfträger..........................

2.    Laufkrane mit Handbetrieb....................

a)    Laufkrane mit Stirnradlaufwinde................

Ausführungen........................

Laufkrane mit Kurhelantrieb...............

Laufkrane mit Haspelkettenantrieb............

b)    Laufkrane mit Schneckenradlaufwinde.............

Schneckenradlaufwinde für 4000 kg Tragkraft.........

c)    Laufkrane mit seitlich liegendem Windwerk..........

3.    Laufkrane mit elektrischem Antrieb................

a) Einmotorkrane........................

Elektrisch betriebener Einmotorlaufkran für 12000 kg Nutzlast

und 10,3 m Spannweite..................

Entwurfsberechnung für einen Einmotorkran von 15 t Tragkraft,

12 m Spannweite und 7 m Hub..............

h) Dreimotorenkrane.......................

Beschreibung neuzeitlicher, elektrisch betriebener Normallaufkrane Entwurfsberechnung für einen Dreimotoren - Laufkran von 20 t

Tragkraft und 15 m Spannweite..............

Elektrisch betriebener Dreimotoren-Führerkorb-Laufkran für 101

Tragkraft und 12,6 m Spannweite.............

Dreimotoren-Laufkran für 7,5 t Tragkraft und 15,5 m Spannweite . Dreimotoren-Laufkran für 20 t Tragkraft und 14,28 m Spannweite . Dreimotoren-Laufkran für 101 Tragkraft und 13 m Spannweite . . Helling kr ane.........................

c)    Laufkrane mit teilweise elektrischem Antrieb..........

d)    Elektro - Laufwinden......................

Elektrisch betriebene Laufkatze für 4000 kg Tragkraft.....

656

657

661

663

665

666

668

669

671

672

673

673

676

676

677

681

682

684

685

687

689

690

694

694

699

710

711

712

712

715

718

720

723

C.    Boekkrane.............................

Bockkran für 15000 kg Tragkraft...................

Fahrbarer Bockkran für 40 000 kg Tragfähigkeit und 14 m Spannweite .

D.    Verladebrücken...........................

Fahrbare Verladebrücke von Jaeger.................

Verladebrücke der Deutschen Maschinenfabrik-A.-G...........

E.    Hochbahnkrane...........................

a) Die Brownschen Brückenkrane..................

Laufkatze der Temperley Transporter Company..........

h) Hunts Elevator..........................

726

726

733

734

734

735

736

737

740

c)    Hunts Verladebrücke.................

d)    Verladebrücke mit Dreiseilkatzen und Selbstgreiferbetrieb

e)    Hocbbabnkran der Wellmann-Seaver-Morgan Co.....

f)    Hocbbahnkrane mit Fübrerlaufkatze..........

F. Spezialkrane und kranartige Arbeitsmaschinen für Hüttenwerke 751

Bescbickwagen ....

Bescbickkrane ....

Muldenzubringerkrane

Gießkrane ......

Chargierkrane ....

Stripperkrane ....

Tiefofenkrane ....

Greiferkrane.....

744

747

749

750

752

754

756

756

759

759

759

759

760

Anhang

Tabellen und Abmessungen von Elektromotoren und elektrischen Apparaten 760 Normalprofile für Walzeisen

Namenverzeichnis......

Tabellenverzeichnis ....

• Sachverzeichnis......

Berichtigungen.......

770

779

783

786

Erster Abschnitt.

Elemente der Hebezeuge.

Seile.

Die im Hebezeugbau verwendeten Seile haben runden oder quadra-

tischen Querschnitt. Die Wahl der Seile hat nach den nachstehenden Tabellen zu

Fig. 1.

erfolgen, die je nach der Bezugsquelle verschiedene Verhältnisse aufweisen. Als Konstruktionsregel ist festzuhalten, daß die Seile bei der Führung über Bollen mit Rücksicht auf die Haltbarkeit nicht nach entgegengesetzten Richtungen gebogen werden dürfen (Fig. 1).

/////////.

richtig

Seilführung über Edlen.

falsch

1. Hanfseile.

2. Gallsehe Gelenkketten.

6. Kettenräder für amerikanische Treibketten.

n ^ ii

11. Kranwagen und Gewichtsanzeiger.

2. Kegelbremsen.

Kani

10. Gesteuerte Fliehkraftbremse

Druck in Richtung der Schneckenwelle und in Richtung der Schneckenradwelle.

Grissonkupplung

PH

b) Potenzflaschenzug.

5. Maschineller Antrieb allgemein.

-(- 10 Proz. Zuschlag für Armatur und Knotenbleche

—nnmnr^Cy— —

der sekundlichen Anzahl der Kraftlinienschnitte. D

b) Windenschilde.

Lii

d) Wand- oder Konsolwinden.

di = 1,17

Drehpunkt Cä: Aus JA'C^B' folgt:

p jt- EJ

6,6

0,1

4. Drehscheibenkrane.

T £• T

Wirkliche Hubgeschwindigkeit bei Vollast demnach ü

2. Fahrbare Dampfdrehkrane.

7. Schwimmkrane.

B. Fachwerkträger.

2. Laufkrane mit Handbetrieb.

IQ

b) Bei „Last auf“ dreht sich die Kurbel des Drehst

Zugfederbefestigung am Bockkran von 15 000 kg Trag

Tabelle 102.

Namenverzeichnis.

1. Hanfseile.

Fig. 2.

Hanfseile werden infolge ihrer geringeren Tragfähigkeit und ihrer großen Durchmesser fast nur noch für gewöhnliche billige Flaschenzüge und für Bauwinden angewendet.

Es werden runde und flache Hanfseile hergestellt.

Erstere, welche für Flaschenzüge und Winden gewählt werden, bestehen gewöhnlich, wie Fig. 2 zeigt, aus drei Litzen. Letztere werden zur Förderung in Bergwerken benutzt.

Querschnitt eines Hanfseiles.

Zum Schutz gegen Witterungseinflüsse werden die Seile entweder mit Ivarbolineum (d. i. ein fäulniswidriges Imprägnier- und Anstrichmittel, durch Destillation aus Steinkohlenteeröl hergestellt) getränkt oder geteert.

Geteerte Seile, welche weniger zu Hebezeugzwecken als zu Schiffszwecken verwendet werden, besitzen eine geringere Tragkraft als ungeteerte Seile, weil das Teeren einen ungünstigen Einfluß auf den Hanf ausübt.

Bethmann, Hebezeuge. 3. Aufl.

Die Zerreißfestigkeit guter Seile beträgt 700 bis 1000 kg/qcm. Mit einer zulässigen Beanspruchung von 100kg/qcm, bzw. 80 kg/qcm (bezogen auf den ideellen, also nicht vorhandenen Kreisquerschnitt) erhält

jjr

man aus der Gleichung der Zugfestigkeit S = —— • l’z die bequemen Rechnungswerte:

bei normalem Gebrauch d

CCI

für Tcz = 100 kg/qcm,

für lcz = 80 kg/qcm,

wenn S die Nutzbelastung des Seiles, erforderlichenfalls mit Berücksichtigung der dynamischen Zusatzanstrengungen, bedeutet.

bei starkem Verschleiß d

Tabelle 1.

Hanfseile aus der Mechanischen Hanfspinnerei von Felten & Guilleaume

in Cöln a. Rh.

Seile aus la. russischem Reinhanf

Seile aus Ia. reinem Schleißhanf

Seile aus Ia. echt badischem Schleißhanf

Durch

messer

in

Ungefähres Gewicht pro Meter

Tragfähigkeit bei 8 fâcher Sicherheit

Durch

messer

in

Ungefähres Gewicht pro Meter

Tragfähigkeit bei 8 fâcher Sicherheit

Durch

messer

in

Ungefähres Gewicht pro Meter

Tragfähigkeit bei 8 fâcher Sicherheit

mm

kg

kg

mm

kg

kg

mm

kg

kg

13

0,13

130

13

0,14

145

13

0,14

165

16

0,20

200

16

0,21

230

16

0,21

251

18

0,24

254

18

0,25

290

18

0,25

330

20

0,30

314

20

0,31

350

20

0,31

393

23

0,38

416

23

0,39

470

23

0,39

519

26

0,50

531

26

0,51

600

26

0,51

663

29

0,65

660

29

0,67

740

29

0,67

825

33

0,78

855

33

0,80

960

33

0,80

1067

36

0,93

1017

36

0,96

1145

36

0,96

1271

39

1,10

1194

39

1,15

1340

39

1,15

1492

46

1,45

1661

46

1,50

1870

46

1,50

2055

52

1,90

2122

52

1,95

2390

52

1,95

2599

2,25

2783

2,25 2,55

2.90

3.50

3.90

4.50 5,00 5,60 6,30 7,20

Der Preis der Ia. Schleißhanfseile beträgt etwa 1,40 M> pro kg, für Ia. russische Reinhanfseile etwa 1,10 ß, pro kg.

55

60

65

70

75

80

85

90

95

100

2,15

2,50

2,80

3,30

3,80

4,30

4,85

5,40

6,10

7,00

2226

2473

2694

2885

3160

3328

3757

4133

4665

5163

55

60

65

70

75

80

85

90

95

100

2493

2755

2984

3221

3587

4020

4395

4848

5400

5887

55

60

65

70

75

80

85

90

95

100

2,55

2,90

3,50

3,90

4,50

5,00

5,60

6,30

7,20

3180

3563

3846

4101

4460

4890

5404

5932

6476

2. Drahtseile.

Infolge ihres geringeren Preises und Eigengewichtes bieten die Drahtseile einen vorteilhaften Ersatz für Ketten. Die Vorteile der Drahtseile gegenüber den Ketten sind in folgenden Sätzen ausgedrückt:

1.    Drahtseil hat ungefähr nur ein Achtel des Gewichtes der Kette hei gleicher Bruchfestigkeit und nimmt auf der Trommel nur ein Drittel der Länge von der Kette in Anspruch.

2.    Drahtseil ist billiger und dauerhafter als Kette und läuft ruhiger.

3.    Die Überwachung ist eine bedeutend leichtere gegenüber Kette, denn bevor ein Drahtseil zerreißt, dehnt es sich vorher und durch einzelne Drahtbrüche wird das Seil stachelig. Bei Ketten hingegen tritt der Bruch plötzlich ein.

Zur Schonung der Seile ist man allerdings gezwungen, die in den Tabellen angegebenen Trommeldurchmesser bedeutend zu überschreiten. Dadurch sind größere Übersetzungen bedingt.

Fig. 3.

Um die Lebensdauer der Drahtseile zu verlängern und zum Schutz gegen Rosten werden dieselben mit gekochtem Leinöl getränkt und verzinkt. In Gießereien sucht man die Drahtseile durch Schutzbleche, welche an den Hakenflaschen angelmacht werden, vor der ausgestrahlten Hitze der Gießpfannen zu schützen.

Die Drahtseile werden je nach ihrer Verwendung Aufzug-, Kran-, Förder- und Kabelseile genannt. Das Material derselben ist in den meisten Fällen Tiegelgußstahldraht mit einer Bruchfestigkeit von 12 000 bis 20 000 kg/qcm.

Querschnitt eines Drahtseiles.

Der Biegsamkeit wegen besteht ein Drahtseil gewöhnlich aus sechs Litzen, welche schraubenförmig um eine mittlere Hanfseele gewunden sind. Jede Litze besitzt wieder eine eigene Hanfseele, und um diese sind die einzelnen Drähte schraubenförmig gewunden.

Berechnung. Ein Drahtseil ist infolge der schraubenförmig gewundenen Drähte und Litzen nicht nur auf Zug, sondern auch noch auf Verdrehung beansprucht. Außerdem müßte die gegenseitige Pressung der Drähte und ihre Reibung berücksichtigt werden. Bei der Krümmung des Seiles über Rollen oder Trommeln tritt ferner Biegung in erheblichem Maße hinzu.

Um nicht zu starke Seile zu erhalten, erfolgt in der Regel Verteilung der Last auf mehrere Seile, z. B. bei Laufkranen bis zu 10t Tragkraft auf vier Seilstränge mit zwei losen Rollen unten und einer Ausgleichrolle oben, also Übersetzung 1:2, da beide Seilenden auf die Trommel gewickelt werden. Bei Lasten bis 251 sechs Seilstränge mit zwei losen Rollen und einer Ausgleichrolle unten und zwei Rollen oben, also bei Aufwickelung beider Seilenden Übersetzung 1:3. Vgl. auch „Zwillingsrollenzüge“.

Nach Böttcher¹) kann man zur Vermeidung zu großer Seildurchmesser und damit zu schwerer Rollen folgende Seildurchmesser als Ausgang für die Anzahl der Seilstränge wählen:

Bei Kranen bis 5 t Tragkraft etwa    15 mm Seildurchmesser,

5 h- 15t 15 -4- 30 t 30^-60 t über 601

Man bestimmt den Seildurchmesser für eine gegebene Größtbelastung in der Weise, daß man sich zunächst für eine entsprechende Sicherheit entscheidet und die durch diese Sicherheit bedingte Bruchfestigkeit dem Seildurchmesser zugrunde legt, weil in den Tabellen 2 und 3 nur die Bruchfestigkeiten der Seile angegeben sind.

K.

Man nimmt gewöhnlich

für Winden und Krane eine sechsfache Sicherheit, für Aufzüge eine zehnfache Sicherheit.

Hierauf hat eine Kontrollrechnung mittels der nachstehenden Gleichung zu erfolgen.

Bezeichnet

S die Zugbelastung (statische Belastung -f- Massenwiderstand) in kg, d die Drahtdicke in cm, i die Anzahl der Drähte,

1) den Rollen- oder Trommeldurchmesser in cm,

E den Elastizitätsmodul,

S

- die wirklich auftretende Zugspannung im geraden Seil,

4

öh — cE die wirklich auftretende Biegungsanstrengung, k die zulässige Grenzspannung,

x) Anton Böttcher, Krane.

so soll nach C. y. Bach

&max - Üz ~j~

also

— +6^4 <, k

■ 71 ~    _L)

l — o²

4

sein.

Mit E — 2 150000kg/qcm für Stahldraht und c = ³/₈ wird

+ 800000 4

<5-ł

I> =

< k.

Nach Isaachsen¹) ist c — ¹/₂ für Seile, welche stets nach der gleichen Richtung gebogen werden und sich nicht um ihre Längsachse drehen können; c = 1 für Seile, die nach der entgegengesetzten Richtung gebogen werden.

Es ist für Tiegelgußstahldrahtseile je nach der Bruchfestigkeit des verwendeten Materials zulässig bei Menschenförderung:

IQ bzw.    , höchstens k = 2500 kg qcm;

Kz 12000

10

bei Lastenförderung: ₇ Kz 12000

_ bzw.    , höchstens k = 3500 kg qcm,

bb

so daß bei 13 000kg/qcm Zerreißfestigkeit, falls die nach der Gleichung berechneten Werte die angegebenen höchsten zulässigen Grenzspannungen erreichen, noch eine 5- bzw. 3,8fache Sicherheit vorhanden ist.

Zweckmäßig bleibt man mit der Materialanstrengung unter diesen Höchstwerten, insbesondere dann, wenn lebhafter Betrieb, Seilbiegung nach verschiedenen Richtungen und hohe Beschleunigungskräfte beim Anheben in Frage kommen.

Bei der Berechnung von Aufzugseilen ist zu beachten, daß nach der Polizeiverordnung für Aufzüge die auf jedes Seil entfallende, aus Zug- und Biegungsspannung zusammengesetzte Gesamtbeanspruchung bei Personenaufzügen nicht mehr als ¹ ₆ der Bruchfestigkeit, bei reinen Lastenaufzügen nicht mehr als ¹/₆ der Bruchfestigkeit betragen darf.

x) Isaachsen, Die Beanspruchung von Drahtseilen. Zeitschr. d. Ver. deutsch. Ing. 1907, S. 652.

Tabelle 2. Verzinkte Krandrahtseile aus Tiegelgußstahldraht (Rundschlag) der A.-G. für Seilindustrie in Mannheim-Neckarau. a

Bruchfestigkeit etwa 15 000 bis 16000 kg/qcm.

Konstruktion III. Extra Spezial Biegsam. 180 Drähte, 6 Litzen, 7 Hanfseelen

Preis

pro

100 kg

320

Konstruktion II. Spezial Biegsam. 144 Drähte, 6 Litzen, 7 Hanfseelen

Konstruktion I. Biegsam.

72 Drähte, 6 Litzen, 7 Hanfseelen

Normaler

Auf-

wicke-

lungs-

durch-

messer

Bruch

festig

keit

Draht

stärke

Gewicht

pro

Meter

Seil-

durch-

Preis

messer

pro 100 kg

Normaler

Auf-

wicke-

lungs-

durch-

messer

Bruch

festig

keit

Draht-

stärke

Normaler

Auf- Preis || Seil- jGewichtj wicke-lungs-

durch- 100kg messer Meter messer

pro durch- pro

Bruch

festig

keit

Draht-

Gewicht

pro

,,    stärke

Meter

Seil-

durch-

messer

mm

etwa kg

mm

etwa kg

mm

etwa kg

mm

mm i etwa kg

mm

etwa kg

mm

etwa kg

mm

160

3 400

Drahtseile.

275

180

4 400

235

202

188

173

158

151

147

140

132

128

126

124

121

119

117

220

260

300

340

400

475

550

625

675

725

775

860

975

1050

1125

bis zu lOProz.

009 9

9 100

12 200

15 800

19 800

23 500

28 000

33 300

38 700

41 500

47 800

54 300

61 300

68 500

76 500

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r-

P3

OiOiOiOiOiOiO»OiOiOiOOOO

O O O O O O O    ri H i—I f-H i-H f-H

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GOO<M^COGO O<M^COOOO<M^COOOO

HHHHH(N(M(NO](NCOCOCOCOCO^

180

220

260

184

144

N iO CO <M <N CM

H iH

122

120

118

114

2

rH

320

380

450

525

009

675

740

800

925

1050

1125

1250

1300

1350

3 500 5 300 7 300 11 200 14 200 17 500 21 100 24 400 30 900 35 700 40 800 46 200 54 800 61 200 67 800 74 700 82 000

LO iO    iO    o    o    o    o

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O o'    O    o'    o'    H    rH¹"

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wirkliche,

1,70    1,20

2,00    1,35

2,35    1,45

2,75    1,55

3,15    1,65

3.60    1,80

4,00    1,90

4,50    2,00

5,00    2,10

5.60    2,20

angegeben. 1

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1000

1100

1200

13(10

1350

1450

1550

1650

IS

3 000

5 600

7 900

009 6

12 200

15 400

17 800

21 700

24 500

29 000

33 900

37 300

42 900

48 800

53 000

59 600

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10

12

14

16

18

20

22

24

26

28

30

32

34

36

38

40

kleiner

Tabelle 3. Verzinkte Krandrahtseile aus Pilugstahldraht der A.-G. für Seilindustrie in Mannheim-Neckarau.

Bruchfestigkeit etwa 18000 bis 20000 kg/qcm.

Konstruktion VI. Extra Spezial Biegsam. 222 Drähte, 6 Litzen, 1 Hanfseele

Konstruktion V. Spezial Biegsam.

144 und 42 dünne Drähte, 6 Litzen, 1 Hanfseele

Konstruktion IV. Biegsam.

114 Drähte, 6 Litzen, 1 Hanfseele

Preis

pro

100 kg

v, (NCOiOOOOOCOOSCOHNOOCOHCO^^OOO . ^ CDOOO^^COOlOOOOiOiCOGOOON^^NO ^ I CCC0(N(N^O1(NO1(N(Nhhhhhhhhhh ¹

Normaler

Auf-

wicke-

lungs-

durch-

messer

Bruch

festig

keit

Draht

stärke

Gewicht

pro

Meter

Preis Seil-pvo darch-100 kg messer

Normaler

Auf-

wicke-

lungs-

dureh-

messer

Bruch

festig

keit

Drahtstärke

Gewicht!

pro

Meter

Preis Seil-pro durch-100 kg messer

Normaler

Auf-

wicke-

lungs-

durcli-

messer

Bruch

festig

keit

Draht

stärke

Gewicht

pro

Meter

mm

etwa kg

4    300    180

5    300    190

6    700    200

8 400    220

10    200    240

11    700    260

13 700    290

15 900    310

18 400    330

21000    350

23 900    380

27 000    410

30100    440

33    300    480

34    600    520

37 900    560

41 500    600

49 000    690

57 200    750

61 400    800

70 800    860

80 300    950

90 800    1070

101000 1160 113 000    1240

d QOOOOOC'OOiOOiOOOOOOOOiOOOOOOO g c^^r^iq^io o c^t^t^oq^oq^c^o^c^c^r-^r-^o^co tJ^ic

" o O O O O O O O O O O O O «-H *“** *”H i“”¹ i—< f-H f-H rH i—t I-H ?—» ^H

etwa kg

lOOOiOOOOOlOOOOiCOOlOOiOlOOOOOOlO

c^co^^^ïo c^t^cq^o o oico

cT o'O' o' O' O^C O' d'-T-T ^rH ~ ^VToT of co co^\o o

OHdCO^iOCONOOCiO^OlCO^COODCKNTłiCDOOO

Hr^HHHHrHHHHOlWOlOlCl^NCOCOCÔCOCO'^

^    S§§S?c^S°oa5œûoSSS^î^§coSS i    I I I I

°    CÔ0î(N01(M(M^(MHHHHHHrHHHHHH '

mm

etwa kg

mm

mm

etwa kg

8§SSSSo8SS8sn^S352ooS§nSo

(MC^<M04(MC0C0C0^^i0i0iCOOt>ï>C005

OhNCO^iO

rH f-H rH f—ł rH i-H

4 900

6 100

7    200

8    600 10 200 11 800 15 400 17 400 19 800 21 800 23 000 25 400 28 100 30 000 33 200 35 900 42 200 48 600 52 200 61 000 74 300 82 500 92 200

101 300 111 900

0,29

0,33

0,36

0,40

0,45

0,48

0,52

0,55

0,60

0,62

0,65

0,70

0,75

0,77

0,80

0,85

0,90

0,95

1,05

1,10

1,20

1,25

1,35

1,40

1,50

0,45

0,50

0,55

0,60

0,65

0,70

0,80

0,85

0,90

0,95

1,00

1,05

1,10

1,15

1,20

1,25

1,35

1,45

1,55

1,65

1,80

1,90

2,00

2,10

2,20

0,25

0,30

0,40

0,45

0,50

0,60

0,70

0,80

0,95

1,05

1,20

1,30

1,45

1,60

1,80

1,95

2,10

2,45

2,85

3,30

3,70

4,20

4,70

5,20

5,85

S GO 05

OH(MCO^iC^NODOiOHOlCO^OOOO(M^0COO

hhhhhhhhhm(^(M(MN01^(^CQCCCOCOCO^

OOOlNCOWOi^COCOOiOOCOOiO^HOOiO ^ (^scCHHOOiOi/)GOCONNCO^COCD0OiO

CO(MW(MW(NHHHHHHr-HHHHMHM

mm

etwa kg

mm

etwa kg

240

260

290

320

350

400

440

500

550

009

099

700

740

780

820

875

930

1050

1200

1300

1400

1500

1600

1700

1800

5100 6 000 7 100 9 400 10 800 12 300 15 500

17    100

18    800 21 300 23 100 25 100 29 400 31 500 33 900 38 700 41 200 46 600 55 000 71000 74 400 81 500 92 700

104 900 113 200

0,55

0,60

0,65

0,75

0,80

0,85

0,95

1,00

r,05

1,15

1,20

1.25

1,35

1,40

1,45

1,55

1,60

1,70

1,85

2,10

2,15

2,25

2,40

2,55

2,65

0,25

0,30

0,40

0,45

0,50

0,60

0,70

0,80

0,95

1,05

1,20

1,30

1,45

1,60

1,80

1,95

2,10

2,45

2,85

3,30

3,70

4,20

4,70

5,20

5,85

Seil-

durch-

messer

S 30 o

OhC1CO^iOCOSC0050h(NCO^CDOOOiM^COGOO

HHHH-HHHHHrnlMOKMOUNtMOlCOCOCOCOCOTr

Beispiel. Ein Kranseil soll einer Nutzlast von 2500 kg genügen.

Einer sechsfachen Sicherheit im geraden Seilstrang würde eine Bruchbelastung von 2500.6 = 15000kg entsprechen. Wir entscheiden uns nach Tabelle 2 für ein Drahtseil von 20 mm Durchmesser, Konstruktion III, mit einer Bruchfestigkeit von 19 800 kg, 180 Drähten von je 0,95 mm Dicke, und wählen nach S. 39 für die dazugehörigen Trommel- und Rollendurchmesser D — 600 4 ~ 600 mm.

Die Kontrollrechuung für die wirklich vorhandene Anstrengung ergibt:

—^--b 800 000 4 =

f — • 42    D

2500

ne ix

f 800 000 •

0,095

60

= 3226 kg/qcm.

180 ~ • 0,095²

Dieser Wert genügt noch der gestellten Bedingung k 3500 kg/qcm. Die im gekrümmten Seil vorhandene Sicherheit ist bei 16 000 kg/qcm Bruchfestigkeit 16 000 3226

= 4,95 fach.

Erhält man einen wesentlich höheren Wert für a durch zweckmäßige Auswahl der Seilkonstruktion, bzw. größeren Seilquerschnitt und größeren Rollendurchmesser zu verringern suchen. (Vgl. auch Beispiel S. 40.)

max »

so muß man denselben

Tabelle 4. Lampen-Auf Zugseile der Aktiengesellschaft für Seilindustrie.

Tragkraft

Durch

messer

Litzen

Drahtzahl

Drahtdicke

Hanfseelen

Gewicht

Preis

pro

1000 m

pro

1000 m

kg

mm

mm

kg

lOiOO

OOO CO ^ O

Ot    O*

'o'bx'o    0V0

a)    aus verzinktem Flußstahldraht

0,40 0,55 0,55

b)    aus verzinktem Gußstahldraht

0,40 0,50

12

0,50

40

105

155

40

75

88

110

170

235

170

230

280

Tabelle 5. Geflochtene Quadratseile der Aktiengesellschaft für Seilindustrie. Konstruktion: 8 Litzen à 37 Drähte.

Seil

stärke

Gewicht

pro

Meter

Draht

stärke

mm

kg

mm

Zulässiger Auf-

wickelungs-Gußstahl Pflugstahl durchmesser mm

Brachfestigkeit

Preis pro 100 kg

Gußstahl

Pflugstahl

kg

kg

blank

ver

zinkt

blank

ver

zinkt

305

Quadratseile kommen da zur Verwendung, wenn das Bestreben der runden Drahtseile, sich mit freischwebender Last zu drehen, störend wirkt. Sie sind absolut drallfrei und eignen sich deshalb besonders als Entleerungsseile für Greiferbetrieb.

6    500

7    800 9 500

13 000 17 000 22 000 27 000 33 000 39 000 44 000 50 500

9 500 11 500 14 000 19 000 25 000 32 500 40 000 48 000 57 000 65 000 74 500

250

275

240

200

280

300

350

400

450

500

550

600

650

700

176

168

159

155

148

143

141

140

139

238

215

260

200

231

192

183

175

170

165

162

161

220

210

204

195

187

185

183

181

OOOOCOtMCKMiO

210

205

202

Fig. 4.

1205

Flachlitziges Drahtseil.

Tabelle 6.

Flachlitzige Drahtseile

von Felten & Guilleaume Carlswerk A.-G. in Mülheim a. Rhein.

Material: Gußstahl; 140 Drähte; 1 Hanfseele. Bruchfestigkeit der Runddrähte:

12 000 bis 18 000 kg/qcm.

Fig. 5.

~r2ür"

Rundlitziges Drahtseil.

Durchmesser

Dicke

der Runddrähte

Querschnitt aller Kunddrähte

Bruchfestigkeit der Runddrähte

mm

mm

qmm

kg

Gewicht pro lfd. m etwa kg

0,72—0,66 0,78—0,72 0,85—0,77 0,90—0,83 0,95—0,88 1,01—0,94 1,08—0,99 1,15—1,05 1,21—1,10 1,27—1,16 1,33—1,21 1,40—1,27 1,44—1,32 1,51—1,38 1,57—1,42 1,62—1,49 1,70—1,55 1,75—1,60 1,80-1,65 1,87—1,70 1,95—1,78 1,99—1,82 2,05—1.87 2,10—1,93 2,18—1,99 2,25—2,05 2,30—2,10 2,36—2,15

4^ GO o'io'ci O

116,0

131,0

144.2

153.8 174,7 193,0 206,0

225.9

242.2 261,0 282,1

302.9

320.9

343.3 369,0

391.6

411.6

437.5

469.5

499.5

522.3

549.4

6 120 7 150 8180 9 720 10 920

24    720 27 100 29 070 31 300 33 800 36 330 38 500 41 310 44 280 47 000 49 400 52 500 56 300 59 940 62 670 65 900

0,58

0,60

0,77

0,90

1,05

1,15

1,33

1A5

1,55

1,75

1,90

2,10

2,25

2,50

2,65

2,85

3,10

3,30

3,50

3,80

4,10

4,30

4,50

4,65

5,00

5,40

5,75

6,00

Konstruktion nach Querschnittsfigur 4; Vorteile gegenüber rundlitziger Konstruktion: Größere Auflagefläche (vgl. Fig. 4 und Fig. 5), daher bessere Druckverteilung und geringere Abnutzung. Das Profil der Seilscheiben ist derart auszubilden, daß das Seil mit einem Drittel seines Umfanges aufliegt. Beim Auflegen eines neuen Seiles auf die Trommel ist darauf zu achten, daß dies unter gleichzeitigem Drehen der Seilrolle vor sich geht. Geschieht das nicht, und wird das Seil von der an der Erde ruhig liegenden Rolle einfach abgezogen, so bringt man entweder zuviel Drall in das Seil, oder den vorhandenen Drall heraus. Die Folge ist unruhiger Lauf und das Bestreben, sich zu drehen oder in den einzelnen Litzen aufzulösen. Auf regelmäßiges Schmieren mit neutraler Schmiere ist Wert zu legen.

Für die Berechnung der flachlitzigen Seile werden fast ausnahmslos nur die Querschnitte der Runddrähte Berücksichtigung finden können. Die Querschnitte der Ovaldrähte sind deshalb nicht mit angeführt.

Bei der Auswahl einer Seilkonstruktion hat man folgende Punkte zu berücksichtigen:

Ein Seil, welches aus vielen dünnen Drähten zusammengesetzt ist, ist biegsamer als ein solches mit starken Drähten bei geringer Drahtzahl.

Durch Hanfeinlagen wird die Biegsamkeit vergrößert, trotzdem der Seildurchmesser vergrößert ist.

Wird das Seil übereinander gewickelt, so ist mit Rücksicht auf die damit verbundene Quetschung ein Seil mit wenig Ilanfseelen zu wählen. Dünne Drähte dürfen dann nicht verwendet werden, wenn das Seil starken Abnutzungen unterworfen ist.

Es ist zu empfehlen, sich vor der endgültigen Wahl mit der Drahtseilfabrik in Verbindung zu setzen.

Die sämtlichen Seile, welche sich für Kranseile eignen, passen auch für Aufzugzwecke und umgekehrt, vorausgesetzt, daß die Drahtstärken den Trommel- und Rollendurchmessern angepaßt sind.

Es werden heute vorwiegend für Hebezeuge Rundschlagkonstruktionen verwendet, weil bei gleichem Durchmesser Rundschlag erheblich größere Bruchfestigkeit als Kabelschlag besitzt. Rundschlagkonstruktionen können daher im allgemeinen mit Vorteil gegenüber den Kabelschlagkonstruktionen verwendet werden, da bei dünneren Seilen billiger konstruiert werden kann, namentlich hinsichtlich der Trommeln und Rollen.

In manchen Fällen wird auch heute noch Kabelschlag verwendet; einzelne Firmen bevorzugen sogar diese Ausführung.

Der Unterschied zwischen Tiegelgußstahldraht und Pflugstahldraht liegt in der Bruchfestigkeit. Die höhere Bruchfestigkeit des Pflugstahldrahtes läßt in besonders hohem Maße die Verwendung dünner Drahtseile zu.

Der Name Pflugstahldraht hat sich eingebürgert, weil der Draht mit außergewöhnlich hoher Zerreißfestigkeit zuerst für Dampfpflugseile zur Verwendung gelangte.

Verschlossene Drahtseile eignen sich nicht für Kran- und Aufzugzwecke. Sie finden nur Anwendung als Bergwerksförderseile.

3. Seilgehänge.

Um Drahtseile mit anderen Konstruktionsteilen in Verbindung zu bringen, wendet man folgende „Gehänge“ an:

Fig. 6. Seilöse oder konische Seilbüchse. Man löst das zu befestigende Seilende, nachdem man dasselbe durch die Öse gezogen hat, in die einzelnen Drähte auf, schneidet die Hanfseelen heraus und biegt die freien Drahtenden hakenförmig um. Nun zieht man den so

Fig. 7.

Fig.6.

VI

<r

TTgTr

ja

-Ą r

7f

|C

¥

(,t 3

Seilöse.

Seilbefestigung mit Nachstellvorrichtung.

gebildeten Wulst in die konische Öffnung der Öse zurück und gießt die gebliebeuen Zwischenräume mit Hartblei aus. Nach Zerreißversuchen und den vielfachen Ausführungen ist diese Befestigung durchaus zuverlässig. Die Ösen werden aus Stahlguß hergestellt.

Tabelle 7. Drahtseilösen aus Stahlguß nach Fig.6.

Seil-

durchm. a b

Ge

wicht

Preis

mm

kg

6-7    50

60

10

12

CO

O Cn

14

16

lO o

O <M

18—20

22—24

26—30

150

ISO

210

72 ! 66

CD v| vj Qi

i—i co co

r⁻I rH r-H

^OOWIOIOIOMHH

ÔtXtOÜllOOOCOlO

OiO(M^OOO(MCOO

r—i r-H I-H i-H r—i    CO

^OOl^COCOOlQOCl

i-H H H i-H i-H    CO

^ r⁴ s* p P P

OCSICOOlli-OOO)^

ąąąą i L L L L

co ^ ic co co os o oo

Annäherungsrechnung für Drahtseilösen.

Um ein Fließen des Materials zu vermeiden, darf die spezifische Pressung zwischen Bleikern und Hülse nicht größer als k = 125 kg/qcm sein. Nach Fig. 8

Fig. 8.

2 sin a ’

ferner ist 2 P= f. k, wenn f — Berührungsfläche, also

wird der Seitendruck P =

²é^ = KLP)-7i-l-k’

woraus mit l. sin u =

l (di — da)

*^tr

di — d?

-■ ¹    • TT

4

i)

d. h. die spezifische Pressung zwischen Mantel und Kern ist so groß, wie der spezifische Druck auf die Horizontalprojektion der Mantelfläche. Aus Gleichung 1) bestimmt sich d₁ (d₂ ist bekannt, nämlich ~ Seildurch-

Berechnungsskizze zur Drahtseilöse.

4<*>

+ d₂².

messer) d₁ =

Die Hülsenhöhe ergibt sich aus der Rechnung für Herausscheren des Bleizylinders vom Durchmesser d₂ und der Höhe h. Es ist

Q = d₂n.hks

Hieraus h mit kg = 125 kg/qcm für Blei.

Zur Ermittelung der Hülsenstärke berechnen wir die Hülse als Gefäß mit innerem Druck nach der Gleichung:

2)

da = di

fr,+ 0,4 Pj

kt —1,3 Pi

, oder annähernd Wandstärke cf =

Pi

■ ■ 3)

Hierin bedeutet:

chungen:

da den äußeren, di den jeweiligen inneren Durchmesser, ri den jeweiligen inneren Halbmesser,

kz — die zulässige Beanspruchung in kg/qcm; für Stahlguß kz = 400 -r- 600 kg/qcm,

pi den Innendruck, bzw. die in Gleichung 1) zugrunde gelegte spezifische Pressung. Da der Kern am Umfang nicht überall gleichmäßig anliegt, so ist vorsichtshalber für pi der doppelte Wert von k, also pi — 250 kg/qcm zu setzen.

Wir haben demnach für den weitesten und engsten Teil der Hülse die Glei-

oben dla = du

K + 0,4 Pi' Ä,—1,3Pi '

unten d2a = d2i

K + 0Api —1,3 Pi

rechnen.

Die Augen für den Bolzen und der Bolzen selbst sind auf Biegung zu be

Fig. 7 zeigt eine ähnliche Anordnung nach Stigler mit Nachstell-vorrichtung für das Drahtseil. Diese Konstruktion findet für die Aufhängung der Fahrbühnen mittels Balanciers Verwendung.

Fig. 9 und 11. Seilkausche. Das Seilende wird schleifenförmig über ein entsprechend geformtes, ausgekehlt geschmiedetes Eisen herumgebogen und dann auf etwa 400 bis 500 mm Länge durch zwei Fig.9.

Fig. 10.

fk

rffh

ITT

Seilkausche.

Fig.11.

ES

400.

Seilkausche.

Fig.12.

i—a

a'

mn

rrm

Seilklemme.

Fig. 13.

# )-----[':! •]

Kortümsche Seilbüehse.

Keil

Seilbefestigung mittels Keiles.

Seilklemmen mit dem Seillauf verbunden oder in der ganzen Ausdehnung der Verbindung nach Fig. 11 fest mit Draht umwickelt.

Fig. 12. Kortümsche Seilbüchse. In der konischen Büchse befinden sich zwei verzahnte Keile a, welche das Festklemmen und Festhalten des Seiles bewirken.

Fig.13. Seilbefestigung nach Gaube, Gockel & Co. Nach demselben Prinzip wie in Fig. 12 wird hier durch eine Keileinlage, die sich durch den Seilzug selbsttätig festzieht, die erforderliche Klemmung erzeugt.

Fig. 14. Drahtseilklemme (D. R.-P.) von J. W. Hofmann, Fabrik elektrischer Apparate, Kötzschenbroda bei Dresden. Das zu einer Schleife umgebogene Drahtseil wird in eine Stahlhülse ein geschoben

Fig. 14.

*sS32

ZJ

Drahtseilklemme von J. W. Hofmann.

und sodann ein Dorn in die Löcher eingetrieben, wodurch die beiden Seilstücke in die Ausbuchtungen gedrängt werden. In die hierdurch entstandenen Zwischenräume werden Nieten oder Schrauben B eingeführt, welche die Drähte in der ausgebogenen Lage erhalten und ihre Streckung verhindern. Die Klemme ist einfach und sicher.

Ketten.

1. Geschweißte Ketten.

Die geschweißten oder Gliederketten kommen in drei Ausführungen vor, als kurzgliedrige, langgliedrige und als Stegketten. Die beiden

ersten Arten sind offene Ketten.

Die langgliedrige oder deutsche Kette (Fig. 16) wird ihrer geringen Beweglichkeit wegen wenig mehr verwendet.

Die kurzgliedrige oder englische Kette (Fig. 15) wird hauptsächlich für Winden und Flaschenzüge Langgliedrige Kette, benutzt. Sie kann auf klei-

Fig. 15.

Fig. 16.

4,6d

-—2,6 d—*

d 4* l,5d*r-d-‘

Kurzgliedrige Kette.

-5 — I* d T l,5d + d

lO CO l l I I

nere Trommel- und Rollendurchmesser gewickelt werden, und ihre

Glieder sind weniger auf Biegung beansprucht, wie die der lang-

Fig. 17.

gliedrigen Ketten (Fig. 18 und 19).

Stegketten (Fig. 17) erhalten einen Steg in Richtung der kleinen

Achse eingesetzt. Der Steg erhöht die Bruchbelastung der Kette um Fig. 18 u. 19.

v/rzzŹ7m.

Mb=P.9

.V'

Mb=P.5

Biegungsbeanspruchung der Ketten.

Stegkette.

durchschnittlich 12 Proz. und schützt dieselbe vor Verwirrung. Stegketten werden vorzugsweise zu Ankerketten benutzt.

Aus den vorstehenden Figuren gehen die mittleren Abmessungen hervor, doch weichen die Ketten der einzelnen Firmen mehr oder weniger davon ab.

Fig. 20.

Kalibrierte Ketten

werden mittels Schablone auf ihre einzelnen Abmessungen geprüft und durch nach trag-    j

liches Strecken oder Stauchen der geschweißten Glieder auf das richtige Maß gebracht. Nietstift Sie stehen deshalb im Preise höher als gewöhnliche Ketten und eignen sich nur für kleinere Kettengeschwindigkeiten als 0,1 m/sec, also nur für Handbetrieb. Bei Verwendung kalibrierter Ketten, die meist über verzahnte Kettenrollen laufen, hat man stets erst die genauen Maße von der Bezugsquelle einzuholen, bevor die Kettenrollen angefertigt werden.

Material der Ketten ist zähes, weiches Schmiedeeisen. Zur schnellen Verbindung einer zerrissenen Kette bedient man sich des Kettenschlosses

Fig. 21.

Nietstift

-e- -

Çt

Nietloch

©jD)})

Nietstift

Not - Kettenglied.

Nietstift

Kettenschloß.

(Fig. 20) oder des Notgliedes (Fig. 21), welche, wie die übrigen Glieder, über Rollen und Trommeln laufen können. Letzteres besteht aus zwei gleichen Hälften mit Nietstiften und korrespondierenden Löchern.

Berechnung der geschweißten Ketten.

Die Kettenglieder werden auf Zug und Biegung beansprucht. Man vernachlässigt die Biegung und führt dafür ein geringes kz ein. Man erhält den Kettendurchmesser aus der Zuggleichung: worin

d der Durchmesser des Ketteneisens in cm, S die Belastung der Kette in kg, kz die zulässige Zugspannung in kg/qcm. Man wählt

kg = 500 -1- 650 kg/qcm kz = 350 -f- 500

Nach Bach kann die zulässige Belastung angenommen werden zu:

**

für Handbetrieb .... für maschinellen Betrieb

(kg = 318    „    )

mit kg = 400 kg qcm wird für kalibrierte Ketten . d = 0,04

S = 1000 d² für wenig angestrengte Ketten . (kz = 637kg/qcm) S = 800 d² für häufiger benutzte Ketten . . (kz = 509 S = 500 d² für Dampfwindenketten und kalibrierte Ketten

Tabelle 8.

Kurzgliedrige Schiffs- und Kranketten von Otto Kötter in Barmen.

Ketten- Zulässige eisenstärke Belastung

Ungefähres Gewicht pro Meter

Preis pro kg

Ketten

eisenstärke

Zulässige

Belastung

Ungefähres Gewicht pro Meter

Preis pro kg

mm

kg

kg

mm

kg

kg

« œ s œ 05 o

250

360

490

1000

1210

H-*    1—*

00 Ci 4^ Oû tO

1440

1690

1960

2250

2560

3240

s o' o»

OOWOHOlKlsSOitO^OHa!

g g g I S 12 g g

of -T ,-T r-f ©©*'©' o

O    lO    o

co    io    o

©    ©    cT

4 000

7    840 9 000

10 890 12 960 15 210 18 490 21 160 24 010 27 040

34,16

41.53

47.53 53,82 60,73

0,60

Inwendige Länge (Baulänge) etwa 2¹/₂mal Ketteneisenstärke. Auswendige Breite der Glieder etwa S^^mal Ketteneisenstärke.

Die Probebelastung ist gleich dem 2¹/i fachen der oben angegebenen Belastung.

Die Höhe der „zulässigen Belastung“ ist derart bestimmt, daß die Ketten eine fünffache Sicherheit gegen Bruch gewähren.

Bei maschinellen Aufzügen, Dampfwinden, schnell hebenden Dampfkranen sind obige Werte zu reduzieren und ¹/₂ bis x/₆ derselben als zulässige Belastung einzuführen.

Tabelle 9.

Zulässige Belastung der kalibrierten Ketten bei einer Beanspruchung von lcz = 318 kg/qcm. Berechnet nach der Formel S — 500 d².

Ketten- Zulässige Gewicht Preis eisenstärke Belastung pro Meter pro Meter mm

kg

kg

Ketten- Zulässige Gewicht Preis eisenstärke Belastung pro Meter pro Meter mm

kg

kg

125

0,58

15

1225

5,06

180

0,81

00

c

16

1280

5,75

245

1,10

18

1620

7,28

320

1,44

405

1,82

h-* ►—* ł—‘ h-» t—*

^ OO b3 H o

500

600

720

845

980

2,25

2,72

3,24

3,80

4,41

o    o    o    o o

o    co    œ    q q

cf    cf    cf    co co~

20

22

24

26

28

30

33

2000

2420

2880

3880

3920

4500

5445

8,98

10,87

12,94

15,18

17,61

20,22

24,46

to    I—* — *

'oo'o'o'-j'o'oo'b'üt

OOOOüiOOOOC

Im Falle kalibrierte Ketten zu bereits vorhandenen verzahnten Kettenrollen angefertigt werden sollen, ist es erforderlich, eine Rolle der Fabrik einzusenden, damit die Ketten genau passend zu den Rollen geliefert werden können.

2. Gallsehe Gelenkketten.

Die Gallschen Gelenkketten sind Laschenketten. Das Material der Laschen ist sehniges Schmiedeeisen oder Stahlblech, das Material der Bolzen Gußstahl.

Die Gallsche Kette wird angewendet:

1.    Wenn die gewöhnliche Kette über 26 mm stark wird.

2.    Für schwere Hebezeuge, weil sie größere Sicherheit bietet als geschweißte Kette.

Bethmann, Hebezeuge. 3. Aufl.

Tabelle 10.

Gallsche Gelenkketten von Otto Kötter in Barmen. (Fig. 22.)

Nutzbelastung oq bei fünffacher Sicherheit

Teilung

«• oder Baulänge in mm

Länge Stärke

der Bolzen in der Mitte in mm

^ Zapfenstärke in mm

«*. Plattenzahl

Plattendicke in mm

Plattenbreite in mm

Q.

CT-

Größte Kettenbreite in mm

Gewicht pro Meter Kette

s>r

05

Form

Verschluß

Preis pro Meter Kette

12

30

30

50

10

50

11

io œ to œ oo

90

12

90

13

100

14

100

15

100

16

150

17

250

20

00 Ci C¹ Ü1 Ü1 Cl Ü1 ^ 05 03 KI 'bi ~cn

500

25

750

30

800

30

"ot 'b' Ü1

to to to to 1.0 to to to to to to to to

1 000

1200

1500

2 000

8    500 10 000 12 500 15 000 17 500 20 000 25 000 30 000 40 000 50 000 60 000 75 000

35

35

40

45

50

55

60

65

70

75

80

85

90

95

100

no

120

200

250

ooœooooœœœmo^^^^^

no

120

145

170

200

i—* i—* i—* i—* i—* i—^ i—‘ >—•

totototoooo©

oi'cn'bt'cn'bi'üi'bt'üt    'en

iO N 00 00 O)

8gSg8SSSSèggSSS88£5S5£H^5

90

100

110

130

150

175

12

13

13

17

17

19

19

23

23

23

25

28

38

45

55

48

57

56

65

88

108

115

t—*    >—i H-i

05 Ol Oi K)

182

190

218

225

240

300

360

410

470

530

0,15

0,16

0,20

0,40

0,54

0,60

0,62

0,68

0,70

0,82

0,91

1,00

2,00

2,70

4,00

3,80

5,00

5,00

7,10

11,20

16.50 19,00 24,70 32,00 34,00 37,00 45,80 50,60

64.50 82,00 96,00

112,00 150 00 190,00 250,00 325,00

Geschweifte Platten

Gerade Platten

Verschluß a (Fig. 23 u. 24)

Verschluß b

Verschluß d

H-*    H-¹ I—‘

^WO©(B^050i^WOOW10K)IOHMM

OÜiÜiOOOOOOOfcöOOOÜiHOOOiHCOOOOO^^OJCJiOiÜiOil^^^^^OJW

1 ”1 1 1 1 1 1 1 11 1 11 1 Ï 1 1 11 §1 §1 1 gs.sTi SSSU Ï S8

Die in der Tabelle angegebene Nutzbelastung ist nur für seltene vollast zu wählen. Je nach Betriebsart und Belastung sind im allgemeinen geringere Werte erforderlich.

Die Laschenketten haben folgende Nachteile:

1. Sie besitzen keine Seitenbeweglichkeit und verlangen außerdem für den Haken Kugeldrehung.

J*

2. Sie sind schwerer und erheblich teurer als andere Ketten.

3. Infolge der hohen spezifischen Pressung in den Zapfen findet ein starker Verschleiß statt, so daß diese Ketten nur für geringe Geschwindigkeiten < 0,5 m/sec verwendbar sind. Die Pressung in der Bolzenfläche beträgt (steigend mit der Kettenstärke) Ti = 800 bis 1100 kg/qcm. Vgl. Beispiel S. 67.

Die einzelnen Glieder werden vernietet, versplintet oder verschraubt.

Die Fig. 23 und 24 stellen derartige Verbindungen dar.

Fig. 22.

CT

1-

r,—

• rftti jf Fr i «—1-4-1 KD

G all sehe Gelenkkette.

Fig. 23 u. 24.

Fig.25.

T-H

%-y-?

Verschiedene Ausbildung der Gelenkbolzenenden.

Endglied.

Zur Befestigung des ruhenden Kettenendes und des Lasthakens dienen die Endgliedex, welche mit stärkeren Laschen und Zapfen ausgeführt werden (s. Fig. 25 auf S. 19).

Die Ketten sind während des Betriebes gut zu schmieren.

Tabelle 11.

Endglieder zu Gal Ischen Gelenkketten für verstärkte Endbolzen (Fig. 25).

Ketten

teilung

Teilung

der

mm

Endglieder T = mm

Endbolzendurchmesser B m mm

Preis

pro

Endglied

Ketten

teilung

Teilung

der

Endglieder

mm

T — mm

Endbolzen- Preis durch-messer Endglied B — mm

pro

JC

10

0,80

65

80

36

6,50

13

0,80

70

85

40

7,50

15

0,80

75

90

42

8-

20

Ir

80

95

45

25

12

1,10

85

100

47

30

13

%—

90

110

50

30

13

2,20

95

115

52

35

15

2,50

100

120

56

35

15

2,75

110

130

60

40

18

3-

120

140

66

45

21

3,50

140

50

26

4,50

170

165

200

80

95

55

32

5-

200

230

105

60

34

6-

250

280

120

io

ns

14 —

15.50

17.50 19,— 21-28,— 40,-52,— 68,—

3.

L>Z

Amerikanische Ketten.

Diese Ketten, welche als Treibketten viel Verwendung für Elevatoren, Transporteure und Aufzüge finden, werden aus schmiedbarem

Guß hergestellt. Sie besitzen den G all sehen Ketten gegenüber den Vorteil leichter Zerlegbarkeit und den Vorzug großer Auflageflächen in den Gelenken, ohne aber die Sicherheit wie Stahllaschenketten zu bieten. Die zerlegbaren Treibketten sollen stets mit der geschlossenen Seite des Hakens auf den Kadern laufen. Eine Schmierung der Ketten mit weichem Fett oder bei Ketten, die mit Sand oder Lehm in Berührung kommen, mit Graphit, trägt wesentlich zur Erhaltung der Ketten bei. Bei der Auswahl der Kette ist möglichst darauf zu achten, daß für eine gegebene Zugbelastung eine

Fig. 26.

<r

d'

H----

Amerikanische Kette.

möglichst breite Kette gewählt werde. Je größer die Breite für die gleiche Belastung, desto geringer ist der Druck in den reibenden Flächen pro Flächeneinheit und infolgedessen um so geringer der Ver-schleiß durch Reibung. Außerdem ist eine breitere Kette, besonders bei größeren Geschwindigkeiten von 1 bis 3 m pro Sekunde, durch größere Auflagefläche auf dem Rade besser gerade geführt und läuft dadurch ruhiger.

Tabelle 12.

Amerikanische Treibketten aus schmiedbarem Guß von A. Stotz in Stuttgart.

Be

zeichnung

Teilung

der

Äußere

Breite

Prüfungs-

belastung

Zapfen- Haken- Hakenstärke d breite b stärke s

Gewicht

pro

Meter

Preis pro Meter

Ketten

mm

mm

kg

mm

mm

mm

kg

25/14    24,9

32/25 35/33 41/33 50/40    49,5

31,9

34,5

41,3

82,7

14

25

33

33

40

36

52

56

70

82

80

70

150

150

150

120

300

440

500

900

1100

1100

1400

2100

1100

1600

1800

3000

4000

5000

r-»r—Ił-HrH    I t—I i-H    r-H

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©Ol    I    ©    ©    I    I    ©    ©    © ©    ©    I    O'

Bezüglich der Geschwindigkeit der Ketten ist es ratsam, dieselbe stets möglichst gering zu nehmen; je langsamer die Kette läuft, desto länger ist ihre Dauer.

Die Prüfungsbelastungen der Ketten, welche in vorstehender Tabelle enthalten sind, entsprechen der Hälfte der Bruchbelastungen. Es ist zweckmäßig, die Ketten mit höchstens einem Sechstel bis zu einem Viertel der Prüfungsbelastung arbeiten zu lassen, je nach dem mehr oder minder unruhigen Betrieb bzw. je nach kleinerer oder größerer Geschwindigkeit.

Die zerlegbaren Treibketten arbeiten mit entsprechend verzahnten Rädern zusammen, welche in derselben Weise, wie die Ga 11 sehen Kettenräder zu entwerfen sind.

Die Fabrik fertigt zu diesen Ketten besondere Befestigungsglieder an, so daß Elevatorbecher, Rechen oder Krücken usw. in bequemer Weise angebracht werden können.

Der Nachteil der offenen zerlegbaren Treibketten, der in dem Eindringen von Staub und Schmutz in die Gelenke besteht und schnelle Abnutzung bedingt, wird durch die patentierten geschlossenen zerlegbaren Treibketten mit Gelenkausbüchsung (vgl. Fig. 27) von Arno Günzel, Up Altenburg S.-A., Kettenfabrik ^ in Rochlitz i. S. vermieden, die insbesondere auch bezüglich der Schmierung wesentliche Vorteile bieten (Fettkammern). Jeder Gelenkdorn ist hier mit einer geschlitzten Bronzehülse nach Fig. 28 versehen, welche, im Gelenkdorn liegend, in den Gelenkhaken des Gegengliedes so eingeführt wird, daß ihr Schlitz in das Innere des Hakens, die an der Hülse vorhandene Ausbuchtung hingegen in das Gelenkmaul zu liegen kommt. Die Hülse klemmt sich infolge ihrer Federung im Gelenkhaken fest und ist durch ihren Wulst gegen Verdrehung gesichert. Ein Selbstaushaken ist bei der Günzelkette ausgeschlossen. / Bemerkung. Ein Vergleich der Preistabellen zeigt, daß kalibrierte und G all sehe Ketten am kostspieligsten sind. Billiger sind gewöhnliche Ketten und Hanfseile, und den geringsten Preis zeigen Drahtseile. Kalibrierte und G all sehe Ketten wird man deshalb nur dann anwenden, wenn es sich darum handelt, die Konstruktion möglichst gedrängt zu halten.

„Verwendung der einzelnen Tragorgane“ siehe S. 49.

Fig. 27.

Fig. 28.

Ü,

mp

Treibkette mit Gelenkausbüchsung von Arno Günzel.

iIhühüä

Bronzebüchse zur Günzelkette.

Seil- und Kettenrollen.

1. Seilrollen.

Die Seilrollen werden aus Gußeisen, bei kleinem Durchmesser mit voller Mittelscheibe und nötigenfalls Rippenversteifung, bei größerem Durchmesser mit Speichen wie die Riemenscheiben ausgeführt.

Bei Bestimmung der Durchmesser der Drahtseilrollen ist zu beachten, daß die Biegsamkeit nicht vom Seildurchmesser, sondern von der Dicke der Drähte abhängt.

Bezeichnet d den Durchmesser des Hanf- oder Drahtseiles, d die Dicke der einzelnen Drähte,

D den Rollendurchmesser von Mitte bis Mitte Seil,

so ist zu nehmen:

für Hanfseile

Fig. 29.

bei Handbetrieb

10 d,

I) = 7

bei maschinellem Betrieb . D — 30 : - 50 d, für Drahtseile

bei Handbetrieb

bei maschinellem Betrieb . D = 500 : 1000 ó, unter möglichster Beachtung, daß nach den Angaben auf S. 5

-f- K

Der Querschnitt der Rillen für Drahtseile kann nach Fig. 30 bis 32 ausgeführt werden.

Die Rillen sind so auszudrehen, daß das Seil mit geringem Spielraum, aber ohne Klemmung gebettet wird. Die Rillentiefe der Hanfseile beträgt 1,5-bis 2mal Seildurchmesser, um ein Herausspringen des Seiles zu vermeiden. Für Drahtseile nimmt man 2- bis 3 mal Seildurchmesser. Bei Fig. 31.

I) ^ 400 : 500 Ô,

Fig. 30.

-ca.i3d

1,2d

2d

fl

l,5-3d

—ö-

Gebräuchliches Profil für Drahtseilscheiben.

Hanfseilrolle.

Fig. 32.

_T+3

_i+3

45«

⁵⁰

2d +2,5d

d-j-2

30°

r,=d

2d-f2,5d

”1

r,-d,

4+'°

T*¹⁰

Gebräuchliche Profile für Drahtseilscheiben.

starken Seilablenkungen ist dem Rillenquerschnitt besondere Aufmerksamkeit zuzuwenden, damit sich das Seil nicht an den Rollenrändern scheuert.

Durch Konstruktion kann genau bestimmt werden, wie weit die Rille bei einer gegebenen Ablenkung auszudrehen ist.

Die Rollen werden entweder aufgekeilt bzw. hydraulisch aufgepreßt, oder sie laufen lose auf festen Achsen. Bezüglich der Berechnung der Rollenachsen wird auf S. 36 verwiesen.

Beispiele. Es ist der Durchmesser eines Hanfseiles nebst dazugehörigem Rollendurchmesser für eine Tragkiaft von 600 kg bei Handbetrieb zu bestimmen.

Nach Tabelle 1 erhält man einen Seildurcbmesser von 26 mm. Mit der Beziehung _D = 8 d wird der Rollendurchmesser

T) = 8.26 = 208 mm,

welcher Wert der vielseitigen'weiteren Verwendung des Modelles wegen auf 200 mm abgerundet werden kann.

Beispiel. Welcher Rollendurchmesser ist für ein Stahldrahtseil hei 1000 kg Belastung, sechsfacher Sicherheit und lebhaftem, maschinellem Antrieb zu wählen?

Die Bruchbelastung des Seiles beträgt bei sechsfacher Sicherheit 6.1000 = 6000 kg. Damit ergibt sich aus Tabelle 2 nach Konstruktion III ein Seil von 12 mm Durchmesser mit 6600 kg Bruchfestigkeit und 180 Drähten von je 0,55 mm Durchmesser.

Mit D — 800 4 wird der Rollendurchmesser

>»

_D = 800. 0,55 ~ 450 mm, 0,055

1000

180 • -J- • 0,055²

f 800 000 •

j₄₅    = 3318 kg/qcm,

also zulässig.

Der in der Tabelle angegebene kleinste Aufwickelungsdurchmesser von 220 mm dürfte nur ganz ausnahmsweise Verwendung finden, weil das Seil sonst einem sehr

schnellen Verschleiß ausgesetzt wäre, also häufig erneuert werden müßte.

Fig.33.

Fig. 34.

— T'

2. Kettenrollen für gewöhnliche Ketten.

Das Querprofil der Ketten-rollen Ist zweckmäßig so

____ auszuführen, daß die Kette

in beliebig verdrehter Lage Auflage findet. Hierfür eignet sich das in neuerer Zeit bevorzugte halbkreisförmige Profil nach Fig. 33 mit i— einem Ausrundungsradius r=l,75ö! und einer Rillenbreite b = 3d.

' Die Fig. 34 bis 36 stellen Jiltere^Profile dar. Die in Fig. 35 vorhandene Biegungsbeanspruchung der Kettenglieder wird in Fig. 36 durch Abschrägung des oberen Rollenrandes vermindert, weil die Auf-

MH

a-

•T

Kettenrollen.

so ist

.1.

\ML

für Handbetrieb D — 20 d, für maschinellen

Betrieb . . D = 30 d.

_y__

Kettenrollen.

lagepunkte der Glieder von der Mitte nach den Enden hin verlegt werden. Fig. 34 eignet sich ebenso wie Fig. 35 und 36 nur für ruhigen Lauf, weil anderenfalls der Wulst zwischen den Gliedern störend wirkt. Bei der Gliedlagerung unter 45° ergeben sich kürzere Trommeln.

Bezeichnet wieder d den Ketteneisendurch-

Fig. 35.

Fig. 36.

.1

Y/"

MVA Neigung W 1 : 4

messer,

D den Rollendurchmesser von Mitte bis Mitte Kette,

Die Profile der Kettenrollen sind nach Gefühl unter vorheriger Feststellung der Kettendimensionen aufzuzeichnen. Die Rollenbreite zwischen den Kettenrändern muß, ebenso wie die Rille für die senkrecht stehenden Glieder, genügenden Spielraum für die Kette aufweisen. Für die Dicke |der Rollenränder, des Kranzes und der Scheibe zwischen Kranz und Nabe ist die Rücksicht auf möglichst gleichmäßige Verteilung des Gußeisens behufs Vermeidung von Gußspannungen neben genügender Festigkeit maßgebend, die Scheibe ist nötigenfalls durch Rippen zu verstärken.

3. Verzahnte Kettenrollen oder Daumenräder für kalibrierte Ketten.

Bei diesen Rollen ist die Kette in den Umfang der Rolle muldenförmig eingebettet, so daß die Kette von den Zähnen der Rolle gefaßt und weiter gezogen wird. Verzahnte Kettenrollen finden Verwendung als sogenannte Kettennüsse und als Haspelräder.

^Kettennüsse treten dann an Stelle der Kettentrommeln, wenn sowohl der Lastarm als auch die Wickelungsbreite zu beschränken ist. Der Durchmesser der Kettennüsse läßt sich dann auf ungefähr die Hälfte der gewöhnlichen Kettentrommeln reduzieren. Von besonderem Vorteil ist ferner die stets gerade Zuführung der Kette auf die Nuß. Hingegen besteht der Nachteil einer schnellen Abnutzung der Kette und eines geringen Wirkungsgrades infolge des großen Reibungswiderstandes. Kettennüsse erfordern die Anordnung von Führungs-rollen oder Führungsgehäusen, welche den Eingriff der Kette sichern. Ferner ist für den sicheren Ablauf des losen Kettenendes ein Abstreifer erforderlich. Vgl. Fig. 44.

Das Material dieser Rollen ist Gußeisen oder Stahlguß. Als geringste Zähnezahl findet sich mit Rücksicht auf den Achsendurchmesser z 4. Teilkreisdurchmesser ist der umschriebene Kreis der Gliedermittellinien.

Fig. 37.

Fig. 38.

TT⁻

—»Id!«—

ft

■ L,

m.

-J---

C23

(/

Aufkeilen einer Kettennuß bei geringer Nabenstärke.

Kettennuß.

Da die Nabenstärke der Kettennüsse häufig sehr gering ausfällt und ein einfaches Aufkeilen dann nicht zulässig ist, so erzielt man eine Mitnahme der Nuß entweder durch seitlich angegossene Knaggen, die in entsprechende Vertiefungen eines benachbarten Rades eingreif en, oder man verlängert die Nabe seitlich nach Fig. 38 und treibt den Keil in diese Verlängerung ein. Die als Haspelräder verwendeten Daumenräder besitzen einen großen Durchmesser und eine große Anzahl Zähne. Bezüglich der Arme werden sie so wie die Riemenscheiben oder Zahnräder ausgebildet. Da das Verhältnis der Baulänge zum Ketteneisendurchmesser bei den verschiedenen Fabriken wechselt, so bezieht man zweckmäßig Kette und Kettenrad von einer Firma.

Ist

Ï die Kettenteilung oder innere Baulänge, z die Zähnezahl des Kettenrades, d die Ketteneisendicke, so ist der Teilkreisdurchmesser:

sin

90

90 '

cos

Diese Gleichung ist für Kettennüsse zu benutzen, welche weniger als sechs Zähne haben. Ist z 6 und d 16, dann kann ohne merkbaren Fehler gesetzt werden:

sin

90

Tabelle 13 D. Werte von sin —•

'    z

sin

90

sin —

9"

sin —

:>u

sin —

sin —

ocoooviaiüi^o:

0,5000

0,3827

0,3090

0,2588

0,2225

0,1951

0,1736

0,1564

0,1423

12    0,1305

13    0,1205

14    0,1120

15    0,1045

16    0,0980

17    0,0923

18    0,0872

19    0,0826

20    0,0785

21    0,0747

22    0,0713

23    0,0682

24    0,0654

25    0,0628

26    0,0604

27    0,0581

28    0,0561

29    0,0541

39

30    0,0523

31    0,0506

32    0,0491

33    0,0476

34    0,0462

35    0,0448

36    0,0436

37    0,0424

38    0,0413    100

40

45

50

60

70

80

90

0,0403

0,0393

0,0349

0,0314

0,0262

0,0224

0,0196

0,0174

0,0157

90

Tabelle 14. Werte von cos

cos

90

90

90

cos —

cos —

cos

90

0,8660

0,9239

0,9511

0,9659

0,9750

0,9808

10

11

0,9848

0,9877

0,9898

12

13

14

0,9914

0,9927

0,9937

Beispiele. 1. Es ist der Durchmesser einer Kettennuß für 18 mm Kette und 5 Zähne zu bestimmen.

Der Tabelle 15 entnehmen wir für 18 mm Kette eine Kettenteilung l — 54 mm und einen Teilkreisdurchmesser D = 175 mm.

Nach der auf S. 26 für Rollen mit starken Ketten und geringer Zähnezahl angegebenen Gleichung ergibt sich der genauere Wert:

y(Jÿ⁺u®?) y(

z    z

54

sin

90

)■+(n»)

) \COS -g-/

= 175,8 mm.

2. Wie groß wird der Durchmesser eines Haspelrades für 8 mm Zugkette, wenn für dasselbe 50 Zähne angenommen werden?

Die Baulänge der Kette beträgt für die Ketten der Weiter Elektrizitäts- und Hebezeugwerke A.-G., Cöln (Tabelle 15) 22,5 mm. Demnach wird der Teilkreisdurchmesser des Haspelrades

1) =

22,5

sin

90

sin

₉₀ = 716,5 mm.

50

¹) Ernst, Hebezeuge, 4. Aufl., Bd. I, S. 35.

Tabelle 15. Kettenräder für kalibrierte Ketten

der Weiter Elektrizitäts- und Hebezeugwerke A.-G., Cöln.

Fortsetzung der Tabelle 15.

Eisenstärke der kalibr. Kette mm

der

Kette

Zähne

zahl

Teilkreis

durch

messer

Preis

Eisenstärke der kalibr. Kette

Teilung

der

Kette

Teilkreis-

iähne- durch- Preis zahl messer

Eisenstärke der kalibr. Kette

Teilung

der Zähne-Kette zahl

Teilkreis

durch

messer

Preis

Eisenstärke der kalibr. Kette

Teilung

der

Kette

Zähne

zahl

Teilkreis

durch

messer

Preis

mm

mm

mm

mm

mm

mm

mm

mm

mm

mm

mm

4,5

05

lO to S 00

00

c 00 O H CO h h in oi n n

CO CO <1 05

00

gsiglSIgälgäslslllsBlSfegslssslülgsssessssiasSs

-f Î T f ITI § 'i f î f 111 ! 11 f ? f î î T11 î î % f l'T IT111ïIT T11 ?

20 ,

22,5

22,5

25

Oi

O 00

00 CD h* CO iO CO

20,—

26,—

to

o\

570

16,— 25,— 35,—

13

36

in co t> oo

IO CO N 00

io co oo

ł—‘ h-* t—‘

ot h-1 o

SsiSsslgSSSSSSSHSSSSiasS

2,20

2,50

3,20

4,—

4,30

4,80

5,20

Or

11.50

12,—

12.50 14,—

22,— 26,— 34-45,-77,-90,—

2,80

3,80

4-

4,50

6,50

7,-

8-

10,—

12,—

13-

16-

16,50

17,—

18,-

26,—

37-

48,-

3-

3,40

5-

7,40

i 8,-

15 —

00 VI 05 O'

>-* h->

to o

CD

-Jrf

9,5

11

13

CO

^COtOtOfcOtOHM

OO^ltO^OOO^I

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rH rH rH rH rH Ot    CO CO t>

05 O'

CO 00

CD

CO

rH

to I—¹ I—* t—1 O O' co to

100

120

140

160

198

238

318

338

360

388

411

436

534

592

788

97

114

134

153

192

214

223

264

286

382

401

422

456

575

680

1450

115

137

161

184

207

230

253

275

299

344

458

4-

6-

7-

9,-

14,5

42,5

Cn CO CO to 00 ^ to H

480

714

836

1331

10-

13,—

14.50

17.50

18.50

19.50 22,-25,— 33,— 38,— 44,-

4-

5-

6-

8,50

10,—

11-

15-

16,—

18,—

24,-

26,50

30,—

38,—

44,-

50,—

140,-

7-

9-

11-

12-

13-

14-15,— 18 — 19-30,— 38,—

16

18

20

22

25

30

32

48

54

62,5

62,5

72

80

80

COCOON1QCON05 1 I

H « CD

,-H rH rH

OCONOOfflOiOtONO

io CO IV 00 05

to H-* o to

C0C50D<lC5Oi£oCOQ0^C5Üi

162

214

268

320

154

184

215

275

338

362

492

175

207

242

276

310

322

200

240

280

360

800

200

240

280

320

360

480

812

236

277

322

368

414

565

260

310

360

410

310

410

40,-52 — 80,— 120,— 14-20-24-32-15,— 17-24,-28,—

30, -32,-40-20,—

31, — 34,-48,-52,— 56,—

32, — 36,— 42,-70,—

135,— 30,— 38,—

44, -52,— 60,— 80,—

140,—

40,-

45, -

55, — 70,-86,—

105,—

56, — 66,— 77,-88,— 70,-90,—

4. Kettenführungen.

Dieselben sollen ein Herausspringen der Ketten aus den Kettenrollen verhüten und bei kalibrierten Ketten einen gesicherten Eingriff der Daumen bewirken. In den Fig. 39 bis 44 sind derartige bewegliche und unbewegliche Kettenführungen dargestellt. Bei Kettennüssen ist außer der Führung noch ein besonderer Abstreicher erforderlich (vgl. Fig. 44).

Verschiedene Ausführungen von Kettenführungen.

Fig. 39.

Fig. 40.

: Vl

Feste Kettenführungen.

Fig. 41.

Fig. 42.

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mm

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CD

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001

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«-30-*

Bewegliche Kettenführungen.

UJ

Kettenführung mit Leitrolle und Abstreicher.

5. Kettenräder für Gallsche Ketten.

Diese Kettenräder werden nach den Fig. 45 und 46 aus Schmiedeeisen, Stahlguß oder Hartguß hergestellt. Bei Ketten mit geschweiften Laschen legen sich die Laschenköpfe auf die seitlichen Ränder des Kettenrades nach Fig. 47, während hei Ketten mit geraden Laschen ► die Bolzen in den Zahnlücken aufliegen (Fig. 48). Die Zähne der Kettenräder sind zu fräsen.

Der Teilkreishalbmesser bestimmt sich, wenn z die Zähnezahl und t die Baulänge der Gliederkette bezeichnet, aus der Gleichung:

180

Fig. 43.

JL

][

rm

HT

Schutzbügel.

Fig. 44.

Aj

sin

V Tabelle 17 auf S. 34 und 35 enthält die ausgerechneten Werte der T eilkreisdurchmesser.

Fig. 46.

2 bis 3 mm

Gallsches Kettenrad bei größerem Durchmesser.

//

Fig. 48.

—jr

,v

\/\

Bolzen aufliegend.

H—

Fig. 45.

w — 2 bis 3 mm

Jl

i)

----

Gallsches Kettenrad bei kleinerem Durchmesser.

Fig. 47.

smo

«1

Lasche aufliegend.

Tabelle 16D. Werte von sin-•

Iso

sin-

sin -—

180

sin —

180

sin —

180

sin-

10

0,5000

0,4339

0,3827

0,3420

0,3090

12

13

14

15

0,2817

0,2588

0,2393

0,2225

0,2079

16

17

18

19

20

0,1951

0,1838

0,1736

0,1646

0,1564

21

22

23

24

25

0,1490

0,1423

0,1362

0,1305

0,1253

26

27

28

29

30

0,1205

0,1161

0,1120

0,1081

0,1045

Das Profil der Zähne ist durch Kreisbögen zu bilden, welche ein freies Ein- und Ausschwingen der Kettenbolzen ermöglichen. Der Zahnfuß ist ein Halbkreis von etwas größerem Durchmesser als der

Fig. 49.

K 115-4

! ił

z = 9; t = 60; D = 175,4.

('

150

WMMm.

-g-

'220

100

165

-405

405

150—>

-1275-

Kettenradachse.

Kettenholzen. Die Zähne werden durch Kreisbögen gebildet, welche den nächsten festliegenden Bolzen als Mittelpunkt haben.

Die Zahnbreite ist um etwa 2 mm kleiner zu nehmen als die lichte Weite zwischen den Laschen.

Will man den Kettenraddurchmesser auf das kleinste Maß beschränken, so stellt man Rolle und Achse aus einem Stück her. Man kann dann mit z bis auf 7 herabgehen.

Man wählt für Treib- oder Lastrollen:

z = 8 für Lasten bis 3000 kg,

9 „ * = ¹⁰ »

„    von 3000 bis 20000 kg,

„    über 20 000 kg,

Leitrollen erhalten in der Regel keine Zähne. Bei derartigen zahnlosen Führungsrollen legen sich die Bolzen auf den glatten zylindrischen Mittelkranz. Die Rollenränder werden so breit wie die Kette gehalten, damit beim Aufstoßen des Hakens die nötige Sicherung vorhanden ist.

x) Ernst, Hebezeuge, 4. Aufl., Bd. I, S. 38.

34

Kettenräder für Gallsche Ketten.

Kettenräder für Gallsche Ketten.

35

Tabelle 17. Teilkreisdurchmesser für

Gallsche Kettenräder in Millimetern.

Teilung

Zähnezahl

Zähnezahl

CO

CO

10

11

12

13

14

15

16

17

18

19

20

21

22

23

24

25

18

10

20

20,74

23,05

11

22

12

24

13

26

14

28

15

30

16

32

17

34

18

36

19

38

20

40

25

50

30

60

97,08

35

70

40

80

45

90

50

100

25,35 I 27,65 29,96

32,26    36,58

34,57 j 39,20 36,87 ! 41,81

39.18    I 44,42 41,48 ! 47,03 !

80,67    91,46    102,33    113,26

92.19    104,52    116,95    129,44

103,71    117,59    131,57    145,62

115,24    130,65    146,40    161,81

55

110

60

120

65

130

70

140

75

150

80

160

85

170

90

180

95

190

100

200

110

220

120

240

140

280

170

340

200

400

250

500

126,76    143,72    160,80    177,98

138,28    156,78    175,42    194,16

149,81    169,85    190,05    210,34

161,33    182,91    204,66    226,52

172,86    195,99    219,29    242,70

184,38    209,05    233,36    258,88

195,91    222,12    248,52    275,07

207,43    235,18    263,14    291,25

218,95    248,25    277,76    307,43

230,48    261,31    272,38    323,60

253.50    287,40    321,60    355,90

276.50    313,50    350,80    388,30

322,60    365,80    409,30    453,00

391,80    442,20    497,00    550,10

461,00    522,60    584,80    647,20

526,20    653,30    731,00    809,00

49.60    54,09 57,96 62,94 65,68 69,54 73,41 77,27 96,59

115,91 135,23 154,55 173,87 193,18 212,50 231,82 251,14 270,46 289,78 309,10 328,42 347,73 367,05 386,37 425,01 463,60

540.90 656,80 772,70

965.90

53,24

56,79

60,34

63,89

67,44

70,99

88,74

106,49

124,23

141,98

159,72

177,47

195,22

212,97

230,71

248,46

266,21

283,96

301,70

319,45

337,20

354,95

390.40

425.90

496.90

603.40

709.90

887.40

37.71 41,79 45,96

50.14 54,32 58,48 62,68 66,85 71,03 75,21 79,39 83,57

104,46

125,36

146,25

167.14 188,04 209,90 229,83

250.71 271,61

292.40

313.40 334,28 355,18 376,07 396,97 417,86 459,60

501.40 484,80 710,30 835,70

1044,60

43.29 48,10 52,90 57,71 62,52 67,33 72,15 75,95 81,76 86,57 91,38 96,20

120,24

144.29 168,34 192,38 216,44 240,49 264,53 288,58 312,63 336,68 360,73 384,77 408,83

40,45 44,94 49,43 53,92 58,42 62,91 67,41

71.90 76,39 80,89 85,38 89,88

112,35 134,82

157.29 179,75 202,23 224,70 247,17 269,63 292,11 314,57 337,05 359,51 381,99 404,46    432,88

426,93    456,93

449,40    480,98

494.30    529,00

539,20    577,10

629,10    673,30

763.90    817,60

898,80    962,00

1123,50 1202,40

46.13 51,56 56,38

61.49 66,33

71.74 76,89

82.13

87.14 92,26

97.49 102,51 128,15 153,77 179,40 205,03

230.66 256,30 281,92 307,48 333,18 :

358.74 384,44 :

410.66    I 435,70 461,32 486,95

512,58

563,80

51,83

57,59

63,34

69,10

74,86

80,62

86,38

92,14

97,89

48,98 54,42 59,86 65,30

70.74

74.16 81,63 87,07 92,51 97,96    103,65

103,40    109,41

108,84    115,47

136,06    143,97

163,27    172,76

190,48    201,55

217,69    230,35

244,90    259,14

272,12    287,93

299,32    316.73

326,52    345,52

353.74    374,32

370,81    403,10

408.16    431,91

435,37    460,70

462,58 .489,49 489,80    518,29

517,00    547,08

54,68

60,76

66,83

72,90

78,98

85,06

91,13

97,21

103,28

109,36

115,43

121,51

151,88

182,27

60,39

67,10

73,80

80,51

87,22

93,93

100,64

107,35

114,06

120,77

127,48

134,19

167,74

201,29

234,83

268,38

57,53 63,92 70,31 76,71 83,10 69,49 95,90 102,27 108,67 115,06 121,45

127.80

159.80 191.70

212,64    223,73

243,02    255,70

273,40    287,66    301,93

303,88    319,63    335,47

334,16    351,59    369,02

456,72    479,43    503,22

486,05 . 511,39    536,76

516,42    543,36    570,31

546,81 577,18 '

544,22    575,87    607,56

598.60    633,40    668,30

653,00    691,00    729,00

741.60    806,20    850,60

925,10    978.90    1032,80    1086,70    1140,60    1194,50

1083,40    1151,70    1215,10    1278,00    1341,90    1405,30

575,32

607,29

639,24

703.10

767.10 894,90

603,86

637,41

670,95

738,00

805,12 ;

939,30

63,24

70,27

77,29

84,31

91,34

98,37

105,40

112,42

119,45

126.47 133,50 140,53

175.66 210,80

245.90 281,07

316.20 351,33

386.47 421,59 456,73 491,86 526,99 562,13 597,26 632,39 667,52

702.66

772.90

843.20 983,70

614,90

717.40

871.40 1025,10

1281,50 1360,60 1439,70 1518,80 11598,00 1677,40 | 1756,60

66,10

73,44

80,78

88,13

95,47

102,82

110,16

117.50 124,85 132,19

139.54 146,88 183,60 220,33 257,05 293,77

330.55    I 367,21 403,93

440.55 477,37 514,10 550,82 587,54 624,26 660,98 697,70 734,42 807,80 881,30

1028,20

1248.50 1468,80 1836,00

68,95

71,81 79,79 87,76 85,74 103,72 111,70 119,68 127,66 135,63 143,61 151,59 159,57 199,47 239,36 279,26 319,15 359,05 383,07    398,94

421,37    438,83

459,68    478,72

497,98    518,62

536.30    558,50

574,60    598,41

612,90    638,30

651,20    678,19

689,50    718,09

727,80    757,98

766,10    797,87

842,70    877,60

919.30    957,40

1072,60    1117,00

1302,40    1356,30

1532,20    1598,70

1915,30    1994,70

76,61

84,27

91,93

99,59

107,26

114,92

122,58

130,24

137,90

145,56

153,22

191,53

229,84

268,15

306,45

344,75

Beispiel. Es soll die Gallsche Kette und das mit 9 Zähnen zu versehende dazugehörige Kettenrad für eine Last von 8000 kg bestimmt werden.

Nach Tabelle 10 erhält die Kette eine Teilung von 75 mm. Die Kettenbolzen sind in der Mitte 34 mm stark, die Plattenbreite beträgt 56 mm bei 8 tragenden Platten von je 4,5 mm Dicke und die lichte Weite der Kette (in der Tabelle als „Länge der Bolzen in der Mitte“ angegeben) 55 mm.

Der Teilkreisdurchmesser des Rades wird dann

75

sin

180

sin

180

— 219,29 mm.

Die Raddicke am Umfang darf der lichten Kettenweite von 55 mm entsprechend etwa 52 mm und die Zahnhöhe der Plattenbreite entsprechend 28 mm über dem Teilkreis betragen. Es wird also der äußere Raddurchmesser 219,29 -f- 2.28 ~ 276 mm.

6. Kettenräder für amerikanische Treibketten.

Die Zähne der aus Gußeisen hergestellten Rollen bleiben roh. Die Bestimmung der Teilkreishalbmesser und die Konstruktion der Zähne erfolgt auf dieselbe Weise, wie bei den Kettenrädern für Gallsche Kette.

7. Berechnung der Rollenachsen.

Die Berechnung der Rollenachsen hat auf Festigkeit und auf spezifische Flächenpressung zu erfolgen. Die Kontrolle auf Heißlaufen bzw. genügende Wärmeableitung kommt bei den verhältnismäßig langsam laufenden Rollen mit ihrem unterbrochenen Betrieb meist nicht in Betracht.

a) Berechnung auf Festigkeit.

Bei der Festigkeitsrechnung hat man zwischen auf gekeilten Rollen zu unterscheiden, deren Achse sich mit ihren angedrehten Zapfen in Lagern dreht und zwischen lose sich auf festgelegten Achsen drehenden Rollen.

Die am häufigsten vorkommenden Fälle bezüglich der^Belastung sind nachstehend angeführt.

Biegungsgleichung für die Achse ohne Berücksichtigung der Keilnute (Fig. 50)

Ql

max - .

^.dskb, für die Zapfen

1U    J    1U

Bei ausgesparter Nabe ist für die Achse (Fig. 51)

max

= ^=,o

d*kb.

Einseitige Achsenbelastung.

Achsenbelastung durch zwei Rollen.

Bei zwei ungleich belasteten und sich entgegengesetzt drehenden Rollen (für Lastseil und Gegengewichtsseil) ist nach Fig. 53

, R,=

-dr

R.

~3E3----fdf

wmm 1

Hi

di

-b

R₂

mmmmmm

R,

1,

-V

-V

Ri

Mmax.

Mn

Bei einseitig sitzender Rolle ist zunächst (Fig. 52)

Q • h.

und für die Achse Mi

6 max

ferner für die Zapfen 2

Fig. 50.

= Yq dfh bzw.    ^ d*h.

Fig. 51.

.7

V//Æ//////À

r-h

( —' (] —)----|d

r----

Mr-» 1

—di    —

Ri

l-

Bi

R,

rr=Ti

-1-

Ei

M max.

max.

Symmetrische Achsenbelastung.

Fig. 52.

lr

Symmetrische Achsenbelastung mit ausgesparter Rollennabe.

Fig. 53.

Q.

Qi • h "b Q2 • ^4

und annähernd für die Achse

d?h, MhII — R₁.l₂ — Qxl

oder auch

R₂ = d₂³&₆.

IS

Liegen die Resultierenden und der Seilspannungen in verschiedenen Ebenen, so ist zunächst eine Zerlegung in Horizontal- und

Vertikalkomponenten vorzunehmen. Mit diesen Komponenten sind dann

die horizontalen und vertikalen

Fig. 54.

Fig. 55.

Auflagereaktionen zu ermitteln und mit denselben die Biegungsmomente in der Horizontal- und in der Vertikalebene festzustellen. An den in Betracht kommenden Stellen sind dann die Biegungsmomente zu einem resultierenden Biegungsmoment zu vereinigen, deren größtes für die Berechnung der Achse maßgebend ist. Ist die Achse fest (Fig. 54 und 55) und dreht sich die Rolle auf der Achse (günstige Anordnung, weil nach Tabelle 18 kj, größer, also d kleiner wird), so ist annähernd

Ar

I!

'<1

b-

Ill max.

Feste Achse mit Seilrolle.

Ql₌ i

8 10

d³ kb oder genauer E (

10

d³kh.

Tabelle 18. Zulässige Biegungsanstrengungen

bei sich drehender Achse mit aufgekeilter Rolle

bei fester Achse mit sich drehender Rolle

Flußeisen

Flußstahl

kb = 300 bis 400 kg/qcm kh = 400 „ 500    „

000 bis 800 kg/qcm 800 „ 1000 „

Besonderer Wert ist auf die richtige Ausbildung der Übergänge bei abgesetzten Achsen zu legen, weil bei scharf abgesetzten Achsen oder Wellen bzw. bei zu geringem Abrundungshalbmesser die Gefahr eines Bruches an diesen Stellen nicht ausgeschlossen ist.

b) Berechnung auf spezifische Pressung.

Die spezifische Pressung k in kg/qcm ermittelt sich aus der Gleichung

P = k.l.d,

worin

P die Zapfen- bzw. bei fester Achse die Achsenbelastung, l die Lauflänge in cm, d den Zapfendurchmesser in cm bedeutet.

Für li ist, je nachdem Dauerbetrieb oder unterbrochener Betrieb vorliegt, zu setzen:

ungehärteter Tiegelgußstahl auf Bronze . . 60 -7- 120kg/qcm

40 -f- 100 25 -f- 60

Schmiedeeisen auf Bronze

Schmiedeeisen auf Gußeisen

r*

c) Berechnung der Wärmeableitung.

Bei schnell laufenden Achsen und Rollen ist nach der Gleichung

_ P.n

w <;

zu kontrollieren, ob der Zapfen nicht heiß läuft.

In der Gleichung bedeutet:

w eine Erfahrungszahl, welche 35 000 bis 40000 nicht überschreiten soll,

n die minütliche Umdrehungszahl, l die Lauflänge,

P den Zapfen- oder Achsendruck.

Seil- und Kettentrommeln.

1. Seiltrommeln.

a) Trommeldurchmesser und Trommellänge.

Für jjanfseile macht man den Trommelumfang glatt und wickelt das Seil in dicht nebeneinander liegenden Windungen auf. Ein Über-einanderwickeln des Seiles ist nur ganz ausnahmsweise zulässig, da die Wickelung unregelmäßig wird, das Seil darunter leidet und eine Vergrößerung des Lastarmes stattfindet.

1) = 7 : 10 d,

Der Durchmesser der Seiltrommeln bestimmt sich auf dieselbe Weise wie bei den Rollen. Es ist also für Hanf Seiltrommeln: bei Handbetrieb

bei maschinellem Betrieb . . . D — 30 -f- 50 d, für DrahtseiltrommeliLL bei Handbetrieb

D ;> 400    500 ó,

bei maschinellem Betrieb . . . JJ = 500 bis 1000 ö, wobei der Bedingung -f öj ^ kz auf S. 5 wieder möglichst entsprochen werden soll.

Drahtseiltrommeln werden zur Schonung des Seiles und behufs Erzielung einer gleichmäßigen Wickelung mit schraubenförmig eingedrehten Rillen von kreisbogenförmigem Profil versehen, in welche sich das Seil ohne Klemmung legt. Die Steigung des Gewindes wird um a = 2 bis 3 mm größer gewählt als die Seildicke.

Tabelle 19. Rillensteigung für Drahtseiltrommeln.

Seildurchmesser . . Steigung.....

l> 05

00 o

O CM

i-H rH

CM iO

r-H i—I

I—¹    h-»

<1    4^

CO 05

r-H i—I

00 rH H CM

20

23

Die Trommellänge l ist von der aufzuwickelnden Seillänge L abhängig. Bleiben zur Schonung der Seilbefestigung bei vollständig gesenkter Last noch zwei Windungen auf der Trommel aufgewickelt, so ist die

Windungszahl =

aufzuwickelnde Seillänge

T rommelumfang

f- 2 oder n =

J). jt

und die Steigung s der einzudrehenden Nuten bei Drahtseil

Steigung = Seildurchmesser -f- 2 bis 3 mm oder = d -j- a,

wobei mit Rücksicht auf die Leitspindel der Drehbank dieser Wert eventuell in engl. Zoll anzugeben ist.

Die Trommellänge l ist dann

l = n,s.

Beispiel. Für die nach S. 4 an den sechs Seilsträngen eines Laufkranes hängende, selten vorkommende Höchstlast von 251 ist für elektrischen Antrieb bei kleiner Hubgeschwindigkeit und 8 m Hub Seil, Trommeldurchmesser und Trommellänge zu bestimmen.

25 000

Seilbelastung im Ruhezustand S₀ =    = 4167 kg. Größte Seilbelastung

während der Bewegung bei 4 Proz. Verlust in jeder Rolle rund 4500 kg.

Bruchlast bei sechsfacher Sicherheit im geraden Seilstück 6.4500 = 27 000 kg. Nach Tabelle 2 erhalten wir bei Wahl der Seilkonstruktion III ein Drahtseil von 24 mm Durchmesser mit einer Bruchfestigkeit von 28000 kg und 180 Drähten von je 1,15 mm Dicke.

Trommeldurchmesser D — 800 d = 800.1,15 = 920 mm. Damit wird nach S. 5

- __ö

. 71 cT²

X -7—

-j- 800 000

4500

180

n . 0,115²

-f- 800 000    = 3400 kg/qcm.

Die rechnerische Zerreißfestigkeit, bezogen auf 1 qcm, beträgt bei dem vor-7i • 0 115²

handenen Seilquerscbnitt 180 —- = 1,869 qcm und der angegebenen Bruchlast

von 28 000 kg Kg =

~ 15 000 kg/qcm. Die wirkliche Bruchfestigkeit ist

28 000 1,869

b) Ausführung der Seiltrommeln.

Fig. 56 zeigt eine Hanfseiltrommel mit -glattem Umfang. Zur Schonung des Seiles führt man mitunter auch die Trommel mit Holzbelag aus.

Fig. 57.

etwa 5 Proz. geringer, also etwa 14250kg/qcm, so daß die tatsächliche Sicherheit = 4,19 beträgt. Das gewählte Seil ist hier unbedenklich zuzu-

nur © =

14 250

3400

lassen, da die Höchstlast nur selten vorkommt und die Massenwiderstände bei kleiner Geschwindigkeit gering sind.

Bei sechs Seilsträngen und 8 m Hub ist jedes Seilende 24 m aufzuwickeln.

Windungszahl demnach insgesamt 2 n= 2    --1- 2^ = 2^

24

0,92. n

+ 2)

Steigung mit a — 3 mm, s — 27 mm.

Demnach nutzbare Trommellänge l = 21.27 ~ 570 mm.

Fig. 57 zeigt eine Drahtseiltrommel mit eingeschnittenen Rillen. Die Stärke des Trommelmantels ist bei kleineren Trommeln von den Herstellungsrücksichten abhängig und beträgt als Mindeststärke Fig. 56.

ïÆSÊm

i!

-i

Bill

■■

mmmm

Hanfseiltrommel.

Drahtseiltrommel.

12 mm. Im Mittel kann man mit Rücksicht auf diese Mindeststärke für die Wandstärke setzen:

0,02 D -f- 1 cm

bei gußeisernem Mantel

(auch vielfach gleich dem Seildurchmesser),

0,03 D + 2,5 cm.

bei Mantel aus Schmiedeeisen. . . . 0,01 D -j- 0,3 cm, bei Holzmantel

Bei sehr langen Trommeln ist außerdem zu untersuchen, ob der Drehungs- und Biegungsfestigkeit genügt ist. Bis zu einer Länge von 600 mm ist eine Versteifung des Trommelmantels durch Rippen nicht erforderlich. Darüber hinaus werden zweckmäßig radiale Rippen verwendet. Diese sind zweckmäßiger als Längsrippen, welche Modell-

und Formereikosten wesentlich erhöhen und die Anwendung geteilter Kerne erfordern.

Kurze Trommeln bis 400 mm Länge werden nach Fig. 58 mit einer Nabe hergestellt.

Bei Laufkranen ist ein genau senkrechtes Aufsteigen der Last erforderlich. Bei einfacher Trommelanordnung würde die Last den

Fig. 58.

Wmm

Gewindegängen entsprechend wandern. Um dies zu vermeiden, wickelt man stets zwei Seilenden auf die Trommel und versieht dieselbe mit Rechts- und Linksgewinde. Die Befestigung der Seile erfolgt dann an den

----- äußeren Seiten der Trommel. Siehe auch unter

Zwillingsrollenzüge und Laufkrane.

Kurze Trommel mit einer Nabe.

Bisweilen wird auf beiden Seiten der Trommel je ein Zahnrad angeordnet. Diese Anordnung verfolgt bei schweren Hebezeugen den Zweck, die Umfangskraft auf zwei Räder zu verteilen, um die Zahnradteilung klein zu halten. Die Trommel muß in diesem Falle in zwei Hälften geteilt * werden, die lose drehbar auf eine gemeinsame Achse aufgesteckt werden, damit sich der Zahndruck auf beide Stirnräder gleichmäßig überträgt.

c) Befestigung der Trommel auf der Welle.

Bei Anordnung von zwei Trommelnaben kann die Befestigung mit der Welle auf zwei Arten erfolgen. Bei der einen Anordnung

werden die Keile in die Welle eingelassen und nötigenfalls durch Schrauben befestigt. Der rechtsseitige Keil (Fig. 59) ist dann 1 mm niedriger als der linksseitige Keil. Der rechte schwächere Keil wird zuerst eingelegt, die Trommel von rechts nach links übergeschoben und dann der linksseitige Keil eingetrieben. Da die Keilneigung gleichgerichtet ist, so kann man die Trommel auf leichte Weise wieder von der Welle entfernen. Bei der zweiten Anordnung wendet man nur

Fig. 59 u. 60.

Keil

1 in rn ^

Keil

um

Feder

Keil

—- sr~-----4-----

wmm.

-=f

wwm

Aufkeilung der Trommeln.

einen Keil an und verbindet die zweite Nabe durch eine Feder mit der Welle.

Fm das Torsionsmoment direkt von der Trommel auf das benachbarte Trommelzahnrad zu übertragen, kuppelt man beide miteinander. Fig. 61 zeigt eine durch Schrauben bewirkte Kupplung. Durch zwischengelegte Dübel ist die Biegungsbeanspruchung von den Schrauben ferngehalten. In Fig. 62 findet die Übertragung mittels Keil und mitunter-{auch durch angegossene Knaggen statt.

Fig. 61 u. 62.

•1

UPP

W//

.1

«1»»

I f

Wm

Verbindungen der Trommel mit der Welle.

Bei schweren Trommeln wird die Welle festgelagert und die Trommel drehbar auf der Welle angeordnet. Dabei wird das Schmierfett den ausgebuchsten Trommelnaben durch Zentralbohrungen der Welle zugeführt.

Diese Anordnung ergibt geringere Achsendurchmesser, weil die zulässige Beanspruchung bei ruhenden Achsen höher gewählt werden kann, als bei sich drehenden Achsen. Weitere Angaben hierüber unter „Laufkrane“.

d) Befestigung der Seile an der Trommel.

Die Befestigung des Hanfseiles erfolgt entweder nach Fig. 63 mittels eines schmiedeeisernen Bügels, welcher an dem Trommelflansch festgeschraubt wird, oder nach Fig. 64 dadurch, daß man das Hanfseil in Schleifenform herumbiegt, das zugespitzte Ende bis zum Klemmen in das Loch der Trommel zieht und die Schleife fest mit Bindfaden umwickelt.

Die Befestigung der Drahtseile geschieht nach Fig. 65 bis 79. Um die scharfe Umbiegung des Seiles zu vermeiden, bohrt man das Loch entweder schräg durch den Trommelmantel oder man gießt eine Wulst an. Die Fig. 65.

Fig. 63.

CI]

Befestigungsbügel für Hanfseil.

Fig. 64.

wMm

§A

Seilklemme

Befestigung des Hanfseiles mittels Schleife.

Schlechte Seilhefestigung mittels Seilklemme. Fig. 66.

Seilbefestigung mittels Seilklemme unter mehrmaliger Wellenumschlingung.

Befestigung erfolgt im Inneren der Trommel durch Seilklemmen. Zur Sicherheit kann man das Seil außerdem noch einigemale um die Welle herumschlingen. Zur Schonung der Seilbefestigung müssen noch zwei bis vier Windungen bei gesenkter Last auf der Trommel bleiben.

Verschiedene Arten der Drahtseilbefestigung an Trommeln.

Fig.67 u. 68.

BO -

!!

H'

Seilbefestigung mittels Klemme unter mehrmaliger Nabenumschlingung. Trommeldurchmesser 500 mm, Seildurchmesser 16 mm.

Fig. 69 u. 70.

mi

OL

Reclits-Gewinde 19 mm Steigang

I

97.

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///

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II

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\\

-I

vV

Seilbefestigung mittels Öse.

Fig. 71 bis 74.

16 mm Drahtseil 18 Rechtsge

JUi,

mm

winde

Steigung

Schnitt a—b

r = 10

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S-

c—d

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110 .

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-4—

Seilbefestigung mittels Einlegekeiles.

I ii!

Fig. 75 bis 77.

Rechts-Gewinde 19 mm Steigung

-1!)J

-120-►

jg

-t-

.J

---HO

vV

.25.

Seilbefestigung mittels Querkeiles und Druckschrauben.

i*—70

'200-

4*— 70—>|

y Fig. 78 u. 79.

IX

L.;..

—70—

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(4 2.5.

-42,5 .1

f/i

.-110—.

•*

//

//

//

22

19 mm Steigung rechtsgängig

Seilbefestigung nur durch Druckschrauben mit Beilage.

2. Kettentrommeln.

Bei den Ketten trommeln bevorzugt man neuerdings wie bei den Kettenrollen das halbkreisförmige Profil in Fig. 80, weil die Kette bei demselben in beliebig verdrehter Lage Auflage findet. Bezüglich der

Fig. 80 u. 81.

J2,8 d + 3 mm

2,8 d + 3 mm

•V

ÉÉ

WMmm

mm,

3,5 d +

3 mra

Fig. 82 u. 83.

jA⁵-

d 4- 3 mm

(Ti

(Tj

Neigung 1:41

Querproflle für Kettentrommeln.

übrigen Profile gilt das über Kettenrollen Gesagte. Der Trommelkern wird meist zylindrisch ausgeführt. Wellenförmiger Innenmantel ist teurer und erfüllt nur dann seinen Zweck, wenn der Kern richtig in

19 mm Steigung rechtsgängig

Seilbefestigung nur durch Druckschrauben mit Beilage.

2. Kettentrommeln.

Bei den Ketten trommeln bevorzugt man neuerdings wie bei den Kettenrollen das halbkreisförmige Profil in Fig. 80, weil die Kette bei demselben in beliebig verdrehter Lage Auflage findet. Bezüglich der

2,8 d + 3 mm^

Jî,8 d + 3 mm

k-

4-200—

^ Fig. 78 u. 79.

- 70

1919,

VÆ

Va

FH*—70

5,

(42.5425^42,5-^

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Fig. 80 u. 81.

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3,5 d -f-

3 mm

Fig. 82 u. 83.

jiX

d + 3 mm

(Ti

. — .Neigung 1:4|

UJ'

W.

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vMÆà.

Querprofile für Kettentrommeln.

übrigen Profile gilt das über Kettenrollen Gesagte. Der Trommelkern wird meist zylindrisch ausgeführt. Wellenförmiger Innenmantel ist teurer und erfüllt nur dann seinen Zweck, wenn der Kern richtig in

die Form gelegt wird. Der Durchmesser der Kettentrommeln beträgt wie bei den Kettenrollen wieder für Handbetrieb . . . für maschinellen Betrieb

I) = 20 (I, I) = 30 (L

Die Trommellänge l ist von der aufzuwickelnden Kettenlänge und von der Kettenbreite abhängig. Läßt man zwischen den einzelnen Kettenwindungen 3 mm Spielraum und ist

b ~ 3,5 d die äußere Gliedbreite der Kette, n die Anzahl der Kettenwindungen,

L die aufzuwickelnde Kettenlänge, s die Steigung des Gewindes, l die nutzbare Trommellänge,

1) der Durchmesser der Trommel von Mitte bis Mitte Kette, so ist für Trommeln mit Profil nach Fig. 82 und 83 bei Zugabe von zwei Vorratswindungen zum Schutz der Kettenbefestigung:

D.ji

Steigung s = b -+- 3 mm Spielraum, Trommellänge l = n.s.

Windungszahl n =    ^

also

Legt man, um an Trommellänge zu sparen, die Kettenglieder nach Fig. 80 und 81 unter 45°, so kommt als Platz beanspruchende Kettenbreite nur 2,5 d. cos 45° d — 2,8 d in Betracht. Dann wird

JEL

I). JZ

+ 2^ • (2,8 d + 3 mm).

Die Mantelstärke beträgt bei nicht zu großen Längen 12 bis 25 mm.

Tabelle 20. Abmessungen der Kettentrommeln.

Ketten

eisenstärke

Trommel-durchmesser bei Hand-

Trommel-durehmessev bei Maschinen-

betrieb

D = 20(1

betrieb

Mantel

stärke

I) = 30 d

Höhe des Trommelrandes ~ 3,5 d

Dicke des Trommelrandes

Dicke des Bodens

120

180

12

10

160

12

200

240

300

12

25

10

14

240

280

360

12

15

30

35

10

15

12

15

15

16

18

320

420

20

360

480

16

40

22

400

440

540

600

16

18

20

50

55

65

12

12

12

14

18

20

20

25

24

480

660

22

70

75

14

14

25

26

28

520

720

560

780

24

30

600

840

900

26

28

30

85

90

100

105

15

15

16

16

25

25

30

30

30

Richtiges Auflauf en. — Verwendung der Tragorgane.

49

Kettenbefestigung. Zur Befestigung der Kette auf der Trommel dienen die in den Fig. 84 und 85 dargestellten Haken. Sind die Kettenglieder unter 45° gelagert, so kann man dieselben Anordnungen

Fig. 84 u. 85.

id

S'

Kettenbefestigungen an der Trommel.

verwenden, nur darf man dann den Haken nicht radial, sondern ebenfalls unter 45° zur Trommelachse richten.

3. Richtiges Auflaufen der Ketten und Seile.

Bedingung für .gutes Auflaufen der Ketten auf die Trommeln und Einlegen der Kette in die Trommelnuten ist eine richtige Lagerung der Leitrollen.

Die Seilablenkung aus der Mittellage soll 1:50 sein, d. h. die Entfernung der Seilrollenachsen von der Trommelachse muß mindestens das 25 fache der Trommellänge betragen.

Wo dies nicht angängig ist, sind die Leitrollen in Richtung der* Trommelachse verschiebbar anzuordnen. Die Verschiebung der Rolle auf der Achse ist entweder eine freie, oder eine durch eine Schraubenspindel erzielte zwangläufige. Die Schraubenspindel muß dann dieselbe Steigung haben wie das Trommelgewinde.

Bei Laufkranen werden zur Verhütung des Wanderns über die Trommel hin und zur Erzielung eines senkrechten Lasthubes in den letzten Jahren Zwillingsrollenzüge angewendet.

Verwendung der einzelnen Tragorgane.

1. Hanfseile. Nur für untergeordnete Zwecke, z. B. bei Bauwinden und Baurollenzügen, kleinen Aufzügen, ferner als Haspelseile und Schlingseile zum Aufhängen der Last am Haken.

Bethmann, Hebezeuge. 3. Aufl.

2.    Drahtseile. Infolge der Vorteile jetzt durchweg für alle Last-und Geschwindigkeitsgrößen, meistens mehrsträngig, gebraucht. Sie sind elastisch und daher betriebssicherer wie Ketten, arbeiten geräuschlos, haben geringes Gewicht und ergeben geringe Trommelbreite.

3.    Geschweißte Ketten. Durch die Drahtseile verdrängt, weil der Bruch hier plötzlich erfolgt; außerdem großes Eigengewicht, große Trommelbreite, unelastisch, daher abgefedertes Hakengeschirr erforderlich.

4.    Kalibrierte Ketten. Nur für kleine Geschwindigkeit, also für Handbetrieb zweckmäßig, weil durch Stöße und Abnutzung die Kettenglieder ihre Form verlieren.

5.    Gallsche Ketten. Nur für große Belastung, kleine Geschwindigkeit und kurzen Hub verwendbar. Nachteile: Großes Eigengewicht, keine Seitenbeweglichkeit (deshalb nicht verwendbar bei Laufkranen mit großer Fahrgeschwindigkeit), Rosten im Freien und starke Abnutzung infolge der großen Bolzenpressung.

Haken.

1. Einfache Haken.

Die Haken dienen zur Aufhängung der zu hebenden Lasten. Als Material wird gewöhnlich Schmiedeeisen, für kleinere Haken mitunter

Fig-86. ä' _

■*d₂ >

auch Stahlguß verwendet. Die Haken sind im Schaft auf Zug, in der Hakenkrümmung auf zusammengesetzte Festigkeit — Biegung und Zug — beansprucht.

T'

hi

d₃

21l

a) Bestimmung des Schaftdurchmessers.

2a

Einfacher Lasthaken.

Bezeichnet

Q die am Haken hängende Last, d₀ den Kerndurchmesser des Gewindes,

dx den äußeren Schraubendurchmesser,

so bestimmt sich der Kerndurchmesser, unter der Voraussetzung,

daß keine zusätzlichen Biegungsspannungen auftreten, aus der Zug-

gleichung

k

4    *'

Mit Jct = 600 kg/qcm und dem mittleren Wert d = 0,84 dx ist

Q = 300 d?.

Danach berechnet sich folgende Tabelle, aus welcher die Schraubenstärken gewählt werden können.

Tabelle 21.

Tragkraft der Schaftschrauben für Lasthaken bei Jct = 600 kg/qcm.

Kern

durch

messer

Kern

durch

messer

Äußerer Durchmesser des Gewindes (lx

kg = 600 kg/qcm

Äußerer Durchmesser des Gewindes dx

kg = 600 kg/qcm

Engl. Z.

mm

mm

kg

Engl. Z.

mm

mm

kg

⁶/l6

Ve

7]16

cd of H

Vi

³/4

cd t> cd of <N

105

175

265

365

470

785

7s

IVs

1V4

1V2

17s

¹³/₄

17s

19,05

22,22

25,40

28,57

31,75

34,92

38,10

41,27

44,45

47,62

50,80

18,61

21,33

23.93 27,10 29,50 32,68 34,77

37.94 40,40 43,57

1175

1630

2145

2700

3460

4100

5030

5700

6780

7690

8950

‘ł—‘I—‘

Üi(^05Wt0lOHOOCÜ0DC0^0505Üi

Vo'<i'c»'o'<»'Lo'ÎDo**Lo'îo'bi'îo'ôo'biT-‘

OOrOüiOü^OCnOaiOüiOOiOOi

49,02

55,37

60,55

66,90

72,57

78,92

84,40

90,75

96,65

102,98

108,84

115,19

121,67

127,51

133,05

139,39

11320 14 450 17 280 21090 24 820 29 350 33 570 38 810 44 020 49 970 55 820 62 530 69 760 76 620 83 420 91 560

Der Schaftdurchmesser unterhalb des Gewindes ist zu verstärken

auf etwa

d₂ = ö/₄ dx.

so

Wird der obere Teil des Hakenschaftes als Öse ausgebildet kann dieselbe als ein beiderseitig eingespannter Balken betrachtet werden. Ist l die Stützweite, so gilt

- I = W.lcb,

worin für elliptischen Querschnitt von der Höhe h und der Breite b

W ~ i bh».

Ygl. Beispiel S. 63 mit Fig. 89.

b) Berechnung des gefährlichen Querschnittes AB.

I. Vorläufige Berechnung.

Behandelt man zunächst unter Vernachlässigung des Einflusses der Hakenkrümmung den Haken als geraden Stab mit einseitiger Belastung und wählt man der Materialersparnis wegen bei gleichmäßiger Verwertung der Zug- und Druckfestigkeit trapezförmigen Querschnitt, dessen Ecken für die Ausführung dem einzuhängenden Seil oder Kette entsprechend abgerundet werden, so sind für den Entwurf zunächst folgende Gleichungen zu benutzen:

1. Durchmesser d der einzuhängenden Kette, welcher als Bezugseinheit für das Hakenmaul dient, aus

Q =

oder zweckmäßig mit kz = 400 kg/cm

d = 0,04 yo

a = 1,5 d...........

3. Trapezhöhe h aus der Gleichung (Entwickelung s. unten)

h — a

jrd² .

2 ~kn

1)

2. Maulradius

2)

3)

-1

worin das Verhältnis der Trapezseiten anzunehmen ist mit

4)

² = 2,5 bis 3,5........

i

4. Kleine Trapezseite by aus der Gleichung (Entwickelung s. unten)

b₂ — bi —

kz.h

worin kz = 600 kg/qcm und mit z. B. b₂ = 3 bx

• • • 5)

2 kz.h

• 5 a)

ferner

b₂ — 3 bi

5 b)

Die Annäherungsgleichungen 3) und 5) für den geradachsig angenommenen Haken ergehen sich unter Vernachlässigung der Querschnittsabrundungen wie folgt:

Denkt man sich im Trapezschwerpunkt zwei Kräfte Q entgegengesetzt gerichtet und parallel zur Last angebracht, so hat man bei Betrachtung der nun vorhandenen drei Kräfte ein Kräftepaar und eine Einzelkraft.

Durch das Moment Q . r wird an der Innenseite des Querschnittes eine Biegungszugspannung, an der Außenseite eine Biegungsdruckspannung (beide in der Keutralachse Null werdend), ferner durch die Einzelkraft Q eine über den ganzen Querschnitt gleichmäßig verteilte Zugspannung hervorgerufen.

Auf der Innenseite addieren sich infolgedessen die Biegungszugspannungen und die Zugspannungen von Q, auf der Außenseite subtrahieren sich Biegungsdruckspannungen und Zugspannungen. Daher ist auf der Innenseite die größte Anstrengung vorhanden.

Bedeutet

so ist

ai die größte Spannung an der Innenseite des Querschnittes, aa die größte Spannung an der Außenseite, ex und e₂ die größten Fasernabstände von der Schwerachse, F den Trapezquerschnitt,

Gi

_ Q (« + e₂) , Q

6)

aa

_ Q<,a + eù _ Q

F

7)

Bei gleicher Ausnutzung des Materials muß

ai = Ga

sein, also

(a -f- e₂) e₂

,    1 _ (a -4- f₂)

+ F ~ J

Hieraus wird

j — (a + ea) • (ei — ei)

• • ■ 8)

Für Trapezquerschnitt ist

bi -j— 2 &2 b Cx = &i + &₂ "3 ⁵

— ^i² d~ ^    • ^2 ~l~ ftg²

36 (fq -)- 5₂)

•P;

h-

Durch Einsetzung dieser Ausdrücke in die Gleichung 8) erhält man nach entsprechender Entwickelung h — (^- — 1 ^ und mit ai — k₂ die Gleichung

— &i —

Fig. 87.

k₂.h

II. Aufzeichnen des Hakens.

Das Aufzeichnen der Haken findet — dann in der Weise statt, daß man zunächst mit dem Maulradius a einen Kreis schlägt, welcher von einem exzentrisch gelegenen Kreis umschlossen wird, dessen h

Durchmesser durch ^ -f- 2 a -fi- h bestimmt

ist (Fig. 87). Nach Abtragung des Schaftdurchmessers vermittelt man nach Gefühl die Verbindung zwischen Schaft und Maul, wobei man für allmähliche Übergänge zu sorgen hat.

I \j

Konstruktion des Hakens.

Schaft

durchmesser

d₃

mm

20

25

35

40

45

50

57

09

75

06

100

110

120

125

135

145

155

Äußerer

Gewinde

durchmesser

lP

Zoll

l-lr-Hi-IrHi-l.-ICNCaCOCOCOCO-'#'*'*

Höhe der Hakenspitze über

Mittellinie hi mm

25

30

35

45

50

55

65

70

85

100

115

125

135

145

155

165

175

Tabelle 22.

Einfache Haken nach Fig. 86 bei kz = 600 kg/qci

Kleinste Weite zwischen Schaft und Hakenspitze

Trapezseiten

Einhängekette

mm

25

30

40

50

55

60

70

75

95

115

125

135

150

160

170

185

195

2k .h

b₂ — 3 bl

mm

Trapezhöhe h = 2 a

Maulradius

a^l.5i

bei

mm

mm

asCOt^CQiOGOO^CMOOiCOt-HOCO^CO

r-HrH<M<M(Mcoco^ioiocor^GOooooa:

27

30

15

68

40

20

51

99

75

84

06

102

126

150

177

198

213

240

249

261

279

09

30

70

80

06

100

110

120

150

170

190

210

220

240

260

270

35

40

45

50

55

09

75

85

95

105

110

120

130

135

cm

kg — 400 kg/q d= 0,04]/Q

mm

a^coGOc^cDcor-tiooa:r>coooooo

T—li-H<M(N01COCO^^iO<Ot>l>COGOC^

Tragkraft

kg

500

1000 2 000

3    000

4    000

5    000

6    000 7 500

10 000 15 000 20 000 25 000 30 000 35000 40 000 45 000 50 000

III. Kontrolle der Anstrengungen.

In Wirklichkeit hat man es mit einem auf Biegung beanspruchten Körper mit gekrümmter Mittellinie zu tun, so daß sich bei genauer Rechnung um 40 bis 50 Proz. höhere Werte ergeben.

Wenn nun auch der Ungenauigkeit der ersten Rechnung durch Einsetzung eines niedrigeren Wertes für Tct Rechnung getragen war, so empfiehlt sich doch die nochmalige Prüfung mit Berücksichtigung der Hakenkrümmung nach folgenden Gleichungen, um bei zu hoher Materialanstrengung die Querschnittswerte entsprechend erhöhen zu können.

Bedeutet außer den schon oben angeführten Bezeichnungen

r — a -j- e₂ den ursprünglichen Krümmungshalbmesser der Schwerpunktsfaser,

Mb = — Qr das biegende Moment (negativ, weil es den ursprünglichen Krümmungshalbmesser zu vergrößern sucht),

für Trapezform,

so ist

«2

C.F' r — e₂

9)

und

10)

C.F r + el

Die berechneten, wirklich vorhandenen Materialspannungen sollen dann 900 kg/qcm für Schmiedeeisen nicht überschreiten. Eine Veranlassung, mit der Materialbeanspruchung höher zu gehen und an Material zu sparen, liegt um so weniger vor, als doch meist Belastungsgewichte angebracht wurden müssen, um ein Senken des leeren Hakens zu ermöglichen und das Tragorgan straff zu halten.

Beispiel. Die vorläufige Berechnung eines Kranhakens aus bestem Schweißeisen für 10 000 kg Belastung gestaltet sich folgendermaßen :

Die Eisenstärke der einzuhängenden Kette wird gewählt d = 0,04    ~ 4 cm,

a — 1,5.40 = 60 mm.

= 3 wird

h = 2a — 2.6 — 12 cm

6 Q _ 6.10 000 2 kz.h ~~ 2.600.12 b₂ = 3 bx = 3.4,2 = 12,6 cm.

Die Kontrollrechnung als Stab mit gerader Achse ergibt mit J = 1100 cm⁴, ex — 70 mm, e₂ = 50 mm, F = 100,8 qcm

= ffa = 596 kg,

Radius des Hakenmaules

Bei einem Verhältnis

und

~ 4,2 cm,

und als Stab mit gekrümmter Achse mit G = 0,095

oi — 880 kg/qcm, <ia = 410 kg/qcm.

Durch die Vernachlässigung der Querschnittsabrundungen erhöhen sich die Werte noch um etwas.

Gewindedurchmesser nach Tabelle 21

dx = 2V₄" = 57,15 mm, ei₂ — ⁵/i dx ~ 70 mm.

Schattdurchmesser

2. Doppelhaken.

Dieselben werden für große Lasten — etwa von 10 000 kg ab — verwendet. Als Vorteil der Doppelbaken kann angeführt werden, daß die Beanspruchung durch die gleichmäßige Lastverteilung eine günstigere wird, als beim einfachen Haken, als Nachteil hingegen der

Umstand, daß, sobald die ganze Last nur an einem Hakenmaul aufgehängt wird, die Materialanstrengung eine sehr ungünstige wird.

Bei der Konstruktion berechnet man zunächst den Schaft auf Zug; hierauf bestimmt man den Maulradius für die halbe Last aus der Beziehung a = 1,5 bis 2d und zeichnet den Haken nach Gefühl auf. — Nun kontrolliert man, ob in dem gefährlichen Querschnitt AB die Anstrengung den zulässigen Wert nicht überschreitet. Dieser Querschnitt AB ist auf Biegung, Schub und Zug beansprucht.

Man findet diese Beanspruchungen, wenn man zunächst die Kraft

^ im Punkt S gleich und entgegen-

gesetzt gerichtet anbringt. Diese beiden Kräfte heben sich gegenseitig auf, ändern also nichts am Gleichgewicht. Man erkennt nun aus

der Figur das Biegung erzeugende Kräftepaar • l und die nach ab-

wärts gerichtete Einzelkraft im Punkt S. Zerlegt man diese letztere in zwei Komponenten N und Z parallel und senkrecht zum Querschnitt,

Fig. 88.

*—di~*i

-<hr

2a^

ilt

«Xi»

I—%o>i

Doppelhaken.

so ruft N Schubspannungen hervor, die aber vernachlässigt werden können, während Z den Querschnitt gleichmäßig auf Zug beansprucht. 1st F die Querschnittsfläche,

— = W das Widerstandsmoment, e

so ist die Gesamtanstrengung im Querschnitt AB:

G max -

Auch hier ergeben sich wieder bei Berücksichtigung der Hakenkrümmung

um etwa 40° höhere Werte.

«

Tabelle 23. Vorläufige Abmessungen für Doppelhaken.

kg

Nutzlast Q........

Gewindedurchmesser dx . .

Schaftdurchmesser d₂ . . . Schaftdurchmesser d₃

Maulradius a......

Senkrechte Trapezhöhe in der

Maulmitte hx.......

Schräge Berechnungs - Trapezhöhe h.........

Trapezbreite &₂    . ......

Trapezbreite bx.......

Schafthöhe von Mitte Maul bis Traverse .........

10 000

2" =

50,8 mm

20 000 23/₄" = 69,8 mm

30 000

3V₂" =

88,9 mm

50 000

4 Va" -

114,3 mm

70 000 5%"

133,3 mm

V. : : : :

65

70

50

60

90

70

25

100

90

110

145

170

100

120

155

180

70

85

110

125

80

95

115

135

120

100

35

140

145

120

38

160

3. Aufhängung der Haken.

Bei der Hakenaufhängung ist die Forderung maßgebend, schädliche Biegungsanstrengungen vom Hakenschaft fernzuhalten.

Fig. 89 zeigt eine vollständig frei bewegliche Hakenaufhängung.

Bei Traversenaufhängung, die z. B. an Kranflaschen verwendet wird, hilft man sich dadurch, daß man die Traverse 5 -j- 10 mm größer als den Schaftdurchmesser bohrt oder die Bohrung nach Fig. 90 konisch macht und die Beweglichkeit des Hakens in der Traverse durch eine halbkugelförmige Unterlagsscheibe zu erreichen sucht.

190

215

155

180

55

60

200

230

Fig. 89.

aP

ö*-

mmm— f

UJ

Hakenaufhängung durch Schekel.

Damit sich die Haken mit angehängter Last leicht drehen lassen, ordnet man eingekapselte Kugellager nach Fig. 92 oder 93 an.

Die Mutter, mit welcher der Haken in der Traverse befestigt ist, erhält als Schraubensicherung meist einen Splint. Derselbe soll im oberen Teil der Mutter angebracht werden, um den tragbaren Gewindeteil möglichst wenig zu beeinflussen.

Fig. 91.

Fig. 90.

sRT

o-

FH

r-

Cn

B?

_T_

—i-⁻

Hakenaufhängung durch Traverse.

Hakenaufhängung durch Bolzen.

Fig. 93.

Fig. 92.

n ^ ii

■S

mH

I)

1|

Filz

t©

uw

Kugellagerung für Lasthaken der Kugelfabrik Bischer in Schweinfurt.

Kugellager für Lasthaken von den deutschen Waffen- und Munitionsfabriken in Berlin.

4. Hakengeschirre.

Bei vielen Winden und Kranen wird ein selbsttätiges Niedergehen des leeren Lasthakens verlangt. Man erreicht dies dadurch, daß man die Haken mit besonderen Belastungsgewichten nach Fig. 94 bis 97

Hakengeschirre.

versieht. Wird Kette als Tragorgan verwendet, so sind bei elektrischem oder Dampfantrieb zur Fernhaltung von Stößen elastische Zwischenglieder nach Fig. 98 bis 100 erforderlich.

Fig. 94.

Fig. 95.

Fig. 96.

Fig. 97.

59

II

Hakengeschirre mit Belastungsgewicht.

Fig. 98.

Fig. 99.

Fig. 100.

1 m Kette

Hakengeschirre mit abgefedertem Belastungsgewicht.

Fig. 101.

5. Skizzen von Haken und Kranflaschen.

Fig. 103.

Fig. 102.

śf

'v.l

Verschluft-\ Scheibe

Sicherheitshaken.

Fig. 104.

S - förmiger Sicherheitshaken von Gauhe, Gockel & Co. mit selbstschließender drehbarer Scheibe.

Fig.105.

—225-1—-3

Jz¹

SM

y Mi

---v-

;;

rr

-vT—t.T.-iynb

*    : i :

Haken mit Sicherung für Gießereikrane.

Brownscher Sicherheitshaken mit doppeltem Zapfengelenk, Handgriff und Schutzhülse, aus gegossener Aluminiumbronze.

b;

Fig. 106.

'd

•c

Fig.107.

Haken mit Stiftsicherung.

Hakenaufhängung an Drahtseil von Gauhe, Gockel & Co.

id,

r* ~ -*i

Fig. 113.

Fig. 114.

-ffli

-ca |4d

ca 5 (1

_ Mitte_ 180 _Traverse_

-4-

0001

K 220*1 o

V I ;?

èV*

:■§

750

Lastbügel als Ersatz der Haken hei schweren Lasten. Fig. 1^13 für Lasten unter 25 t;

Lastbrücke nach

= Wk

Fig. 114 für Lasten über 25 t (Maße für 100 t).

Ql

Lastbrücke nach =

Wkb.

l — Stützweite ; für elliptischen Querschnitt von der Höhe h und der Breite b,

w ~ ywbifi.

1- -r

Fig.108.

tu

Eï

fl

3- -Cf • •

-L

■T

Fig. 109.

--e«+- -

--G =

ir

' "i⁻

Ui

rfFTi

-S4I-

ÏE--

N>

Lastrolle mit Schutzbügel.

Kranflasche mit gußeisernem Gehäuse.

\L

Fig. 110 u. 111.

Fig. 112.

! z

TT r

i

= 9. D = 248,5

Gall'sehe Kette

(§)

>T

(0>

85 mm Teilung

!/ •

-#®Ä

s-z = 18; D= 489,5

24 Stahl - Kugeln 22 mm ({>

Ungesperrt für volle Last.

Gesperrt zum doppeltsehnellen Heben halbschwerer Last.

Lastrolle mit Sperrhorn von Gauhe, Gockel & Co.

Kranflasche für drei Kettenstränge und 35 000 kg Belastung.

6. Festigkeitsrechnungen.

Traverse. Für einen 5000 kg-Haken (Fig. 90 auf S. 58) beträgt der äußere Gewindedurchmesser d^ = l¹,/^' = 38,1 mm, der Schaftdurchmesser d₂ — 40 mm und die Traversenhreite b bei 45 mm Bohrung 90 mm. Die Traversenhöhe h berechnet sich aus der Biegungsgleichung

Mh = W.h-

Es ist

17 + 2,5'

Mh = 5000

w _ bfc _ (9 — 4,5). h2 6

lcb = 600 kg/qcm,

= 7,3 cm,

5000.19,5.6 4.600 (9 — 4,5)

welcher Wert mit Rücksicht auf die kugelförmige Aussparung für die Unterlegscheibe auf 80 mm erhöht wird.

Der Zapfendurchmesser d berechnet sich bei der durch die Flaschenbleche und Flacheisen gegebenen Zapfenlänge von 25 mm aus der PI 1

Gleichung — = —ćZ³&₆; mit kb — 600kg/qcm ist

1 u

10

1.S600

und

d = 3,8 cm.

Die spezifische Zapfenpressung kontrolliert man nach der Gleichung

P = k.l.d,

woraus

~ 263 kg/qcm,

2500 2,5.3,8

ein für festgelagerte Zapfen durchaus zulässiger Wert (bis 600 und 900 kg/qcm).

Die gewölbte Unterlegscheibe hat bei einem äußeren Durchmesser D = 2 d₁ + 3 mm = 2.38 + 3^ 80mm und einer Lochweite d₁ + 2mm = 40 mm eine Druckfläche von 38 qcm.

Die spezifische Pressung zwischen Unterlegscheibe und Traverse

= 132 kg/qcm.

wird daher Te = Q- = ^

J 38

Schekel. Der in Fig. 89 (S. 57) abgebildete Schekel ist für 3000 kg zu berechnen.

Die beiden senkrechten Teile mit kreisrundem Querschnitt vom Durchmesser d werden mit    auf Zug beansprucht. Der Durch-

A

messer ermittelt sich mit liz = 600 kg/qcm aus der Zuggleichung

nr r]2

1500 = -^—•600 zu d = 1,8 cm.

Der obere gekrümmte Verbindungsteil mit ellipsenförmigem Querschnitt (große Achse = h, kleine Achse b = d) kann Annähernd als eingespannter Balken von der Länge l berechnet werden. Es ist dann

= W.h

bh².

worin für ellipsenförmigen Querschnitt W = ^

Setzt man ferner in der Gleichung 7r& = 600 kg/qcm, l = 10,3 cm, so hat man

3000.10,3    1

1Q. 1,8.7^.600,

und hieraus erhält man h ~ 6 cm.

Der untere durchbohrte Teil, welcher den Hakenschaft trägt, berechnet sich mit 70 mm Breite zu

3000.10,3 _ (7 — 3,4).h\

Kugellagerung. Für einen Haken mit 20000kg Last ist die Anzahl der Stahlkugeln zu bestimmen.

Nach dem im Abschnitt „Kugellager“ gesagten gilt bei einer Kugelzahl i von je dem Durchmesser allgemein

Q = Tc. id²,

worin bei nur zeitweiliger Drehung wie bei Lasthaken mit Kugellage-

2

rung für hohle Laufrinnen, deren Krümmungshalbmesser = — d, c = 200.

D

Wählen wir Stahlkugeln von 25 mm Durchmesser, so wird mit c = 200 die erforderliche Kugelzahl

= 16.

20000

k.d² 200.2,52

Der Laufkreisdurchmesser der Kugeln wird dann, wenn wir mit Rücksicht auf leichte Drehbarkeit den Platz einer Kugel mehr rechnen,

135 mm.

17.25

Berechnung einer Kranflasche für 20 000 kg Tragkraft.

(Fig. 115 bis 118.)

Nach der Tabelle 21 auf S. 51

Berechnung des Doppelhakens.

erhalten wir einen äußeren Gewindedurchmesser dr == 3" =-76,2 mm bei 66,9 mm Kerndurchmesser. Den Schaftdurchmesser in der Traverse erhöhen wir auf d₂ = 80 mm und den vierkantig gestalteten Schaft unterhalb der Traverse auf d₃ = 85 mm.

Der Tabelle 22 (S. 54) entnehmen wir für die auf eine Hakenhälfte entfallenden 10 000kg eine Einhängekette von 40mm Eisenstärke.

Dann wird der Maulradius a = 1,5.40 = 60mm.

Fig. 116.

Fig. 115.

-633-

r-

Gasrohr 1%^

's., y

sh

“i

jl

'!& engl

Istauffer No 6

Fig. 117.

.60 ^o.--2(j0-~ .|?9.6Q^

Kettenrad z =15 t =80 D =384,8

•i

Li

,°_5S5_W;

1*/«^ engl.

Kugeln â 200

30Î

20Î

20

L____:

■I)

ÜL.J

Fig. 118.

\______

85

-h° = 22,5 2 \

22,5

= 130

-7b-

b, = 35

Kranflasche für 20 000 kg Tragkraft.

Nachdem wir den Haken nach Gefühl oder vielleicht mit Benutzung der Tabelle aufgezeichnet haben, entnehmen wir der Zeichnung folgende Werte für die Berechnung des gefährlichen Querschnittes:

Höhe des Trapezquerschnittes . ... h = 130 mm,

Trapezseite

b₂ = 80 mm, b₁ — 35 „

l — 60 mm.

und den Hebelarm der Biegung — nach graphischer Aufsuchung des Trapezschwerpunktes — von Maulmitte bis zum Schwerpunkt des Querschnittes

Das Widerstandsmoment des Trapezes ist dann mit Bezug auf Fig. 118 unter Vernachlässigung der Abrundungen

6.3,52 4- 6 . 3,5.4,5 4 4,52 12(3.3,5 + 2.4,5)

W=

60^ + 66,. b₀-\-b£ 12(3^+ 26₀)

. iS² = 136 cm³

und der Trapezquerschnitt

K H⁻ ^2

,5-f 8 ig ^ 74 qcm. z

Graphisch erhält man Z = 5200 kg und mit obigen Werten

3.1

2 Z _ 10000.6    5200

W ⁺ F~ 136

74 •

= 442 4 70 = 512 kg/qcm.

Da aber diese Näherungsrechnung um etwa 40Proz. zu niedrige Werte ergibt, so wird die wirklich vorhandene Spannung

<3max — 512.1,40 = 717 kg/qcm.

Zulässig ist nach S. 55 für gewöhnliches Schweißeisen ltz = 900 kg/qcm. Der demnach reichlich bemessene Querschnitt soll aber beibehalten werden, weil für den Fall einseitigen Einhängens der Last die Anstrengung wesentlich ungünstiger wird.

Kugellager. Es sind hier 20 Stahlkugeln von je 20 mm Durchmesser bei einem Laufkreisdurchmesser von 130 mm verwendet. Der Belastungskoeffizient ergibt sich damit zu

20 000 iJ “ 20.22

also höher als der im Beispiel Seite 64 und im Abschnitt „Kugellager“ für absätzigen Betrieb angegebene Wert von lc = 200.

Jfc= Q

= 250,

Kette und Kettenrad. Die Gallsche Kette ist infolge der losen Rolle nur für eine Belastung von 10000kg zu bestimmen, welcher Wert sich noch um die Reibungsverluste in den Rollen und um das halbe Flaschengewicht vermehrt. Aus der Tabelle 10 (S. 18) für Gallsche Ketten entnehmen wir eine Kette von 80 mm Teilung. Die lichte Kettenweite ist 60 mm, die Bolzenstärke in der Mitte 36 mm, die Zapfenstärke 32 mm und die Plattenbreite 60 mm.

Im Zapfen ist dann bei hängender Kette und einem größten Biegungsmoment von Mh = 2250 kgcm (s. Fig. 119) die Biegungsanstrengung im gefährlichen Zapfenquerschnitt

2250

öj^23 = 688k«/qcm-

kb —

Mb

0,1c?³

Spezifische Zapfenpressung bei

10000

= 1250 kg Laschenzug

1250

7.___

0,45.3,2

also außerordentlich hoch, demnach große Abnutzung.

Für Mitte Bolzen ist für die auf das Lastkettenrad auflaufende Kette unter Annahme, daß sich der gesamte Zahndruck gleich- j250 mäßig auf einen Kettenbolzen ver- ^ teilt,

= 869 kg/qcm,

Fig. 119.

1250    1250    1250

II

IV

VI VIII

kb -

10000.6

= 1610kg.

irr

TO

IX

8.0,1.3,63

Zuganstrengung der Lasche im Lochquerschnitt

4,5

l,5j*,5j4,5;4Æp.,5T4,5 1250 !    1250 ! 1250 ! 1

2^2,25

, T’A

k.=

1250

= 995 kg/qcm.

CM

ec

|(5'

1125

—¹2250-

(6 — 3,2). 0,45

Nehmen wir für die lose Rolle als Leitrolle 15 Zähne an, so ist nach Tabelle W (S. 34) der Teilkreisdurchmesser des Rades 384,8 mm.

Die Radbreite wird 2 mm kleiner als die lichte Kettenweite, also 58 mm, und der äußere Raddurchmesser 384,8 -j- 60 -—- 445 mm.

Biegungsmomente für den Kettenzapfen.

Kettenradbolzen. Zur Beschränkung des Durchmessers nehmen wir als Bolzenmaterial Stahl und beanspruchen dasselbe mit 900 kg/qcm. Bei gleichmäßig gedachter Nabenauflage, einer Nabenlänge von 200 mm und 230 mm Auflagerentfernung wird das biegende Moment

Mh =■ 10000.11,5 — 10000.5 = 65000kgcm,

oder bei roher Rechnung

20000.20

= 50000 kgcm.

Aus der Biegungsgleichung

Mh —

10

wird der Bolzendurchmesser

|/65000.10

900

= 8,97 cm ~ 90 mm.

Die spezifische Pressung in der Nabe wird dann

20000

20.9

= 111 kg/qcm.

Dieser Wert ist noch zulässig¹), denn bei derartig langsam laufenden Rollen, bei denen die Abnutzung gering ist, kann das Drei- bis Vierfache der sonst bei Zapfen und Lagern für k angegebenen Werte zugelassen werden.

Für den Zapfen wird bei Angriff der Reaktion in der durch Schienen- und Blechdicke gegebenen Auflagermitte

PI

oder 10000.1,5 =    900

d = 55 mm, ausgeführt mit 65 mm,

ferner die Flächenpressung der festgelagerten Bolzenzapfen

= 513 kg/qcm.

10000 Ld ~ 3.^5

Hängeschienen. Die Schutzbleche der Flasche sind 10 mm stark und werden durch 20 mm starke Hängeschienen armiert, die allein die Belastung aufzunehmen haben. Nach Abzug der obereif Zapfenbohrungen bleibt bei 200 mm breiten Schienen ein Zugquerschnitt

(20 — 6,5) .2 = 27 qcm

übrig. Die dann vorhandene Zugspannung ist

ö₂ =

10000 or7A1 ,

07— = 370 kg/qcm.

Wir können annehmen, daß der Zapfen infolge des Bohrungsspielraumes in der Mitte des Auges frei auf liegt und der obere Teil des Auges auf Biegung beansprucht wird.

Wir berechnen die über dem Zapfen noch erforderliche Schienenhöhe aus der Gleichung

bh2

und erhalten mit kh — 600 kg/qcm die erforderliche Höhe

6. Q .1 _

4.b.kh ~~

6. 10000.6,5 4.2.600

= 9 cm.

x) Bei den Stahlzapfen der G a 11 sehen Ketten beträgt die spezifische Pressung bis 1100 kg/qcm.

Fig. 120.

Fig. 121.

Last-Binde- und Schlingketten. Fig. 122.

Fig. 123.

Kettenklaue.

Schlingkette mit Haken und Ring.

Schlingkette mit Ring und Kettenklaue.

Doppelte Schlingkette mit Ringen.

Fig. 124.

Fig. 125.

Ali

W\L

ri

Verstellbare Eaßkettenklaue.

zum

Seil- und Kantensehützer Anheben scharfkantiger Maschinenteile E. Sonnenthal jun., Berlin C 2.

von

Fig. 126.

Fig. 127.

■k ■

Bindekette, bestehend aus einer endlosen Krankette.

Ladepritsche.

Traverse. Dieselbe bildet einen in der Mitte mit 20000 kg belasteten Balken, dessen Entfernung von Mitte bis Mitte Auflager 230mm beträgt.

Die Traversenbohrung für den Schaft betrug 80 mm und der äußere Durchmesser ist nach der Zeichnung 200 mm.

Damit wird

Cf-

und mit kb = 600kg/qcm

•600,

20000.23 _ (20 — 8).h*

woraus

h = 9,0 cm.

In der Zeichnung findet sich der reichliche Wert von 120 mm.

Die Traversenzapfen sind wie die Zapfen des oberen Bolzens beansprucht und erhalten demnach ebenfalls 65 mm Durchmesser.

7. Last-Binde- oder Schlingketten.

Die Fig. 120 bis 127 auf S. 69 zeigen einige der gebräuchlichsten Last-Bindeketten, die zum Heben von Kisten, Ballen oder Fässern benutzt werden.

8. Greifzeuge.

Die in den Fig. 128 bis 138 dargestellten Greifzeuge oder Hebegeschirre bezwecken ein Erfassen von größeren Quadersteinen, Kisten oder dgl., die durch Winden oder Krane gehoben und versetzt werden sollen.

Fig. 128.

Während derartige Greifmittel in Hüttenwerken als Zangen, Pratzen, Magnete usw. in vollkommener Ausbildung die Lasten fast ohne alle Handgriffe schnell und sicher fördern, wird auf Hafenplätzen das Heben der Säcke, Ballen, Kisten usw. noch genau so umständlich gehandhabt wie früher.

WsrnM

Keilklaue oder Wolf.

Neuere Bestrebungen gehen dahin, den Zeit- und Arbeitsaufwand für die Umschlagearbeiten der Schiffsgüter wirtschaftlicher zu gestalten und die Klauen den jeweiligen Angriffsflächen der Stückgüter anzupassen.

Fig. 128 zeigt eine Keilklaue oder Wolf, welche in das schwalbenschwanzförmig in den Stein gemeißelte Loch gesteckt wird, worauf beim Anheben der mit der Zugkette verbundene Mittelkeil die beiden in einem Querstück mittels Bolzen befestigten Außenstücke an die Lochwandung drängt, so daß durch die entstehende

Klemmung ein Heben des Quaders erfolgen kann. Diese Steinwölfe werden von der Maschinenfabrik Rhein u. Lahn für 2500 und 5000 kg Tragkraft hergestellt. Ähnlich wirkt Fig. 129.

Fig.129.

Fig. 130.

ft

Cf

ft

(!)

Daumenzange.

W!m.

Daumenzange.

Fig.132.

Fig. 131.

Greifschere.

Kistenzange.

Bei harten Steinen, bei denen das Einmeißeln von Wolfslöchern sehr zeitraubend ist, bedient man sich zweckmäßig nachstehender Greifzeuge.

Die Wirkungsweise der Daumenzange (Fig. 130), der Greifschere (Fig. 131) und der Kistenzange (Fig. 132) geht ohne weiteres aus den Abbildungen hervor.

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Greifzeuge.

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Fig. 135.

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Fig. 134.

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Fig. 133.

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Steinzange für 1500 kg Tragkraft, 1000 bis 250 mm Fassungsweite.

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Fig. 133 bis 135 stellen eine Kniehebel-Steinzange von Jul. Wolff in Heilbronn dar, deren Wirkung auf Reibung beruht. Die beiden gekrümmten, doppelarmigen Hebel aus Stahl, welche ihren nach der Steingröße verstellbaren Drehpunkt in einer horizontalen Schiene haben,

Fig. 136.

Fig. 137.

а,    a Greif arme

б,    6 Greifbacken f Greifbäche

i Aufhängöse n Mittelgelenk o Oberteil

-KD

p Seilbefestigung r I’laschenzugrolle s Tragseil

w Zugstangengelenk . z, z Zugstangen

lil

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Vorrichtung zum Fassen von Blechplatten.

Fig. 138.

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vJ

Neueres Krangehänge für Kisten.

Mi h

Selhstspannende Klemmenzwinge.

tragen am unteren Ende die Greifbacken und werden am oberen Ende durch Kniehebelmechanismus beim Anheben nach außen gedrückt. Die Zangen fassen selbst polierte Steine vollkommen sicher, jedoch ist das Beilegen von Hartholzbrettchen erforderlich, um eine Beschädigung der Politur zu verhüten.

Fig. 136 stellt ein neueres Krangehänge¹) für Kisten dar. Die Klauen sind hier parallel verschiebbar angeordnet. Durch die Einschaltung eines Kniehebels, welcher der Größe der Lasten entsprechend wirksam ist, wird die Sicherheit des Festhaltens gewährleistet.

L Zeitschr. d. Ver. deutsch. Ing. 1913, S. 337.

Die selbstspannende Klemmenzwinge der Firma H. Sartorius Naclif. in Düsseldorf (Fig. 138) dient zum Hochheben und Fortbewegen schwerer Bleche in vertikaler Stellung. Die Greifbacke spannt hierbei selbsttätig. Material: Schmiedeeisen.

9. Selbstgreifer.

Die statt des Lasthakens an der Krankette angebrachten Selbstgreifer, Drehschaufeln oder Exkavatoren werden zur Förderung aller Arten von Massen- und Stückgütern, wie Erde, Getreide, Kohle und Erz verwendet. Die bedeutenden Vorteile der Selbstgreifer liegen in der selbsttätigen Füllung und Entleerung, so daß die Arbeit des Ein-schaufelns in die Transportgefäße überflüssig wird. Auch der Bruch der Materialien, z. B. Kohle, während des Entleerens wird vermindert und die Löschungskosten verringert.

Die Selbstgreifer bestehen im Prinzip aus zwei um Achsen drehbaren Viertelkreiszylindern, die im geöffneten Zustand auf das Fördergut niedergelassen werden und in die Masse einsinken. Beim Aufwinden schließen sich die Schaufeln und nehmen das. Fördergut mit hoch. Die Entleerung erfolgt durch das Zurückdrehen der Schaufeln. Ein guter Selbstgreifer muß sich infolge seines Gewichtes und seiner Schaufelkonstruktion selbst in das Material eingraben, ohne daß es nötig ist, denselben aus großer Höhe herabfallen zu lassen.

Nachstehend seien die Selbstgreifer von Hunt und Hone beschrieben, die von J. Pohlig, A.-G. in Cöln, gebaut werden.

a) Der Hunt sehe Zweikettengreifer.

(Fig. 139 u. 140.)

Derselbe arbeitet mit zwei Ketten. Die eine Kette, „Schließkette“, dient zum Schließen und Heben des Greifers. Das Schließen erfolgt mittels eines eingebauten Flaschenzuges durch die Schließkette, welche eine Traverse hochzieht, die mit den Schaufeln durch Kniehebel verbunden ist. Beim Aufwinden trägt die Schließkette, welche das Gefäß geschlossen hält.

Die zweite Kette, „Entleerungskette“, dient zum Tragen des Greifers während der Entleerung. Während des Anliebens wird sie ohne Spannung mit aufgewickelt und bleibt auch während des Greifertransportes ohne Spannung. Das Entleeren erfolgt, nachdem der Greifer zuvor mit der Schließkette auf die gewünschte Höhe gesenkt ist — durch Nachlassen der Schließkette mittels der Winde, während die Entleerungskette festgehalten wird.

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Œ)

CO

SI

5^5

Fig. 139 u. 140. Hunt scher Zweikettengreifer.

2395

2550

2880

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1400

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865

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Selbstgreif'er.

76

Der Greifer erfordert daher zur Betätigung eine Winde mit zwei Trommeln, welche unabhängig voneinander bewegt werden können. (Vgl. den Abschnitt über Hochbahnkrane.)

Als Ketten werden besondere Gelenkketten verwendet, die aus sorgfältig gearbeiteten Lamellen gebildet sind. Die Greifer werden in verschiedenen Ausführungsformen geliefert, je nach dem vorkommenden Material, mit glatten Rändern, mit ausgeschnittenen Zähnen aus Stahlblech und zum Angreifen sehr harter und schwerer Materialien für Baggerung mit auf geschraubten Winkelzähnen.

Tabelle 24. Abmessungen der Huntschen Zweikettengreifer.

Höhe des Greifers

Größe

Breitenabmessung des Greifers

Gewicht

Inhalt

geöffnet

Nummer

mm

geschlossen

mm

geöffnet

mm

geschlossen

mm

kg

cbm

2240

1920

2350

2020

2500

2250

2040 X 1340    1935 X 1340

2570 X 1480    1870 X 1480

3300X 1680 j 2100X1680

1600

1900

2300

1,0

1,75

2,5

In ähnlicher Ausführung werden die Selbstgreifer von Mohr & Federhaff in Mannheim, der Duisburger Maschinenfabrik J. Jäger in Duisburg, Menck & Hambrock in Altona-Ottensen u. a. gebaut.

b) Hones Selbstgreifer.

(Fig. 141 u. 142.)

Während bei der vorher beschriebenen Konstruktion das Gestell in einer besonderen zweiten Kette hängt, die beim öffnen der Vorrichtung festgehalten wird, solange die Hauptkette abläuft, wird beim Honeschen Greifer diese zweite Kette durch eine einfache Vorrichtung vermieden. Es erübrigt sich daher auch eine zweite Windentrommel, und der Greifer kann an jedem beliebigen Kran mit einfacher Iiub-winde angebracht werden.

Die Drehpunkte der Schaufeln sind wie beim Huntschen Greifer wieder nach außen gelegt. Zur Erzielung einer größeren Schließkraft ist ein mehrrolliger Flaschenzug in die Krankette eingebaut. Der feste Itollenblock 1 ist im Gestell des Greifers gelagert, das die Schaufeln trägt. Der bewegliche Rollenblock 3 bildet den unteren Teil des Flaschenzuges, durch den beim Anziehen des Hubseiles der Greifer geschlossen und gefüllt wird.

Die Schaufeln werden durch Zugstangen geschlossen. Letztere greifen aber nicht unmittelbar an dem beweglichen Rollenblock an, sondern an einem besonderen unteren Gleitblock 4, der wie der erstere in senkrechten Winkeleisen des Gestelles geführt wird. Der untere Gleitblock, an dem die Zugstangen befestigt sind, kann mit dem Rollengleitblock durch eine Kupplung verbunden und durch Lösen dieser Kupplung von ihm getrennt werden. Ist der untere Gleitblock mit dem Rollengleitblock gekuppelt, so wird der Greifer durch Anziehen des Zugorganes geschlossen und beim weiteren Anziehen mit der Ladung gehoben. Entkuppelt man beide voneinander, so kann der untere Gleitblock herunterfallen, und die Schaufeln öffnen und entladen sich. Eine Ölkataraktpumpe 9 bewirkt, daß dieses öffnen allmählich und ohne Stoß geschehen kann.

Die erwähnte Kupplung beider Gleitblöcke geschieht in der Weise, daß der Rollengleitblock auf den unteren Gleitblock gesenkt wird. Dabei tritt ein an dem unteren Gleitblock befestigter senkrechter Zapfen 10 in eine entsprechende Aussparung des Rollengleitblockes. Dieser enthält einen Querbolzen 11, welcher in die Aussparung des erwähnten senkrechten Zapfens eingreift und dadurch die Kupplung bewirkt. Das Einkuppeln geschieht selbsttätig durch Vermittelung eines kleinen Gegengewichtes, das Auskuppeln des Greifers und damit das öffnen der Schaufeln durch Drehen eines Hebels 12, welcher auf den Querbolzen des Rollengleitblockes aufgesetzt ist. Beim Arbeiten an einem gewöhnlichen Drehkran wird am Kopf des Kranauslegers in geeigneter Höhe ein Ring 13 an Ketten aufgehängt.

Dieser Ring läßt beim Heben des Greifers den Greiferkopf und den Ausrückhebel des Rollengleitblockes hindurchtreten. Wird der Greifer aber gesenkt, so wird der Ausrückhebel von dem Ring gefaßt und gedreht und damit der Greifer entladen.

Wird der Greifer dann wieder geöffnet auf das Material herabgelassen, so sinkt beim weiteren Nachlassen der Kette der Rollengleitblock herunter, kuppelt sich wieder selbsttätig mit dem unteren Gleitblock, und das Spiel beginnt von neuem.

Das Gewicht des Greifers ist vom Inhalt und von der eingebauten Rollenzahl abhängig. Es beträgt bei 0,6 cbm Inhalt etwa 780 bis 970kg, bei 2,25cbm Inhalt 1850 bis 2550kg. Ein für die Ausbaggerung eines Hafens ausgeführter Honegreifer wog bei 3,82 cbm Inhalt, 4,87 m Höhe und einer von den Schaufeln bestrichenen Fläche 2,75 x 2,28 m rund 71.

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Selbstgreifer. Fig.141.

Selbstgreifer. Fig. 142.

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Hone-ureifer für

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Material

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Greiferkopf . . Seildüsen . . .

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Gleitstück. . . Kreuzkopf . . Seilrollen . . . Seilrollen . . . Büchsen, 50 lg. Büchsen, 50 lg.

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Stahlguß Weiches Lagermetall Gußeisen Stahlguß Weich. Stahlguß Weich. Stahlguß Rotguß Rotguß

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Tabelle 25. Abmessungen der Hone-Selbstgreiler.

Dimensionen der Greifer

Größe

Inhalt

Höhe

Breite

Länge

Nummer

geöffnet geschlossen geöffnet J geschlossen

innen

außen

cbm

CD GO CN^ O O O

d o' h h h cf oî oi

2700

2900

2900

3280

3280

3580

3580

3580

2590

2700

2700

2980

2980

3280

3280

3280

1770

2000

2000

2100

2100

2500

2500

2500

1370

1500

1500

1650

1650

1890

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1870

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2250

10. Lastmagnete.

Bei der Verwendung von gewöhnlichen Lasthaken ist es erforderlich, die Last mit Ketten oder Seilen zu umschlingen und die so gebildete Schlinge an den Haken zu hängen. Auch Zangen und Greifapparate erfordern eine umständliche Steuerung zur Öffnung und Schließung.

Das Heben mit Magneten vermeidet diese Nachteile und ermöglicht außerdem ein schnelleres Arbeiten, weil der Zeitverlust, der durch Arbeiten mit Schlingketten entsteht, in Wegfall kommt. Auch bei Verwendung von Schaufeln zum Transportieren von Stabeisen, Köhren usw. ist es erforderlich, die einzelnen Stücke erst von Hand in die Schaufeln zu legen.

Die Bedienung der Hebemagnete ist sehr einfach, weil der Kranführer nur einen Stromschalter zu bedienen hat, um den Magnet zu erregen. Der Magnet wird also gesenkt, erhält Strom und kann sofort wieder angehoben werden. Dabei werden die Leitungsdrähte so über Rollen geführt, daß sie eine Schlinge bilden, in welcher eine lose Rolle mit Spanngewicht hängt.

Ebenso einfach und schnell geht das Ablegen vor sich, wobei man noch den Vorteil hat, daß man die Gegenstände direkt nebeneinander und ohne Unterlagen ablegen kann, weil die sonst hinderlichen Ketten oder Zangen hier fortfallen.

Die Magnete werden zum Heben von Maschinenteilen, Profileisen, Schienen, Blechen, schweren Geschossen, Blöcken, Masseln usw. verwendet. Die Tragfähigkeit eines Magneten kann hierbei auch während des Betriebes reguliert werden. So kann man z. B. eine größere Anzahl von Blechen anheben und dieselben dann einzeln durch Vorschalten von Widerständen fallen lassen.

Es ist allerdings einige Geschicklichkeit des Arbeiters erforderlich, wenn es sich darum handelt, einzelne Blöcke oder Platten von einem übereinander geschichteten Eisen- oder Blechlager abzuheben, weil die durch die magnetische Kraft zu viel gehobenen Stücke dadurch abgelöst werden müssen, daß man den Strom in genau regulierbarer Stärke kurz nacheinander unterbrechen muß. Trotzdem ist auch hier die Leistungsfähigkeit noch größer, als bei Haken mit der zur Ketten-umwickelung des zu hebenden Gegenstandes nötigen zwei- und dreifachen Bedienungsmannschaft.

Nur in Hüttenwerken stößt man beim Heben von heißen Blöcken, deren Temperatur 770° überschreitet, auf Schwierigkeiten, weil die ausstrahlende Wärme des Blockes die Magnetentwickelung leicht zerstört

Fig. 143.

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4 Stück

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Lastmagnet.

und den Magnetismus beeinträchtigt. Erst durch Umhüllung der Wickelung mit feuerfestem Material ist man imstande, glühende Platten, Blöcke und Masseln zu heben und zu transportieren. Auch pflegt man für heiße Blöcke noch eine zweite Hebevorrichtung anzubringen, in der Weise, daß neben dem Hubmagnet noch eine vom Führerkorb steuerbare Zange vorhanden ist. Bei heißen Körpern arbeitet man dann mit der Zange, bei kalten Körpern mit dem Magnet.

Als Nachteil wird dem Hebemagnet die Betriebsunsicherheit angerechnet, da bei plötzlicher Stromversagung, Kurzschluß oder Leitungsdrahtbeschädigung ein Abstürzen der Gegenstände erfolgt, wodurch Menschen gefährdet und Gegenstände beschädigt werden können. Allerdings kann die Sicherheit wesentlich durch Anwendung eines

Bethmann, Hebezeuge. 3. Aufl.

Reservedrahtes erhöht werden, der zum Ausschalter führt und bei unvorhergesehener Beschädigung der gewöhnlichen Stromzuführung einen Ersatzstrom durch die Wickelungen leitet, so daß die Gefahr nicht größer ist, wie hei solchen Hebezeugen, bei denen ein Reißen der Ketten oder Taue, oder ein Abgleiten der Greifzeuge vom Werkstück nicht ausgeschlossen ist.

Die Deutsche Maschinenfabrik Duisburg hat nun die Hebemagnete durch Einführung von patentierten Schutzvorrichtungen sehr betriebssicher gestaltet. Die Arbeitsweise ist so gedacht, daß sich bei nach unten geöffneten oder seitlich geführten Greifern oder Bügeln der Magnet senkt, die Gegenstände anhebt und daß sich nach dem Anheben die Greifer unter dem Magnet schließen. Um an Strom zu sparen, kann man auch während des Transportes die Gegenstände vom Magnet in die geschlossenen Greifer fallen lassen. Das Absetzen der Last an dem Bestimmungsort geschieht entweder durch einfaches öffnen der Zangen oder unter Zuhilfenahme des Magneten.

Fig.146.

Die Fig. 144 und 145 zeigen eine Anwendung. Die als Winkelhebel ausgebildeten Greifer a hängen an einem Querstück b und werden durch die Arme c mittels des vertikal beweglichen Trägers rf, an dem Fig.144 u. 145.

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Lastmagnet mit einem Drehbügel.

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Lastmagnet mit geschlossenen Bügeln.

Lastmagnet mit geöffneten Bügeln.

auch der Magnet e hängt, bewegt. Das öffnen der Zange findet mit ¹ dem Senken des Trägers d und des Magneten statt, das Schließen erfolgt mit dem Anheben des Trägers nebst Magnet. Wird der Strom nun unterbrochen, so läßt der Magnet die Röhren in die geschlossene Zange fallen.

Statt zweier drehbarer Bügel wird auch nur nach Fig. 146 ein Drehbügel angewendet, wenn es sich darum handelt, nach Anheben

von schweren Profileisen noch eine Anzahl leichterer Gegenstände, wie Rohre usw. in den Bügel zu legen.

Bei obigen Einrichtungen muß die Tragkraft des Magneten dieselbe wie die des Kranes sein. Dadurch erlangen die Magnete leicht unhandliche Dimensionen. Die Demag verwendet nun einen kleineren Magneten, welcher durch häufiges Ein- und Ausschwingen die Ladung nach und nach in einen während des Ladens ruhigstehenden Bügel oder Behälter bringt (Fig. 147).

Um die mechanische Einwirkung des Greifers durch Steuerketten vom Führerstand aus zu vermeiden, kann man besondere Elektro-

Fig. 148.

Fig. 147.

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Lastmagnet der Siemens - Schuckertwerke mit durch Elektromotor gesteuerten Schutzbügeln.

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Fig. 149.

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Schwingender Magnet der Deutschen Maschinenfabrik.

Schaltung zu Fig. 148.

motore oder Elektromagnete verwenden, welche mit dem Lastmagnet verbunden werden, und deren Stromleitung sich mit der des Lastmagneten vereinigen läßt.

Fig. 148 und 149 zeigt die Bauart der Siemens - Schuckertwerke in Berlin. Auf der oberen Seite des Lastmagneten ist ein kleiner Umkehrmotor angebracht, dessen Achse auf beiden Seiten je eine Schnecke trägt, die in Schneckenradsegmente eingreifen. Letztere drehen die Greifer. In dem Schaltschema bedeutet w die Lastmagnet-

Wickelung, a den Motoranker, fx (und f₂ zwei Feldwickelungen des Motors, durch die der Motor nach der einen oder anderen Richtung gesteuert werden kann.

Der Arbeitsverbrauch der Hebemagnete ist ein sehr geringer; er entspricht für eine Hebelast von 1000 kg ungefähr 0,5 PS, bei 2000 kg 0,8 PS und bei 5000 kg 1,3 PS (240 Volt, 4 Amp.). Für 1600 kg Tragkraft wird der Stromverbrauch zwischen 3 und 4 Amp. und für 2000 kg auf 5,5 Amp. bei 110 Volt und 115 kg Eigengewicht angegeben.

11. Kranwagen und Gewichtsanzeiger.

Schwere Maschinenteile wiegt man nur bis zu 100 t auf ortsfesten Wagen, weil der Transport derselben nach diesen Wagen mit Zeitverlusten und Schwierigkeiten verbunden ist. Darüber hinaus bedient man sich der beweglichen Kranwagen. Dies gilt besonders für den neuzeitlichen Schiffbau, der, um die Baufrist der Schiffe abzukürzen, die Antriebsmaschinen, Kessel usw. in der Werkstätte fertig zusammenbaut und als Ganzes in den Schiffsrumpf einsetzt.

Diese Wagen werden zwischen die zu wiegende Last und dem Kranhaken eingeschaltet und als Laufgewichtswagen ausgebildet, bei

Fig. 150.

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denen ein verschiebbares Laufgewicht nach entsprechender Verschiebung die Last an der Teilung des Balkenarmes abzulesen gestattet.

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Nach Fig. 150 hängt die Wage mit der Öse a an dem Kranhaken, die Last an dem Haken b, welcher mittels zwei Schienen c auf dem ersten Balken d ruht, aber mittels des exzentrischen Zapfens e, der durch Hebel oder Schnecke und

Schneckenrad gedreht wird, vom Balken abgehoben werden kann, so daß die Wage entlastet wird (Abstellvorrichtung). Der Balken d hat seinen Drehpunkt in f und

Schema einer Kranwage.

ist durch das Zwischenglied g mit dem zweiten Balken h verbunden, der seinen Drehpunkt in i hat und durch das Glied Tc mit dem dritten Balken l verbunden ist, der schließlich mit Glied n auf den vierten Balken o einwirkt, welcher das große Laufgewicht p trägt.

Der Gesamtmechanismus befindet sich in einem Schutzgehäuse. Statt der gezeichneten Drehpunkte sind Stahlschneiden vorhanden.

Vielfach werden die Laufgewichtswagen mit Vorrichtungen versehen, die ein selbsttätiges Abdrucken der angezeigten Gewichte auf Karten ermöglichen.

Fig. 151 und 152 zeigen eine Kranwage für 150 t. Die zu wägenden Teile werden an dem Haken a befestigt, der leicht drehbar auf

Fig. 152.

Fig. 151.

b.

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Kranwage für 150 t der Düsseldorfer Maschinenbau-A.-G., vorm. J. Losenhausen.

Kugeln gelagert ist, um beim Verladen oder Absetzen der Last etwa notwendige Drehbewegungen ausführen zu können. Mittels der Ösen b hängt die Wage am Doppelhaken oder Schäkel eines Hebezeuges.

Kräftige beiderseitige Wiegen tragen die Achse, an die der schmiedeeiserne Rahmen der Wage angeschlossen ist. Innerhalb des Rahmens liegt die eigentliche Wägevorrichtung. Die Last wird zunächst um einige Zentimeter von ihrer Unterlage abgehoben, so daß sie frei schwebt. Die Last wirkt nun in der aus Fig. 151 ersichtlichen Weise auf die Hebel und Schneiden, und ihr Gewicht kann durch Verschieben des Laufgewichtes c auf der Teilung ermittelt werden. Darauf wird die Last wieder auf den Boden herabgelassen und der Hebel d um 180° gedreht. Dadurch werden mittels des Exzenters e die Laschen f auf dem Exzenter abgestützt, so daß die Schneiden der Wage entlastet sind und die Last nun, ohne die Schneiden der Wage zu gefährden, durch den Kran hochgezogen und abgesetzt werden kann.

Der Preis einer Kran wage mit Abstellvorrichtung beträgt etwa

245^ 355 „ 465 „ 1100 „ 2400 „

bei 1 000 kg Tragkraft.......

»    5000 „    „    .......

, 10 000,, „ .......

» 25 000,,    „    .......

» 50 000 „    „    .......

mit Kartendruckvorrichtung 80 bis \00<Æ mehr.

Bei einfacheren, aber ungenaueren Gewichtsanzeigern führt man bei Auslegerkranen das Lastseil hinter der Auslegerrolle über eine zweite, auf einem Winkelhebel gelagerte Rolle. Durch den Ausschlag des Hebels wird eine Feder zusammengedrückt, die durch entsprechende Übertragung einen Zeiger am Auslegerfuß betätigt.

Kurbeln.

Die Handkurbeln sind die Antriebsorgane der durch Hand betriebenen Hebezeuge. Sie bestehen aus dem schmiedeeisernen Kurbelarm, welcher auf der ersten Antriebswelle der Winde befestigt ist, und aus dem Kurbelgriff.

Nebenstehende Fig. 153 bis 161 zeigen verschiedene Ausführungsformen von Kurbeln. In Fig. 153 ist der Kurbelarm auf den vierkantigen Endzapfen der Welle aufgeschoben und durch eine vorgeschraubte Mutter gesichert. Bei Kurbelwellen mit rundem Endzapfen keilt man endweder den Kurbelarm auf, oder man schiebt ihn auf eine Feder und schraubt, wie in Fig. 157, eine Mutter davor. Der Griffdorn, welcher aus Flußeisen oder Stahl herzustellen ist, wird entweder in

den Kurbelarm eingenietet oder durch Gewinde und Mutter befestigt

(Fig. 155), oder mit dem Arm aus einem Stück geschmiedet (Fig. 157).

Fig. 153 bis 155.

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fr-^-(400 - 500)

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Fig. 156.

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Kurbelwellendurchmesser

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Fig. 157 bis 161.

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Ausführungen von Handkurbeln.

Der Griffdorn ist zweckmäßig mit einer drehbaren Hülse zu versehen, damit beim Kurbeln der Griff nicht die Hände des Arbeiters reibt. Winden, welche im Winter im Freien stehen, erhalten der geringeren

Wärmeableitung wegen Holzgriffe nach Fig. 154. Dieselben sind an den Enden innen und außen mit zusammengelöteten Ringen aus Bandeisen zu versehen, um einerseits den Griff vor baldigem Ausleiern zu schützen, andererseits das Zerspringen des Holzes zu verhüten. Der Griffdorn wird entweder vorn vernietet, verschraubt oder versplintet, Fig. 159 bis 161. Gasrohrhülsen werden lose auf den Dorn gesetzt oder mit besonderen Büchsen versehen. Der Griffdurchmesser schwankt zwischen 30 und 50 mm.

Kurbelradius 300 bis 400,111m,

Grifflänge l = 250 bis 350 mm für einen Arbeiter,

„ l — 400 „ 500 „    „ zwei „

Kraft eines Arbeiters 10 bis 15 kg, ausnahmsweise 20 kg¹), Kurbelgeschwindigkeit schwankt zwischen 0,5 und 1 m pro Sek., Doppelkurbeln werden um 120 oder 180° versetzt,

Höhenlage der Kurbelwelle über Fußboden 0,9 bis 1,2 m, gewöhnlich 1 m.

Der Griffdorn ist auf Biegung beansprucht. Man erhält aus der P.l 1

Biegungsgleichung ' = y^d³hb mit = 600kg/qcm für Flußeisen

für einen Mann mit P = 20 kg und l = 35 cm, d = 1,8 cm,

„ P = 30 „    „    1 = 50 „ d = 2,3 „

„ zwei

x) Arbeitsleistung des Menschen.

Arbeitszeit t — S Stunden.

Arbeitsweise

P in kg

v in misée

E = P.v in kgm/sec

Ohne Maschine Am Hebel . . An der Kurbel An der Zugkette

03 M h-» O O 05 en

°0 O^QO ^

o' H o' o'

12

12

Für eine andere Arbeitszeit t₁ erhält man bei einer Geschwindigkeit vx nach Maschek die ausgeübte mittlere Kraft zu

_D_

t)f-

Pi = (3

Bei ununterbrochener Förderung an der Kurbel ist nach A. Riedler P = 7 bis 8 kg und v — 0,9 m/sec.

27 kg

Während ganz kurzer Zeit kann geleistet werden an der Kurbel am Steckschlüssel einer Schraubenwinde . . 34 „

Nach Rziha (Zeitschr. d. Yer. deutsch. Ing. 1894, S. 642) ist für einen mittelkräftigen Arbeiter (65 bis 80 kg Gewicht) die mittlere Nutzleistung bei zehnstündiger wirklicher Arbeitszeit in zwölfstündiger Schicht mit V2l PS anzusetzen.

Die durch Ermüdung bedingten Pausen betragen etwa 35 Proz. der wirklichen Arbeitszeit (Hütte II, 1912, S. 1).

Der Kurbelarm ist durch das Biegungsmoment Mh — P.x und durch

beansprucht.

Bezeichnen 6 und x die Normalspannung und die Tangentialspannung im gefährlichen Querschnitt, so muß mit

2 b*h

das Drehmoment M(} =

& max

to

Mh

b h²

und r

max

für die resultierende Anstrengung die Bedingung erfüllt sein:

h 0,35 6 -f 0,65 Vö² -f 4 («₀ r)².

Hierin ist das Beanspruchungsverhältnis

Für Schweißeisen wird

«o =

600

1,3.240

Die für normalen Betrieb in den Figuren angegebenen Dimensionen genügen nicht mehr, wenn durch Nachlässigkeit in der Bedienung der Bremse die Last an der Winde ins Fallen kommt und die Kurbel frei herumschlägt. Es wird dann durch die auftretende Zentrifugalkraft das Material über die Bruchbelastung beansprucht und eintretende Deformationen gefährden den bedienenden Arbeiter. Weiteres über die Vermeidung dieses Übelstandes ist unter dem Abschnitt „Sicherheitskurbeln“ zu finden.

Fig. 162.

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150

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Kurbel

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der Maschinenfabrik Mohr & Federhaff in Mannheim (Fig. 162).

22-

In manchen Fällen ist es erwünscht, den Kurbelradius zu verstellen, z. B. beim Aufwinden des leeren Lasthakens zu verkleinern. Es kann dann diese unter dem Namen Triumphkurbel bekannte Konstruktion verwendet werden, bei welcher der Griff auf dem Arm verschiebbar ist und in jeder Lage ohne besondere Feststellung durch die beim Kurbeln auftretende Klemmung stehen bleibt.

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Kurbel mit verschiebbarem Griff.

Andere verstellbare Kurbeln bestehen aus einer gußeisernen, auf dem Wellenende befestigten Kurbelnabe, in welcher sich der aus einem Flacheisen bestehende Kurbelarm radial verschieben läßt und

Fig. 163.

durch eine Flügelschraube festgestellt wird. Der Kopf der Stellschraube ist zweckmäßig auf der inneren Seite der Kurbelnabe anzubringen, um ein Hängenbleiben der Kleider zu vermeiden.'

Kurbelräder oder Kurbelscheiben

Kurbelscheibe.J

werden dann hier und da an Stelle der Kurbeln verwendet, wenn die Kurbel ausbalanciert und die Verletzungsgefahr vermindert werden soll (Fig. 163).

Haspelräder.

Handkurbeln können nur dann benutzt werden, wenn der Arbeiter direkt neben denselben stehen kann. In vielen Fällen müssen aber hoch gelegene Windwerke vom Fußboden aus oder auch gleichzeitig von mehreren Punkten aus bedient werden (Laufkrane, Aufzüge usw.). Man verwendet dann mit Vorteil große schmiedeeiserne oder gußeiserne Räder, um welche ein endloses Seil oder eine Kette als Zugorgan geschlungen wird.

Es ist hierbei rationell, möglichst große und nicht zu leichte Haspelräder zu verwenden, um die Beschleunigungswiderstände nicht immer von neuem überwinden zu müssen. Dies gilt namentlich für große Hubhöhen, für welche ein absatzweises Ziehen mit Pausen zum Weitergreifen die Arbeiter zu sehr ermüden würde. Kleine Haspelräder sind nur dann statthaft, wenn es sich um ein möglichst gedrängtes Windwerk für kurze Arbeitsdauer handelt (z. B. Flaschenzüge, Laufkatzen).

Es können, wie an der Kurbel, gleichzeitig nur zwei Arbeiter angreifen. Bei Verwendung von vier Arbeitern sind zwei auf derselben Welle sitzende Haspelräder zu verwenden.

Fig. 164.

Fig. 167.

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Gußeisernes Haspelrad. i Fig. 165.

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Schmiedeeisernes Haspelrad von 2000 mm Durchmesser.

Schmiedeeisernes Haspelrad.

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Fig. 166.

7 mm Kette

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12 mm Nieten

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Gewicht 15 kg

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14° Neigung

Schmiedeeisernes Haspelrad von 700 mm Durchmesser.

Leistungsfähigkeit eines Arbeiters an der Haspelkette:

a)    bei absatzweisem Ziehen und Hub bis 1 m etwa 30 kg,

b)    bei kurzer Arbeitsdauer ausnahmsweise bis 40 kg und darüber,

c)    bei Förderhöhen bis 3 m für gleichmäßige Bewegung nur 15 bis 20 kg,

d) für große Hubhöhen bei großer Haspelgeschwindigkeit 10 kg.

Haspelkettendurchmesser . . . Haspelseildurchmesser (Hanfseil) ... 23 „

. .    6 bis 8 mm,

36 „

Der Haspelraddurchmesser kann für die üblichen Konstruktionen im Kranbau zu 500 bis 700 mm angenommen werden. Im Aufzugbau finden Haspelräder bis zu 2 m und mehr Anwendung.

Herstellung. Kleinere Haspelräder bis etwa 500mm Durchmesser stellt man des ruhigen Betriebes wegen meistens aus Gußeisen als Kettendaumenräder her (Fig. 164). Für dieselben sind dann kalibrierte Ketten zu verwenden. Die Berechnung des Teilkreisdurchmessers erfolgt nach den Gleichungen auf S. 26. Größere Haspelräder, oder solche, bei denen wegen der geringen Zahl sich die Herstellung eines besonderen Modells nicht lohnt, fertigt man nach Fig. 165 bis 167 aus Schmiedeeisen mit gußeiserner Nabe an.

Beispiele über dazugehörige Kettenführungen finden sich auf S. 30.

Zahngesperre.

Die Sperrwerke sollen bei den Winden den Rückgang der gehobenen Last verhindern. Die Zahngesperre bestehen aus dem Sperrrade und der Sperrklinke oder Sperrkegel. Das Sperrad kann außen, innen oder seitlich mit Zähnen versehen sein, deren Zahnform beim Lastaufwinden ein Gleiten des Sperrkegels gestatten muß. •

Man führt die Sperräder im allgemeinen mit kleinem Durchmesser aus. Bei großem Durchmesser wird die Umfangskraft zwar klein, aber die Umfangsgeschwindigkeit fällt groß aus, und dies hat den Nachteil, daß beim Rückgang der plötzlich einfallende Sperrkegel einen Stoß erhält, der im Quadrat der Umfangsgeschwindigkeit wächst.

Zahngesperre mit Außenzähnen.

Die Zähne des Sperrades sind auf Biegung (nicht auf Abscherung) zu berechnen. Das Material ist gewöhnlich Gußeisen oder Stahlguß und für Zahnstangenwinden Schmiedeeisen.

Ist P der Rückdruck der Last in kg unter Berücksichtigung der Wirkungsgrade der zwischen Last- und Vorgelegewelle liegenden Vorgelege,

Fig. 168.

r der äußere Radius des Sperrades,

-y-

Zur Zahnberechnung.

M — Pr das auf die Sperradwelle P-einwirkende Drehmoment in kgcm, x j z die Zähnezahl, t die Teilung, h die zulässige Biegungsspannung in kg/qcm,

b die Breite des Sperrades in cm, so gilt für den Fall, daß die Sperrklinke an der Zahnspitze angreift, die Biegungsgleichung

F.x =

biß

6~'h-

Man wählt

z = 8 bis 12, ausnahmsweise 20, b — 2 t bis t;

x = 0,351 und y = 0,51 für Außenverzahnung, kb = 200 bis 300 kg/qcm für Gußeisen.

Dann ist

b.(0,bty

P. 0,351 =

o

• A& und mit P =

M 2 7i M

z .t

t = 3,75

si M t z. kb' b'

Der Durchmesser berechnet sich aus der Gleichung

z. t = 2 r u.

Außer dieser Berechnung ist die spezifische Pressung zwischen Zahnflanke und Klinkenspitze zu prüfen, welche 100kg/qcm nicht überschreiten soll.

Die günstigste Eingriffsstelle der Klinke findet man in dem Berührungspunkt der vom Klinkenbolzen an den äußeren Sperradkreis gelegten Tangente, weil nur dann der Hebelarm des Klinkendruckes am größten, der Bolzendruck also am kleinsten ausfällt.

Damit die Klinke bis auf den Zahnfuß niedergleitet, muß die gerade Zahnflanke mit dem Radius einen Winkel a bilden, der größer als der Reibungswinkel q ist. Man macht a ~ 15°.

Zum Ausheben der Klinke muß dann das Getriebe etwas rückwärts gedreht und angehalten werden.

Mit radialer Zahnflanke kann man dasselbe Resultat erreichen, wenn man den Klinkendrehpunkt etwas höher legt. Man trägt zu diesem Zweck den Winkel oc von der Zahnspitze nach außen an die Tangente an. Dadurch wird allerdings der Klinkendruck vergrößert. Fi 169.    Fig. 170.

Um sicher zu sein, daß die Klinke nur am Fuß der

d~

<— b

Zähne angreift, läßt man vielfach die Anlagefläche der Klinke nach außen hin etwas zurücktreten.

Fig. 171.

r (0) ' h i

3- —

-t.

A "T

-4

Ausbildung der Sperrzähne.

Sperrad mit Außen Verzahnung.

Die Zahnform ist nach Fig. 171 mit gedrungenem Rücken und guten Abrundungen an Spitze und Fuß zu entwerfen.

Nach „Hütte“ erhält man die richtigste Zahnform durch einen Kreisbogen um den Klinkendrehpunkt, oder angenähert durch die Tangente an diesen Kreisbogen. Das Einfallen der Klinke muß dann durch Gewicht oder Feder erzwungen werden. Die Zähne sind breit und niedrig zu halten, etwa 10 bis 15 mm hoch.

Empfehlenswert sind stets zwei bis drei Klinken, deren Eingriffspunkte um ¹/₂ bzw. 7g der Teilung gegeneinander versetzt sind.

Gegen das Herausspringen der unter dem Lastrückdruck P stehenden Klinke ist bei tangential gelegter Klinke und radialen Zahnfianken derselbe Reibungswiderstand vorhanden, den ein mit P auf seine Unterlage gedrückter Körper gegen das Verschieben bietet; bei Unterschneidung hingegen der Widerstand eines Körper, der auf eine schiefe Ebene mit dem Neigungswinkel cc -j- q geschoben wird.

Zahngesperre mit Innenzähnen.

Mit y — t und P — -

zt

wird wie früher

P. 0,35 t =

b.t²

~ 'kj,, also t = 2,37 b

«. kb

C-j

Die günstigste Eingriffsstelle C findet man, wenn man durch den Drehpunkt der Klinke eine Senkrechte zu AB errichtet. Durch den Schnittpunkt derselben mit dem inneren Sperradkreis vom Radius r legt man eine zu CB unter 60° geneigte Gerade, welche einen Kreis berührt, welchen sämtliche Zahnflanken tangieren.

Fig. 172.

Klinkenbolzen.

Der Sperrklinkenbolzen wird durch den Druck K auf Biegung beansprucht. Unter der Voraussetzung, daß der Bund des Bolzens wie in Fig. 173 fest an die Stützwand angepreßt ist und mit Sicherheit angepreßt bleibt, bestimmt sich der Bolzendurchmesser aus der Biegungsgleichung

Kl 1

,v T -

\ /eovku

^<-Richtung nach dem \ Mittelpunkt A.

>^k —

Bolzendruck

2 “ 10**’

P = Umfangskraft Sperrad mit Innenverzahnung.

Fig. 173.

worin mit Rücksicht auf Stoßwirkung für Schmiedeeisen

Tcb = 500kg/qcm,

B- -

für Stahl

hb = 700 bis 800 kg/qcm.

Klinkenbolzen.

Zweckmäßig wird man meist Stahl wählen, um den Bolzen nicht zu stark zu erhalten. Der Bolzendurchmesser hinter dem Bund dB kann in Fig. 173 gleich dem Bolzendurchmesser vor dem Bund dA gewählt werden.

Wird der Bolzen hingegen nicht durch Mutter an die Stützwand gepreßt, so liegt der gefährliche Querschnitt in jB, und es wird

= K.x,

demnach dB > dA.

Die letztere Rechnung ist immer empfehlenswert.

Gesteuerte bzw. geräuschlose Klinken.

Beim Heben der Last gleiten die Sperradzähne unter der Klinke hinweg. Da das hierbei auf tretende Geräusch unter Umständen störend auf die Umgebung wirkt, so sucht man dasselbe durch besondere

Konstruktionen zu vermeiden. Der Notbehelf, die Klinke nach Fig. 174 mit Leder zu belegen, schließt die Gefahr des Hängenbleibens der Klinke an der Zahnspitze ein. Außerdem sind freigehende Klinken

Fig. 174.

meder

Mit Leder belegte Sperrklinke,

nur bei geringer Geschwindigkeit, also nur bei Handbetrieb brauchbar. Bei Maschinenantrieb sind stets gesteuerte Klinken anzuwenden. Das Prinzip der gesteuerten Klinken besteht in der Erzeugung eines Beibungswiderstandes durch Feder oder Gewicht, welcher die Klinken aushebt und einlegt. Da hierbei der Nachteil besteht, daß »unter Umständen die eingreifende Klinke auf den Zahn trifft und nicht in die Lücke, so ist es stets empfehlenswert, zwei bis drei Klinken mit getrennter Steuerung um eine halbe bzw. drittel Teilung versetzt zu verwenden.

Geräuschlose Klinken

von Gebr. Weismüller in Frankfurt a. M. - Bockenheim.

Beim Heben wird der Schleifring C durch die zwischen den Stirnflächen des Schleifringes und der Bremsscheibe I) mittels der Spiral-

Fig. 175.

Fig. 176.

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s. ;S

(ją))—-¹

■F

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Geräuschloses Zahngesperre von Gebr. Weismüller.

feder E erzeugte Reibung zurückgehalten und hebt dadurch mit der Zugstange F die Klinke B aus den Zähnen, während sich der aufgekeilte Klinkenhalter A vorwärts dreht. Beim Senken wird durch Stange F, welche Klinke JB und Reibring C verbindet, der Eingriff wieder hergestellt. Die als innenverzahntes Sperrad ausgebildete Bremsscheibe I) sitzt lose auf der Welle.

Geräuschloses Zahngesperre

der Dampfkessel- und Gasometerfabrik A.-G., vorm. Wilke & Co., Braunschweig.

Die Sperrklinken sx s₂ des aufgekeilten Klinkenhalters Je sind durch Schienen f₁ f₂ mit der losen Scheibe r verbunden. Beim Heben bewegt sich der Klinkenhalter Je mit der Welle vorwärts, während die Scheibe r

Fig. 177.

Fig. 178.

r'fl

1:10

JO

CO

1-0

:ö: :

8>v.

k

uè

•s₂

^85-^, j*—120—^

15

Schnitt ABC

~jt~n yço

Hil'    A

Geräuschloses Zahngesperre der Dampfkessel- und Gasometerfabrik A.-G. Braunschweig.

SSfTTT

infolge ihres Beharrungsvermögens etwas zurück bleibt. Dieser Vorgang genügt zum Ausheben der Klinken, die dann nachgeschleppt werden. Beim Senken bewegt sich wieder infolge des Lastrücktriebes der

Fig. 179.

Klinkenhalter zuerst, während Scheibe r infolge ihrer Beharrung einen Widerstand leistet.

Fig. 180.

Die Klinken werden also eingerückt.

Die lose auf der Weile sitzende Sperrscheibe mit Innen-verzahung ist als Bremsscheibe ausgebildet.

Weitere Beispiele von gesteuerten Klinken zeigen die Fig. 179 bis 184. Außerdem zeigen die Konstruktionen Fig. 238 auf S. 127 und Fig. 259 auf S. 140 gesteuerte Klinken.

*-

yt>

Klinkensteuerung mit seitlich angreifendem Reibzeug.

rr

Fig. 181.

Fig. 182.

TgbeSyi

Fi

-q

f?

:a

Klinkensteuerung mit durch Spiralfeder an den Umfang gepreßtem Reibzeug.

Fig. 183.

Fig. 184.

J-rFF¹² Zähne

Beispiel. Berechne ein außenverzahntes Sperrad für ein Moment der Welle M — 6000 kgcm.

Wir wählen z — 15; b = t\ kb = 250 kg/qcm für Grauguß.

Dann ist mit einer Zahntiefe

von 0,35 t :

II

t = 3,75

fz.Ę b

/m

= 3,75

6000

167260’1 =4,39 cm

~ 14 n.

Klinkensteuerung mittels eines um die benachbarte Nabe gelegten federnden Drahtes.

Äußerer Durchmesser: z.t    15.14 ti

2r =

= 210 mm.

Breite b = t ~ 45mm; Zahntiefe = 0,35.43,9 ^ 15mm. Klinkenbolzen: Bolzendruck = Umfangskraft =

6000

10,5

K l

Mit kb = 500 kg/qcm und l = 4,5 cm wird aus ,    \/10.571.4,5

^ ~ y 2 500

= 571 kg.

= Lin»

= 2,92 cm ~ 30 mm.

Klemmgesperre.

Die Klemmgesperre haben vor den Zahngesperren den Vorzug eines geräuschlosen Ganges, bedürfen aber einer sorgfältigeren Herstellung und sind deshalb teurer. Sie bestehen aus dem Sperrade und dem Sperrdaumen, welcher exzentrisch um den Daumenbolzen drehbar ist.

Räder mit zylindrischen Umfangsflächen.

99

Die Wirkungsweise der Klemm- oder Reibungsgesperre ist derart, daß bei sinkender Last das Sperrad so stark gegen den Sperrdaumen gepreßt wird, daß der zwischen beiden erzeugte Reibungswiderstand ein weiteres Drehen des Rades verhindert. Beim Aufwinden der Last wird der Klemmdruck aufgehoben und der Sperrdaumen schleift auf dem Sperrade. Es bezeichne

P die Umfangskraft in kg,

D den Druck zwischen Sperrdaumen und Radumfang, fi den Reibungskoeffizienten zwischen Daumen und Rad, y den Winkel, welchen die durch den Berührungspunkt A gehende Radiale mit der Mittellinie B C einschließt, oc den halben Keilnutenwinkel bei Rädern mit Keilnuteneingriff.

Räder mit zylindrischen Umfangsflächen.

Für Selbsthemmung muß der durch den Druck D hervorgerufene Reibungswiderstand größer oder mindestens gleich der Umfangskraft P

Fig. 185.

sein, also

P <C a I) oder D >— • Fig. 186.

i Radius für den -l-Sperrkegelbogen

'A

Schnitt zu Fig. 185.

P

Nun ist -jj = tg y und somit

muß tgy ft sein.

Für Gußeisen auf Gußeisen ist fi = 0,15 und y 8°.

Klemmgesperre mit glattem Umfang.

Nimmt man der Sicherheit wegen den Winkel y noch kleiner, so tritt der Übelstand ein, daß nach eingetretener Abnutzung leicht ein Durchdrücken des Sperrdaumens stattfinden kann, denn die ganze Vorrichtung ist mit einer Kniehebelpresse zu vergleichen. Um diesen Übelstand zu beseitigen, führt man zweckmäßig Sperrad und Sperrklinke nach Art der Keilräder mit Keilnuteneingriff aus, wodurch größere Winkel y möglich werden.

Klemmgesperre mit Keilnuteneingriff.

Nach Fig. 187 zerlegt sich der Druck D in die beiden senkrecht auf den schrägen Umfangsflächen stehenden Komponenten N. Durch N wird ein tangential gerichteter Reibungswiderstand ft N erzeugt,

P

welcher für Selbsthemmung mindestens gleich ^ sein muß. Außerdem entsteht ein radialer Reibungswiderstand Neos a, welcher dem Eindringen des Sperrdaumens in das Sperrad entgegenwirkt.

cos a.

N.

5.

Klemmgesperre mit Keilnuteneingriff.

Es ist

< ft JV,

_ 2 ft N

tgy <

Ferner besteht nach der Figur die Beziehung D — 2 ft N cos a — 2 N. sin a

D = 2 N (sin a -f- ft cos a), wonach sich der Klemmwinkel ergibt zu

mit

und

TJ —tgy

wird

tgy <

sin a -F ft cos a

Es wird gewählt

a = 15°,

für Gußeisen auf Gußeisen

ft = 0,15,

womit

y < 200,

also mehr als doppelt so groß wie bei der zylindrischen Scheibe.

Fig. 188.

Fig. 189. 1500 kg

Der Druck auf den Sperrdaumenbolzen beträgt

o'

co

4 50

sin y

225 0

Den Bolzen durch-messer erhält man dann aus der Biegungsgleichung

1300 kg

Klemmgesperre für 450 kg Umfangskraft.

Kl _

~2~ To

d³ Tcb.

Fig. 190.

Fig. 191.

o)

E::

J/r

YUcc

/yj

Klemmgesperre mit innerem Sperrdaumeneingriff.

Bremsen.

Die Bremsen der Hebezeuge verfolgen den Zweck, die Geschwindigkeit der sinkenden Last zu verringern oder ganz aufzuheben.

Die Einteilung der Bremsen kann nach folgenden Gesichtspunkten erfolgen :

Bei Betrachtung des allgemeinen Falles eines Hubspieles mit Maschinenantrieb (also Auf- und Niedergang) ergibt sich die Notwendigkeit einer Bremse a) am Ende des Hubes, b) beim Schweben der Last (Gesperrewirkung), c) beim Lastsenken. Man hat demnach für

a) und b) die Stoppbremse und für b) die Senkbremse. Aufgabe beider ist Energievernichtung, bei ersterer weniger, bei letzterer je nach Größe der Last und der Senkgeschwindigkeit mehr (unter Umständen auch bei Handbetrieb sehr bedeutend). Die Energievernichtung erfolgt durch Widerstände (Größe derselben an Hand des Diagramms, Fig. 192), deren schädliche Wirkungen, Abnutzung und Erwärmung bei Senkbremsen naturgemäß mehr Beachtung verdienen, als bei Stoppbremsen.

Die Energievernichtung kann a) durch Reibung (Backen-, Band-und Lamellenbremsen), b) durch hydraulische Bremsung, c) durch elektrische Bremsung (Kurzschlußschaltung) erzielt werden. Letztere wird in einem besonderen Abschnitt des elektrischen Teiles behandelt.

Einteilung der Reibungsbremsen:

1.    Die verwandten Reibungsorgane (Backen-, Band-, Kegel- und

Lamellenbremsen).

2.    Verbindung von Gesperren mit Bremsen.

3.    Handbremsen.

4.    Selbsttätige Bremsen:

a)    Lastdruckbremsen (der Lastrückdruck wird durch Seilzug, Schnecke oder Gewinde zur Bremsung herangezogen).

b)    Schleuderbremsen.

5.    Sicherheitskurbeln.

Auch für die in horizontaler Bewegung befindlichen Massen, die unter dem Einfluß der Beschleunigungskräfte stehen, kommen zur Erzielung des rechtzeitigen Anhaltens Stoppbremsen in Betracht.

Je nachdem die Betätigung der Bremsen durch einen direkt neben der Winde stehenden Steuermann erfolgt, oder entfernt von der Winde mittels elektrischen Stroms erfolgt, unterscheidet man Nahsteuerung und Fernsteuerung.

Bremsvorgang.

Für das Verständnis der Bremsvorgänge, also der Arbeitsweise der Bremsen bei horizontal und vertikal bewegten Massen, ist das Studium des Abschnittes: „Trägheitswiderstände beim Anlauf und Auslauf der Hebemaschinen“ dringend erforderlich.

Es sei hier nur kurz auf den Bremsvorgang während des Last-senkens hingewiesen.

a)    Die schwebende Last befindet sich in Ruhe: damit die Last mit Sicherheit gehalten wird, muß ein Bremswiderstand W0 wirken, welcher größer als die durch die Last Q abzüglich der Triebwerkreibung R ausgeübte Kraft Q — R sein muß. Die Bremse wirkt als Halte bremse.

b)    Anlaufperiode : Der Bremswiderstand muß während der Zeit tx um so viel verringert oder ganz aufgehoben werden, daß Last und Triebwerk auf die Senkgeschwindigkeit v beschleunigt werden kann.

c)    Beharrungsperiode : Bei Beginn derselben muß der Bremswiderstand wieder auf Q — R erhöht werden, damit keine weitere Beschleunigung eintritt, sondern während der Zeit t₂ gleichförmige Bewegung vorhanden ist. Die Bremse nimmt die Arbeit der sinkenden Last auf, sie wirkt als Senkbremse (auch Regulierbremse genannt).

d)    Auslaufperiode: Es muß jetzt während der Zeit t₃ eine Vergrößerung des Bremswiderstandes auf W₃ eintreten, und zwar allmählich, damit schroffe Bremswirkung vermieden wird. Nutzlast und Triebwerk sind bis auf v = 0 zu verzögern. Die Bremse wirkt als Stoppbremse.

e)    Die schwebende Last befindet sich wieder in Ruhe: der Bremswiderstand muß wieder größer als Q — R sein (Haltebremse).

Die Halte- bzw. Stoppbremse muß immer eine mechanische Bremse sein, während als Senkbremse auch der Motor benutzt werden kann.

Fig. 192.

-W₀->

~~T"~

h-w\

i>2

<Q-R>

~ri\—

t3

<— w₃-

W₀-

Darstellung des Brems Vorganges während der Senkperiode.

1. Backenbremsen.

Bei denselben werden ein bzw. zwei Holz- oder Eisenklötze durch Hebelwirkung gegen die Bremsscheibe gedrückt.

Es bezeichne

P die abzubremsende Umfangskraft an der Bremsscheibe bzw. den Lastrückdruck. Maßgebend für P ist nicht nur die statische Last $, sondern auch die dynamischen Zusatzkräfte (vgl. Fig. 192, Spitze von TF₃). Ferner sind die Wirkungsgrade rj der Wellen (Schneckenwellen) zu berücksichtigen;

K die am Bremshebelgriff auszuübende Kraft;

p, den Reibungskoeffizienten zwischen Klotz und Scheibe;

D den Anpressungsdruck des Klotzes, in der Figur in bezug auf die Scheibe nach unten, in bezug auf den Klotz nach oben wirkend;

(iD die dadurch erzeugte Reibung. Zu unterscheiden ist hierbei in bezug auf die Scheibe, stets entgegen der Umlaufrichtung wirkend, und der Reibungswiderstand in bezug auf den Klotz, welcher im Sinne der Umlaufrichtung anzubringen ist.

ist. Sicherheitshalber muß D größer sein.

Zur Erzielung des Anpreßdruckes D ist eine Kraft K erforderlich, die sich aus der Gleichgewichtsbedingung des Hebels ergibt:

Ka -}- [iB c — Bb = 0,

also

1)

104

also

Backenbremsen.

An der Scheibe herrscht Gleichgewicht, wenn

U(b — fi c)

Aus der Gleichung ist zu ersehen, daß in obiger Figur die Reibungskraft fi B die Kraft K unterstützt, so daß diese selbst Null und negativ

werden kann, sobald Ł < itc.

Die Bremse wirkt dann selbsttätig. Es ist aber nicht empfehlenswert, das Verhältnis b/c gleich oder kleiner als p. zu machen, weil sonst durch ruckweise Hemmungen ein unregelmäßiger Lastniedergang entsteht.

Bei entgegengesetzter Drehung wirkt {iD in bezug auf den Klotz nach der rechten Seite. Es wird daher

Fig.19B u. 194.

a-

Y~

>-

2:

cj    Klotz

Scheibe *K

---0-^

Scheibe'

xVvVC-

<■

-<

>-

D (P ~t~ f¹ (*)

juD

Einfache Backenbremse.

Ka— uBc — Bb = 0, also

■ 2)

Es wird also K größer wie in Gleichung (1). Dasselbe ist der Fall, wenn, wie in Fig. 193 punktiert angedeutet, der Hebeldrehpunkt bei linksdrehender Scheibe unterhalb von \iB liegt.

Legt man den Hebeldrehpunkt in die Richtung des tangentialen Reibungswiderstandes, so wird c = 0 und die Umfangsreibung bleibt ohne Einfluß auf den Bremshebel, so daß die Kraft K für Rechts- und

Linksdrehung gleich groß ist. Es wird also

K.a — Db

= 0, also K — D— • • a

Fig. 195.

Versieht man den Scheibenumfang mit Keilnuten, die einen Winkel 2 a miteinander einschließen, und bildet man den Klotz entsprechend aus, so ist für fi der Wert

mit a = 22,5°

jt

sin a -(- ft cos a

zu setzen. Ein kleinerer Winkel als 2a = 45° ist nicht zulässig, weil sich sonst der Klotz in der Nut festklemmt.

Backenbremse mit Keilnnteneingriff.

K soll höchstens 15kg betragen, wobei der Lüftweg des Bremshebels nicht größer als 500 bis 600 mm werden darf. Für den Lüftweg an der Backe genügen 2 bis 3 mm. Bei Verwendung von Bremslüftmagneten ist der Lüftweg entsprechend kürzer zu wählen (die Hubhöhe der Bremsmagneten beträgt etwa 50 mm).

Ein gutes Material für die Bremsklötze ist Pappelholz. Muß bei größeren stündlichen Bremsleistungen bei kleinen Scheibenabmessungen mit einer für das Holz gefährlichen Erhitzung der Bremsscheibe gerechnet werden, so wird weiches Gußeisen gewählt.

Um eine Abnutzung der Bremsklötze zu vermindern und den Reibungskoeffizienten konstant zu halten, empfiehlt es sich, die Bremse etwas zu schmieren (vgl. S. 109).

Doppelbackenbremsen.

Die Anordnung zweier Bremsklötze bezweckt eine Entlastung der Bremswelle. Diese Bremsen werden von den meisten Firmen als Haltebremsen bei elektrisch betriebenen Hebezeugen benutzt und sitzen dann in der Regel auf der Schnecken- bzw. Motorwelle, deren Kupplung als Bremssoheibe ausgebildet wird.

Damit die Doppelbackenbremsen ihren Zweck der Wellenentlastung erfüllen, ist ein gleichmäßiges Anliegen beider Backen erforderlich. Man kontrolliert die gleichzeitige Anlage der Klötze am besten durch Zwischenlegen von Papierstreifen, von denen sich einer bei ungleichmäßiger Anlage herausziehen läßt, während der andere Streifen festgeklemmt ist. Das Justieren geschieht durch Papierbeilage zwischen Bremsbacke und Hebel oder bei Lederbelag durch Abschaben des Leders.

Fehlerhaft sind solche Backenbremsen, bei denen der Bremshebel in einem festen Punkt gelagert und keine weitere Ausgleichvorrichtung vorhanden ist. Die beiden Backen lassen sich dann nur sehr schwer

Fig. 196.

Fig. 197.

-O

falsch

richtig

Anordnung von Doppelbackenbremsen.

auf gleichen Druck einstellen, so daß die gewünschte Entlastung der Welle und Lager nicht erreicht wird.

Auch da, wo eine gleichmäßige Einstellbarkeit vorgesehen ist, muß darauf gesehen werden, daß sich beim Lüften beide Backen abheben. Dies wird durch feste Anschläge a erzielt. Ohne Anschläge wird meist

Fig. 198.

Cr

Z,

L-

B,—

B*

MB.

JL

AM »—

-i-²-

V/7P7777777777TZ::7Ś777777ZY77ZW777777777777777777777777777'

Berechnungsskizze zur Doppelbackenbremse¹).

nur eine Backe abgehoben, die andere Backe bleibt lose auf der Scheibe liegen und wird unnötig erwärmt und abgenützt.

Bei der Doppelbackenbremse hat jede Hälfte im Mittel die halbe Umfangskraft abzubremsen, je nach der Umlaufrichtung die eine Hälfte etwas mehr, die andere etwas weniger.

x) Zu ergänzen ist der Hebelarm c für in bezug auf A₁ bzw. A₂.

Fig. 199.

Die Schrägkräfte in den Zugschienen werden

Nach der nebenstehenden Fig. 198 ist ohne Zapfenreibung

_\Db — I [iDc

Kx =

\Db -\~ \{lDc

_ D b -J- f4, c

¹    2 a.coscc

„    D b — fic

^2 “rT *

2 a. cos a

Für den Bolzen des Gewichtshebels lautet dann die Momentengleichung: Gl = Zxd + Z%d

_ D b [ic

2 a cos cc

■d+Ę.-—^-d ÇïTTj

2 a. cos a    f

D b2d

2 a cos cc ’

also

G = D -—-y--;

a l cos a

hierin ist wieder für den Gleich

et

jp)

gewichtszustand D — —

Bei der Doppelbackenbremse ist die Umlaufrichtung gleichgültig, denn in bezug auf den Gewichtsdrehbolzen heben sich die Reibungskräfte [iD gegenseitig auf. Es kann also c den Wert Null haben oder negativ sein.

Doppelbackenbremse.

Reibungsleistung und Bremsscheibendurohmesser.

Der Durchmesser der meist aus Gußeisen oder Stahlguß hergestellten und sauber abgedrehten Bremsscheibe bestimmt sich durch die Größe der Bremsleistung.

Ist außer den schon genannten Bezeichnungen ^2) N der gesamte erforderliche Normaldruck, v die Gleitgeschwindigkeit,

k die spezifische Flächenpressung zwischen Reiborgan und Bremsscheibe, f die Reibfläche,

d der Bremsscheibendurchmesser, b die Klotzbreite,

2>

P.v

so wird aus der gegebenen Bremsleistung N =    ' mit P = [iN und

k.f ganz allgemein:

k.[JL.V.f

d

und speziell für Doppelklotzbremsen mit einer Klotzlänge —, also

75.    |

k . fi. v

f= 2

toi

Nach neueren Ausführungen mit der auf S. 158 beschriebenen Jordanbremse darf

k[iv 30

sein, wobei v den Wert von 40 bis 50m/sec erreichen kann. Nach „Hütte“ darf sein:

k.v 20 bei Stoppbremsen (also kurze Betriebszeit), k.v 10 bei Senkbremsen (also anhaltendem Betrieb) und schlechter Wärmeabführung,

k.v 30 bei Senkbremsen und guter Wärmeabführung.

Fig. 200.

Querfaser

-0,20

6,20^

-0,15

6,15

6,10

6,1

0,05

6,0!

Oj

'//%■

Wsec

■jr.

Pappelholz

Ölschmierung

Diagramm der Reibungskoeffizienten geschmierter Pappelholzklötze.

Ferner soll die spezifische Flächenpressung nicht größer sein als = 6 kg/qcm bei Holz und = 10 kg/qcm bei Gußeisen.

Bei geschmierter Reibfläche ist anzunehmen

p. = 0,1 bis 0,15 für Gußeisenklötze, p, = 0,15 bis 0,3 für Pappelholzklötze.

Nach Dr.-Ing. Jordan sind die in der „Hütte“ angegebenen Werte k.v — 10 bis 20 sehr niedrig. Bei der Jordanbremse sind vielfache

Ausführungen vorhanden, bei denen der Wert lc[iv = 30 überschritten ist. Der Reibungskoeffizient selbst wird mit der Gleitgescbwindigkeit und Flächenpressung veränderlich, wie das Diagramm von Schwetje¹) (Fig. 200) zeigt.

Um ein ruhiges Laufen der Holzklötze zu erzielen und Abnutzung zu vermeiden, ist stets ein Schmiermittel erforderlich. Ungeschmierte Klötze sind nach Dr.-Ing. Jordan für größere Bremsleistungen unbrauchbar, eine Erfahrung, die weder im Hebezeugbau noch in den darauf bezüglichen Lehrbüchern beachtet wurde, und daher sowohl hei den Bremsen als auch bei den Kupplungen zu vielen verfehlten Konstruktionen und zu falscher Beurteilung der mechanischen .

Bremsen führte.

Fig. 201 zeigt das Diagramm der zulässigen spezifischen Be- > lastungen geschmierter Pappel- ^ holzklötze für k[iv.

Die oben angegebenen Formeln und Werte setzen voraus, daß die sich in Wärme umsetzende abzubremsende Arbeit ohne gefährliche Erhitzung an die Luft abgegeben werden kann. Zahlreiche, innerhalb der Bremsscheibe angeordnete Kühlflächen, welche beim Umlaufen einen kräftigen Luftstrom erzeugen, vergrößern die Leistung einer Bremsscheibe bedeutend.

Fig. 201.

mkg

5 qcm . sec

20

10

20

Ölschmierung

Wasser — Schmierung

Diagramm der zulässigen spezifischen Belastungen geschmierter Pappelholzklötze.

Die Belastung beträgt bei älteren Ausführungen der Jordanbremse für 1 qm Kühlfläche etwa 1200 mt. Bei einer demnächst in Betrieb kommenden Jordanbremse ist bis 2800mt gegangen, wobei allerdings Vorsorge getroffen ist, daß die Bremse in einem ölbade laufen kann, falls die Erhitzung der Scheibe bei stark angestrengtem Betriebe zu groß werden sollte.

Aus den aufgestellten Beziehungen geht hervor, daß der Bremsscheibendurchmesser wesentlich von der Umlaufszahl der Welle abhängig ist. Mit Rücksicht auf geringe Umfangskräfte sind schnell laufende Wellen vorzuziehen und deshalb sitzt die Bremsscheibe bei elektrisch betriebenen Winden auf der Motor- bzw. Schneckenwelle

x) Entnommen der Doktor-Dissertation Dipl.-Ing. Heinrich Schwetje.

Nimmt man hingegen darauf Rücksicht, daß hei eintretendem Bruch eines Triebwerkteiles noch möglichste Sicherheit vorhanden sein soll, dann müßte die Bremse auf der Trommelwelle angebracht werden. Dabei würde aber eine große Umfangskraft abzubremsen sein und der Durchmesser müßte verhältnismäßig groß gewählt werden.

Drehbolzen.

Den Druck R auf den Drehbolzen des Bremshebels erhält man am einfachsten dadurch, daß man sämtliche am Hebel wirkende Kräfte zu einem Kräftepolygone vereinigt, dessen Schlußlinie 1 bis 2 die gesuchte

Fig. 202.

Fig. 203.

juiy

■T

Einfache Klotzbremse.

Graphische Ermittelung des Bolzendruckes.

Kraft ist. Der Bolzendurchmesser berechnet sich dann, wenn l die Länge des Bolzens ist, aus der Biegungsgleichung

RI =

(vgl. S. 95).

Bremshebel.

Ist x die Dicke und y die Höhe des Hebels in der Mitte des Bremsklotzes, so ist nach Fig. 202 das in Betracht kommende Biegungsmoment

K'{a — b) = °^-h.

In dieser Gleichung bedeutet K' den größten vom Arbeiter bei unvernünftigem Andrücken ausübbaren Druck von 40 bis 50 kg.

Ermittelung des Lüftweges.

Ist £ der erforderliche Hub der Bremsbacke, also senkrecht zur Bremsfläche,

s der Hub des Bremshebelgriffes bzw. des Bremsgewichtes, a und l Hebelarme,

s : l = £ : a, s = e — • a

Für

Kegelbremsen — Bandbremsen, so gilt für die zylindrische Klotzbremse

Fig. 204.

a—>\

— 5 und s = 1 mm wird s = 5 mm.

Für die Keilnutenklotzbremse wird nach

Fig. 205

*1 =

sin a’

wenn e wieder den senkrecht zur Bremsfläche und den entsprechenden vertikalen Hub darstellt. Mithin ist

Lüftweg

bei zylindrischer Klotzbremse.

Fig.205.

sin a ' a

\/1

Lüftweg

bei Keilnutenklotzbremse.

Bei sämtlichen Bremsen ist dafür zu sorgen, daß die Bremsklötze beim Lastaufwinden nicht schleifen. Sie müssen deshalb ausbalanciert werden, falls dieselben durch ihr Eigengewicht anliegen. Ferner ist der Spielraum zwischen Backe und Bremsscheibe möglichst klein, etwa 2 bis 3 mm im ausgerückten Zustande zu halten, um eine möglichst kleine Hubarbeit beim Lüften aufwenden zu müssen.

2. Kegelbremsen.

Kegelbremsen kommen infolge ihrer schwierigeren Herstellungsweise selten als selbständige Bremsen, häufig in Verbindung mit Sicherheitskurbeln vor. Die Wirkungsweise ist dieselbe wie die der Keilnutenbackenbremsen. Vgl. S. 132, wo die fast einzig übliche Form, nämlich „Drucklagerbremse“, von Becker durchgerechnet ist.

3. Bandbremsen.

Einfache Bandbremsen.

Bei den Bandbremsen [ wird ein Eisen- oder Stahlband um eine am Umfang abgedrehte gußeiserne Scheibe gespannt. Es bezeichne

P die zu vernichtende Umfangskraft an der Bremsscheibe wie auf S. 103,

K den Druck am Bremshebelgriff,

T die Spannung im auflaufenden Bandende, t die Spannung im ablaufenden Bandende, a, b und l die in die Figuren eingetragenen Hebelarme,

a den vom Bremsband umspannten Bogen, im Bogenmaß gemessen, also den Bogen im Abstande 1 von der Achse. Dieser berechnet sich aus der Anzahl der Grade zu

06°

3600’

^Bogen - 2 71

fi den Reibungskoeffizienten,

e = 2,718 die Grundzahl der natürlichen Logarithmen,

lg 2,71828 = 0,43429.

Bei den einfachen Bandbremsen wirkt nur die Spannung t auf den Bremshebel als Widerstand ein, während die Spannung T durch den Drehbolzen oder irgendeinen festen Punkt aufgenommen wird.

Fig. 206.

Nach den Gesetzen der Gurtreibung auf RollenumfängeD stehen die beiden Spannungen T und t in der Beziehung T = £.0““

■aAL/r

-l

Einfache Bandbremse.

zueinander, und es muß, wenn bis zum Stillstände gebremst werden soll,

T—t = P

sein, also

ev— 1

und T —

P. ev-⁰-

— 1 '

Aus der Momentengleichung

Kl = t.a

erhält man schließlich den Druck K am Bremsgriff.

Der Wert eu“ ist mittels Logarithmen zu berechnen. Es ist lg e“ “ = g a lg e.

Zur Berechnung des Umschlingungswinkeis a im Bogenmaß gemessen, wird zweckmäßig die Grundgleichung T = t.eaa im natürlichen Logarithmensystem logarithmiert. Man erhält

InT = Int -j- gaine

und da Ine = 1, so ist

^Bogen -

ln T — Int

Nimmt man Briggs sehe Logarithmen, so würde

^Bogen -

lg T — lg t

g lg e

bei ganz geringer

Hierbei ist für den Reibungskoeffizienten Schmierung der Wert

g — 0,18

zu setzen.

In der nachstehenden Tabelle sind die Werte von eu“ für verschiedene Verhältnisse des umspannten Bogens a zum ganzen Scheibenumfang 2 7t oder 360° angegeben. Hierbei ist = 0,15 bis 0,18 für nackte Bänder und ft = 0,25 bis 0,3 für holzarmierte Bänder auf gußeisernen Scheiben.

Tabelle 26. Werte für eH-a.

Umspannter Winkel in Graden .

Im Bogenmaß........

n fache Umschlingung . . . .

45°

90°

0,25 77    0,5 77

V₈

xu

180°    270°    360°    450°

1,5 77    2 77    2,5 77

77

Va

³/4

1V₄

[x — 0,1 [x = 0,18 fx = 0,2 fx — 0,25 fx — 0,3 fx — 0,4 ju = 0,5

1,08

1,15

1,17

1,22

1,26

1,37

1,48

u- u- go

CO_ CO_ CD_ CU

H 4 H 2' 4 ri CU

N CD D CO N 00

r-H rH (M (M CO ^

o ^ l> O

CD CO O (N

H CD O

r-T cf cf er? ^ cd o'

00

I-H io 00 CD CO ł-f

»n rs »s r» CN #s

h cn m rii (ü

to

OO IO

<m oi. aj    —; 1-

cf    cT co~ o'

H d lO

Umspannter Winkel in Graden .    :    540°

Im Bogenmaß......

n fache Umschlingung . .

630°    720°

3 n 3,5 7i 4 7i

lVa l³/4

1080°    1440°    1800°

6 77

8 77

10 77

= 0,1 fx — 0,18 /u — 0,2

u = 0,25 u = 0,3 [x = 0,4 u — 0,5

CD^ CD^ OC_    CO

~ cT CD CO

r—I i-H    H

^ J©    J»

'00 "©    ~©    "*

10    »—i

f-H <N 00

244,1

Oi ‘

CO Ol ^ R) M

Ol JsD 00 OO JO JD OO Ü1 V. H 00 Ol Ol

CD 00 ^ CO F-

12,3

93,4

152,4

23,1

1881 12 392

550,0 1881 23 228 286 754

282,0 535,5 2 520 12 392 286 754 6 636 000

CC

Bei den meisten Konstruktionen ist das Verhältnis = 0,7

2 n

(a = 252°), für welchen Fall hei nacktem Band mit = 0,18

e““ = 2,2 ist.

Die Wirkung der einfachen Bandbremse ist ungefähr 2,5 mal so kräftig wie die der Backen- und Kegelbremse. Die Bremswirkung läßt sich durch Vergrößerung des Umschlingungswinkels (Durcheinanderstecken der beiden Bandenden, mehrfach umschlungene Bänder) oder durch ein Bremsband mit gegliedertem Holzbelag steigern. Reibungskoeffizient im letzteren Falle

^ = 0,25 bis 0,3.

Läßt man die Bremsscheibe in entgegengesetzter Richtung umlaufen, so vertauschen sich die Bandspannungen T und t und die zum Bremsen erforderliche Kraft wird größer, nämlich

T. a

Differentialbandbremsen.

Bei denselben benutzt man die Bandspannung T mit zum Anziehen des Bremsbebels und läßt zu diesem Zweck auch dieses Bandende an einem Hebelarm, statt am festen Drehbolzen angreifen.

Bei der Differentialbandbremse kann man deshalb, ebenso wie bei der Differentialbackenbremse, den Druck am Bremshebelgriff beliebig verkleinern bzw. bei gleichem K.l eine größere Umfangskraft P bremsen.

Fig. 207.

Da die Kraft T gemeinsam mit der Kraft K den Hebel anziehen soil, so müssen die Momente beider Kräfte in demselben Sinne wirken.

Es ist hier wieder

e^ — V

t.b — T.a

K.l = t.b —T.a, K =

Differentialbandbremse.

K wird Null oder negativ, wenn T.a = tb, oder da T = t. eu“, so wird für diesen Fall b a.e^“, d. h. die Bremse wirkt selbsttätig, verwandelt sich also in ein Gesperre. Man wähle jedoch b stets etwas größer als a.eu“.

Wenn das Bremsband 0,7 des ganzen Scheibenumfanges umspannt,

liefert

b = 2,5 -t- 3 a

brauchbare Werte. Die Größe des Hebelarmes a beträgt aus konstruktiven Gründen 30 bis 50 mm.

Ermittelung des Luftweges und Hebelausschlages.

Einfache Bandbremse.

Es bezeichne

s den zum Anziehen der Bremse erforderlichen Weg des Bremshebelgriffes bzw. des Bremsgewichtes, ö die hierbei auf tretende Bandverkürzung,

E die Abhebung des Bandes senkrecht zur Bremsfläche (mindestens 1 mm),

k den Umschlingungswinkel im Bogenmaß, a und l die Hebelarme des Bremshebels.

Der Yerschiebungsweg 6 des Bandes ergibt sich bei voller Umschlingung aus der Betrachtung der Umfänge des anliegenden und des

0 : a = s : l    ^

ergibt sich dann der Hebelausschlag nach    -

V il >

Hebelausschlag bei einfachen Bandbremsen.

Fig. 209:

a , s = — • l.

Differentialbandbremse.

Ist <5₁ der Ausschlag am Hebelarm a, 0₂ der Ausschlag am Hebelarm è,

Fig. 210.

b-

abgehobenen Bandes. Es ist nach Fig. 208 bei voller Umschlingung a — 27t:

(d Ą- 2 s) 7t — dTt = 2 £7Z, daher Verschiebungsweg des Bandes 0 = 2 £71.

Bei beliebigem Umschlingungswinkel wird

o «

o = £ . 2 71 • -— =

Fig. 208.

°Ü

d-J

'£

2 7t

e a.

Aus der Beziehung

Verkürzung des Bandes. Fig. 209.

so ergibt sich die Bandverkürzung bzw. -Verlängerung aus der Differenz der Wege der beiden Bandenden ö = ö₂ — 0r Es verhält sich dann

Öl

also

öl =

as

ö₂ —

bs

Hebelausschlag bei Differentialbandbremsen.

Setzt man diese Werte in die Gleichung 0 = 0₂ — 0X ein, so

Y (a — b) und damit s = t    et

erhält man 0

o.l

— b'

Für Bandbremsen mit wechselnder Umlaufrichtung ergibt sich auf dieselbe Weise ohne weiteres

Für die einfache Bandbremse wird mit

= 10 und £ = 1 mm bei voller Umschlingung 0 = 2 S7t = 2.1.7t = 6,28mm, also

— = 6,28.10 = 62,8 mm.

a

Ist bei einer Bremse der volle Hebelausschlag 600 mm, a = 60 mm, l = 1400 mm, so ist der entsprechende Lösungsweg der Bremse

60

• 600    26 mm.

1 S 1400

Derselbe würde den lichten Durchmesser des Bandes beim vollständigen Lösen, wenn der umschlungene Bogen 3x/₂ tt beträgt, um

= 4,75 mm

26

1,75 n

vergrößern. Die Bremse zieht daher sehr sanft an.

Regeln für die Anordnung der Bandbremsen.

1.    Es ist stets die für das Lastsenken in Frage kommende Drehrichtung der Scheibe maßgebend und daher vor allem festzulegen.

2.    Das auflaufende Band mit der Spannung T muß bei den Differentialbremsen stets am kleinen Hebelarm a, das ablaufende Bandende mit der Spannung t am größeren Hebelarm b wirken, weil sonst T als Widerstand am Hebel auftreten würde, während T bei richtiger Anordnung den Bremshebeldruck unterstützt.

3.    Die Bandenden müssen möglichst mit den dazugehörigen Hebelarmen einen rechten Winkel bilden, damit das Anziehen des Bandes und die Bremsung schnell beginnt.

4.    Der vom Bremsband umspannte Scheibenumfang soll möglichst groß sein, damit K klein wird.

5.    Bei den einfachen Bandbremsen muß das ablaufende Bandende mit der kleinen Spannung am Hebel, das auflaufende Bandende am Drehbolzen angebracht werden.

6.    Das Gewicht des Bremshebels muß, falls die Bremsen nicht als Lüftbremsen gebaut sind, lösend auf den Bremshebel einwirken, weil sonst das Bremsband durch unnötiges Schleifen auf der Scheibe vorzeitig abgenutzt wird. Unter Umständen ist der Hebel durch Gegengewicht auszubalancieren, oder er ist während des Lasthebens aufzuhängen.

Gang und Berechnung für Bandbremsen.

1.    Bestimmung der Umlaufrichtung beim Lastsenken.

2.    Wahl des Scheibendurchmessers und Kontrolle nach S. 117.

3.    Berechnung der beiden Bandspannungen T und t.

4.    Bestimmung der Hebelarme a, b und 7.

5.    Berechnung der Bremskraft K und des Lüftweges.

6.    Bremsbanddimensionen.

7.    Bolzen.

8.    Hebel.

Bandbrems on für wechselnde Umlaufrichtung.

(Summenbremsen.)

Dieselben müssen so ungeordnet werden, daß der Druck am Bremshebelgriff für beide Drehrichtungen gleich groß ausfällt.

Fig. 212.

Die Spannungen T und l treten hier beide als Widerstand für den Hebel auf. Da sich nun beim Wechsel der Umlaufrichtung die Fig. 211.

fr

Bandbremsen für wechselnde Umlaufrichtung.

Werte von t und T vertauschen, so muß, wenn dieser Wechsel ohne Einfluß auf die Hebelkraft K bleiben soll, a = b sein. Es ist hier

a (t + T)

Kl = t.b-1- T.a, woraus mit b — a K —

Die Wirkungsweise der Summenbremsen ist die der Backenbremsen für wechselnde Drehrichtung.

Berechnung und Konstruktion der einzelnen Teile. Bremsscheibendurchmesser.

Die auf Seite 107 für Klotzbremsen angegebenen allgemeinen Beziehungen gelten auch sinngemäß für Bandbremsen. Dort war die Formel

kfivf

75

30 JY

aufgestellt worden. Mit dem Umschlingungswinkel oe = 270° == 1,5 n im Bogenmaß gemessen, und einer Reibfläche f — dnb§ wird für Bandbremsen

k. fi .v

Hierbei kann

k.fi.v 30

oder nach „Hütte“ k.v 30 sein. Dieser Wert ist aber sehr niedrig.

Der Normaldruck N nimmt bei Bandbremsen von der Seite der kleinen Bandspannung t nach dem Gesetz T = te^a nach der Seite der ablaufenden Bandspannung T zu. Für einen Streifen von 1 cm Höhe und b cm Breite, an dessen unterer und oberer Seite die annähernd gleichen Bandspannungen T (genauer 1 und T-\-dT) angreifen, ermittelt sich nach Dipl.-Ing. Bergner der Normaldruck JV mit der Beziehung:

^ = J (%• 213) und ^2 = I (Fig. 214),

wenn d <p im Bogenmaß gemessen N = T.d cp — T— •

Fig. 213.

T + dT

Fig. 214.

d^

1 cm

kmax

T uld

T + dT

I-

If

kmin

Flächenpressungen zwischen Band und Scheibe.

Krafteck für den Normaldruck N.

Da N den Druck auf den ganzen Flächenstreifen b. 1 cm darstellt, so ist der Druck pro qcm

N T

=    als größte Einheitspressung und

— als kleinste Einheitspressung.

p

Der gesamte Normaldruck ist N =

u

b'min

Bei einer Reibfläche f — b(r.n 1,5), wenn a = 270°, ist daher

30 JS

die mittlere für die Formel db =

maßgebende mittlere Einheits-

pressung:

fc =

f b.rit.\,b Bremsband.

Das Bremsband ist stets aus der im auf lauf enden Trum herrschenden größten Spannung T auf Zug zu berechnen. Die größte, unabhängig von der normalen Umfangskraft F für Band und Gestänge

in Frage kommende Kraft T entsteht in der Schlußbremsperiode (vgl. in Fig. 192, S. 103, die Ordinate W₃). Es ist demnach nicht richtig, hier nur die von der ruhenden Last herrührende Umfangskraft P einzusetzen, sondern es muß noch die zur Verzögerung erforderliche Zusatzkraft mit berücksichtigt werden. Außerdem behält jr nicht immer den normalen Wert 0,18 bis 0,2 bei. Bei selten gebrauchten, schlecht gewarteten Bremsen kann ^ bis auf 0,5 anwachsen. Es ist also zu rechnen

PV'«

e“'“ — 1’

wenn P' die sich aus Nutzlast — Triebwerkreibung -j- Verzögerungskraft ergebende Scheibenumfangskraft und {i' der größte Reibungskoeffizient ist. Damit die Bremse bei etwa auftretendem ^' nicht zu schroff anzieht, muß für Gewichtsbremsen eine Verschiebung des Gewichtes auf dem Hebel in ziemlich weiten Grenzen möglich sein, um richtig einregulieren zu können (vgl. Beispiel S. 124). Das Bandmaterial ist meist unbearbeitetes Flacheisen, seltener Stahl.

Ist b die Breite des Bremsbandes nach Abzug der Nietlöcher oder Ausschnitte, s die Dicke desselben, kg die zulässige Zugspannung in kg/qcm, so gilt allgemein für den Querschnitt des Bremsbandes T = b.s.kz.

Die Dicke s ist zu wählen. Mit Rücksicht auf die erforderliche Biegsamkeit nimmt man s = 2 bis 4 mm.

Fig. 215.

Mit der Breite b geht man der gleichmäßigen Anlage wegen nicht gern über 80 mm. Ergibt die Rechnung einen größeren Wert, so legt man, wie in Fig. 215, zwei Bänder auf dieselbe Scheibe.

kz = 300    450 kg/qcm für schmiede

eiserne Bänder,

kg = 600    800 kg/qcm für Stahl

Geteiltes Bremsband.

bänder.

Die höheren Werte, insbesondere kz = 800 kg/qcm, beziehen sich auf die Bandstärke nach erfolgter Abnutzung. An den Bandenden, wo keine Abnutzung auftritt, sind die schwächenden Nietlöcher zu berücksichtigen.

Die Rechnung erstreckt sich demnach zweckmäßig

1.    auf das der Abnutzung unterworfene Band mit

P ⁼⁼ b) . ^abgenutzt • j

2.    auf das verschwächte Band, bei einem Nietlochdurchmesser d, mit

P ⁼⁼ {p d) . $nicht abgenutzt • ^s •

Mehrfach umschlungene Bremsbänder.

Einzelne Firmen schlingen das Bremsband von 8 bis 12 mm Dicke mehrfach um die Scheibe und bezwecken dadurch ebenfalls eine Vergrößerung des Reibungswiderstandes. Der Nachteil des unvollkommenen Anschmiegens infolge der großen Bandstärke ist durch Einsetzen eines niedrigeren Reibungskoeffizienten zu berücksichtigen.

Befestigung der Bremsbandenden am Hebel.

Die Fig. 218 bis 220 zeigen einfache Anschlüsse. Man nietet das Band entweder zu einer Schleife zusammen und schiebt durch Schleife und Hebel einen Bolzen, oder man schiebt über den Bolzen zunächst ein Scharnier aus Schmiedeeisen oder Stahlguß.

Behufs Justierung werden häufig die Scharniere mit Nachstellvorrichtung hergestellt, wie dies die Fig. 221 bis 223 andeuten.

x) Da Schubkräfte zu übertragen sind, bekommt der Scbraubenbolzen besser

kein Spiel.

Armierte Bremsbänder.

Zur Vergrößerung des Reibungswiderstandes werden die Bremsbänder häufig mit Holz, Leder oder Asbest armiert und erstere als

Gliederbremsen bezeichnet.

Holzbelag: Der aus hartem Holz herzustellende Belag ist mit Kopfschrauben zu befestigen und dann im Inneren genau auf den Scheibendurchmesser abzudrehen.

Lederbelag: Vielfach wird an Stelle des Holzbelages ein Lederriemen genommen, der mit Kupfernieten am Bremsband zu befestigen ist.

Das Lüftspiel des Bremsbandes, worunter der bei gelüfteter Bremse zwischen Scheibe und Bremsband vorhandene Spielraum zu verstehen ist, soll in radialer Richtung gemessen 2 bis 3 mm nicht überschreiten. Um den Lüftspielraum gleichmäßig zu verteilen, ist bei Gliederbremsen die Anbringung von Stellschrauben am Umfange des Bandes erforderlich, die in besonderen Stützen befestigt sind, und auch das Eigengewicht des armierten Bandes aufzunehmen haben (Fig. 280 auf S. 156).

Fig. 216 D-

Bremsband

Befestigung des Holzbelages.

Fig. 217.

Bremsband

Lederbelag

Befestigung des Lederbelages.

Die Nieten, deren Durchmesser 4 bis 8 mm beträgt, werden kalt eingezogen und sind auf Biegung zu berechnen, weil bei Kaltnietung der Reibungsschluß nicht genügend ausfällt.

Fig. 219.

Fig. 220.

Fig. 218.

(• )

(M;

ftf

____L _

1—

v    I (-hi

---1-----

Fig. 221.

Einfache Bandbefestigungen am Bremshebel. Fig. 222.

Fig. 223.

-fc

.J.

{-ĄY

(■:î)

•H

7m

n

tor

L-J

:::zrr

e:

3- —

T'

Î&-

Nachstellbare Bandbefestigungen am Bremshebel.

Man führt die Nietung für beide Bandenden gleich aus und setzt

die größere Bandspannung T = P T.s

cua

Mit dem Moment

(Fig. 224)

T.s

- in Rechnung (vgl. S. 119). lautet bei Nieten die Biegungsgleichung

Jj

& . dP

^    worin && ~ 600 kg, qcm.

eu “ —

Fig. 224.

Hierbei ist der Belastungsfall nach Fig. 225 zugrunde gelegt. Diese Rechnung ist nicht ganz einwandfrei, weil sich der Niet bei nicht vorhandenem

Fig.226.

Fig.225.

_h

-d-

Jti

Belastungsfall der Banduieten.

Kraftwirkung an den Bandnieten.

Reibungsschluß nach Fig. 226 schief stellt, ergibt aber reichliche Werte.

Nach anderer Rechnung genügt es auch, wenn man den Abscherquerschnitt der Niete gleich dem Bandquerschnitt macht. Es ist also ungefähr jid²

*~T

= Ö.S.

Scharnierbolzen.

Die Bolzen mit den Durchmessern und d₂, welche zum Anschluß der Scharniere an den Bremshebel dienen, sind nur dann auf Abscheren zu berechnen, wenn sie ganz ohne Spiel in den Augen sitzen. Sobald jedoch etwas Spielraum vorhanden ist, tritt Biegung ein. Andererseits liefert aber die Berechnung des Bolzens, als Träger mit gleichmäßig verteilter Last von Mitte bis Mitte Auge auf liegend, zu ungünstige Werte, da die Befestigungsweise des Bolzens den Voraussetzungen einer solchen Berechnung nicht voll entspricht und nicht so ungünstig liegt.

Annähernd kann man deshalb den Bolzen nur auf eine Länge l zwischen den Augen als freitragend annehmen und erhält dann die Biegungsgleichung bei gleichförmig verteilter Last

Fig. 227.

4-i

Scharnierbolzen.

TI

dl Tcb bzw.

tl

8 10

8 10

worin Jcb — 600 kg/qcm gesetzt werden kann.

d^fa,

Ermittelung des Drehbolzendurchmessers.

Die Kraft, mit welcher der Drehbolzen auf Biegung beansprucht wird, findet man am einfachsten auf graphischem Wege. Sie ist die

Ei-mittelung der Bolzenkräfte.

Bremshebel.

Die Dimensionen des Hebels sind vorläufig in der Konstruktion anzunehmen und die Anstrengung nachträglich zu kontrollieren. Maß-

Fig. 231.

—)-R

Resultierende sämtlicher auf den Hebel einwirkenden Kräfte, d. h. die Schlußlinie des Kräftepolygons.

Der Bolzendurchmesser bestimmt sich dann aus der Gleichung

Fig.228.

--------Q

-1

■d-

R.l 1

10(<8-ä6»

worin Jcb = 600 kg/qcm.

Drehbolzen für den Bremshebe].

Fig. 229.

Fig. 230.

uan°ö-

₀v-W

3E

>■

wK

£>>-Æ

Bremshebel.

gebend ist immer das größte auf den Hebel einwirkende Moment. Dasselbe beträgt in Fig. 206 (S. 112)

Mb ~ K.l

Beispiel. Berechne eine einfache Bandbremse für ein größtes abzubremsendes Moment von 6000 kgcm an der Bremswelle gemessen, welche 500 Umdrehungen in der Minute macht.

UH

Fig. 232.

-f-S------

— 125

10

und in vorstehender Fig. 231 Mb ~ Kl — tb, bzw. K. L Es muß dann der Biegungsgleichung

i.

Bremsliebel griff.

Fig. 233.

Fig. 234.

mit Jcb <[ (iOO kg/qcm genügt sein, wenn x die Breite und y die Höhe des Hebels ist.

Fig. 233 und 234 zeigen Bremsscheiben, welche direkt an das benachbarte Stirnrad gegossen bzw. geschraubt sind.

Gewählt wird: Bremsscheiben-Verbindung der Bremsscheiben mit Stirnrädern, durchmesser 400mm; a = 50mm;

l — 600 mm. Die Umfangskraft der Bremsscheibe wird = 300 kg.

Bandspannungen bei einem Umschlingungswinkel von 270° und nacktem Band mit tu — 0,18 bei richtiger Wartung:

300 2,34 —

e ,u“ - 1 Bremsgewicht :

y = 224 kg;

T = te^“ = 224.2,34 = 524 kg.

= 224-

18,7 kg.

Bei schlechter Wartung wird mit u — 0,4, also e K. I 18,7.60

= 6,6, nach Tabelle 26:

= 224 kg; T = t.e= 224.6,6 = 1480 kg. Bremsband für T — 1480 kg, kz — 800 kg/qcm für Stahl, tT r= 3 mm,

— 6,2 cm.

1480

(f . kt 0,3.800

Bei zweireihig gesetzten Nieten von 8 mm Durchmesser und 1 mm Zugabe für Abnutzung wird das Band 80 X 4.

Bei Berechnung des Bandes für /u = 0,18, also 1 — 524 kg, hätte sich mit kz = 600 kg/qcm ein Querschnitt 30 X 4 ergeben, so daß bei 1 mm Abnutzung die . Anstrengung für u = 0,4, also T = 14S0kg auf 1645 kg/qcm gestiegen wäre.

Die Bremskraft am Scheibenumfang beträgt bei u — 0,4 P — T — t — 1480 — 224 = 1256 kg, während nur 300 kg abzubremsen sind. Die Bremse würde hiernach schroff wirken, wenn nicht das Gewicht entsprechend verschoben würde.

4. Lamellenbremsen.

Dies sind Scheibenbremsen mit seitlicher Bremsfläche. Um den axialen Druck bzw. die Flächenpressung zu verringern, ordnet man statt eines einfachen Scheibenpaares mehrere Scheiben an, die abwechselnd

Fig. 235.

feststehend tu bs bo ba

hi

JT

ai

mz.

._i X i__

iü

a3 a2 ai

umlaufend

Lamellenbremse.

teils mit der Welle, teils mit dem feststehenden Bremsgehäuse verbunden sind, sich aber in ihrer Achsenrichtung frei verschieben lassen. Auf diese Weise pflanzt sich der Anpressungsdruck von einem Scheibenpaar zum anderen fort.

Bezeichnet

II die abzubremsende Umfangskraft mit Rücksicht auf die dynamischen Zusatzkräfte, gemessen am mittleren Halbmesser der Bremsflächen,

K den zur Erzeugung von P erforderlichen axialen Anpressungsdruck,

n die Anzahl der reibenden Bremsflächen, den Reibungskoeffizient, so gilt die Beziehung

P= JBi. fi.n.

Als Material wird Gußeisen auf Rotguß oder auf Vulkanfiber bei sauberster Bearbeitung der ebenen oder unter Umständen auch keilförmig gestalteten Bremsflächen verwendet. Die Scheiben sind in der Mitte zweckmäßig auszusparen, weil, wie bei den Spurzapfen, die spezifische Pressung nach der Mitte zu wächst und außerdem die Wärme am Umfang besser abgeführt werden kann.

Wenn die Bremsen als Senkbremsen verwendet werden und in diesem Falle größere Energiemengen zu vernichten haben, dann läßt man die Bremsflächen am besten in einem ölbade laufen. Hierbei ist

fi zu 0,05,

ohne Ölbad fi zu 0,1

anzunehmen.

Während bei Benutzung als Halte- oder Stoppbremse der spezifische Druck in den Bremsflächen bis

k — 6 kg/qcm

betragen darf, hat man bei Senkbremsen dafür zu sorgen, daß die für 1 qcm Bremsfläche zu vernichtende Arbeit

k.v *< 10 bei schlechter Wärmeabführung, k.v <C 30 bei guter Wärmeabführung ist.

Beispiele ausgeführter Lamellenbremsen S. 134 und 136.

5. Sperradbremsen.

Bei Winden gewöhnlicher Art ist in der Regel ein Sperrad und eine Handbremse in getrennter Anordnung angebracht. Das Sperrad soll dann die Last im aufgewundenen Zustande schwebend erhalten und die Handbremse dient zum gleichförmigen Herablassen der Last.

Diese getrennte Anordnung hat den Nachteil, daß der Arbeiter zunächst die Sperrklinke bei festgehaltener Kurbel auslösen muß, bevor er die Bremse anziehen kann. Die verschiedenen Handgriffe, welche zum Herablassen der Last bei einfachen Bremsen vorgenommen werden müssen, können ein Herabstürzen der Last zur Folge haben, wenn der Arbeiter die Kurbel nach dem Ausklinken und vor dem Anziehen der Bremse losläßt.

Diese Nachteile vermeidet man durch eine zweckmäßige Kombination von Bremse und Sperrad, wodurch die Sperrad- oder Lösungsbremsen entstehen. Man kann dann beim Lastsenken sofort die Kurbel loslassen und die Last durch Lüften des Bremshebels herabbremsen, ohne daß man die Sperrklinke anzuhaken braucht.

Die Lüftbremsen sind beständig durch eine konstante Gewichtsoder Federbelastung angezogen. Es muß dann die stets gebremste Scheibe bei der einen Drehrichtung ein Lastaufwinden gestatten, bei der entgegengesetzten Drehrichtung das Sinken der Last so lange verhindern, bis der Bremshebel gelüftet worden ist.

Die Bremswirkung dieser Sperrbremsen kann nur nach einer Seite

erfolgen.

Becker sehe Sperradbremse.

Die Bremsscheibe sitzt lose auf der Bremswelle. Das Bremsband ist durch die Belastung des Hebels stets gespannt. Das Sperrad ist

Fig. 236.

Schmierloch

-E

Lüften

• -Q- •

y Bremsgewicht

Beck ersehe Sperradbremse.

auf die Welle auf gekeilt und der Bolzen der Sperrklinke ist in dem Boden der Bremsscbeibe befestigt.

Lastheben: Die Bremsscheibe dreht sich nicht, weil sie durch das gespannte Band gehalten wird. Das Sperrad gleitet infolgedessen unter der Sperrklinke hinweg.

Last schwebt: Die schwebende Last sucht die Bremswelle rückwärts zu drehen; die Zähne des Sperrades legen sich gegen die Sperr-

Fig.239.

Fig. 237.

- -^105—

Fig. 238.

. fr-

<23Zähne

•    _ i

’Twvvyvvuiz

E Û    § E

r« •—- —•

°o

nflRf \\\

\\

^■70

Sperradbremse mit gesteuerten Klinken.

klinke, finden aber einen Widerstand, weil’die Bremsscheibe mit dem Klinkenbolzen durch das gespannte Bremsband an der Drehung verhindert ist.

Lastsenken. Sobald man den Bremsliebel lüftet, treibt die sinkende Last die Bremswelle an und Sperrad nebst Bremsscheibe drehen sich. Das Lüften der Bremse hat vom Arbeiter in der Weise zu erfolgen, daß ein gleichmäßiges Herabsinken der Last stattfindet.

Beim Lastheben wird die Bremsscheibe beständig durch das gespannte Bremsband gegen die Welle gedrückt. Um die dadurch entstehende schädliche Beibung fernzuhalten, setzt man die Bremsscheibe

Fig. 241.

Fig. 240.

Klinkenbolzenbefestigung.

Bolzenbefestigung.

Fig.244.

. Fig. 242.

Fig.243.

#>-

Anordnung von Klinkenfedern.

auf das verlängerte Lagerauge des Windenschildes, wie in Fig. 236, oder man verlängert die Nabe der Bremsscheibe und läßt dieselbe in die Bohrung des Windenschildes treten. Für entsprechende Schmierung der Laufflächen ist durch Schmierlöcher zu sorgen.

Die Fig. 240 bis 244 stellen Anordnungen von Bolzen und Klinkenfedern für Bremsen dar.

6. Selbsttätige Bremsen.

Die von Hand bedienten Senkbremsen eignen sich nicht für zuverlässige Regelung der Senkgeschwindigkeit und zum Anhalten der Last in jeder beliebigen Höhe, insbesondere nicht für lebhaften Betrieb

und hohe Leistungen, weil schon geringe Änderungen im Hebelausschlag schroffen Wechsel im Bremsdruck und sehr erhebliche Unterschiede in der Bremswirkung hervorrufen, die sich nur bei außergewöhnlicher Übung vermeiden lassen.

Die Bremsen müssen deshalb bei Maschinenantrieb selbsttätig wirken. Soweit es sich um mechanische Bremsen handelt, sind zwei Konstruktionslösungen zu unterscheiden: a) die Ausbildung der Lastdruckbremsen, b) die Schleuderbremsen.

Letztere scheiden aus, weil sie kleine Lasten langsamer senken als große, so daß z. B. der leere Lasthaken, der im allgemeinen ebenso oft wie eine angehängte Last zu senken ist, eine störend langsame Senkgeschwindigkeit zur Folge hat.

Ein Abbremsen der beträchtlichen Ankermassen bei Motorantrieb durch Senkbremsen ist nach beiden Richtungen hin nicht möglich. Soll die lebendige Arbeit der Triebwerkmassen auch im Sinne des Lasthebens verrichtet werden, so ist eine zweite Bremse, eine Magnetoder elektrische Bremse erforderlich.

a) Lastdruckbremsen.

Das Prinzip dieser Lastdruckbremsen oder Senksperrbremsen besteht in der Betätigung der Bremsorgane durch die Last selbst. Hierbei wird der Lastrückdruck durch Seilzug, Schnecke oder Gewinde zur Bremsung herangezogen.

Da das Drehmoment des Reibungswiderstandes etwas größer als das von der Last erzeugte Drehmoment sein muß, so ist beim Senken die Differenz beider Momente zu überwinden, bei Handbetrieb durch die Kurbel oder das Haspelrad, bei Maschinenantrieb durch den Motor. Das Heben bedingt eine Ausschaltung der Bremswirkung durch Gesperre.

Die Lastdruckbremse wird zweckmäßig nur als Senkbremse verwendet. Wollte man sie gleichzeitig zur Verzögerung der Massen als Stoppbremse verwenden, so müßte das Reibungsmoment gegenüber dem Lastmoment sehr groß gewählt werden. Dadurch würde aber ein übermäßig hoher Arbeitsverbrauch beim Senken bedingt, der für alle Lasten annähernd gleich groß ist und etwa dem Heben der halben Last gleichkommt. Es ist deshalb noch eine besondere Stoppbremse erforderlich, die als Magnetbremse in Verbindung mit der Lastdruck-Senkbremse Fernsteuerung gestattet.

Der Reibungswiderstand während des Lastsenkens ändert sich nicht proportional mit der Last, weil der Reibungskoeffizient mit wachsender Belastung sinkt. Es ist deshalb zweckmäßig, die Metallreibflächen im

Bethmann, Hebezeuge. 3. Aufl.

Ölbad laufen ist im Mittel \x — 0,05.

lassen, damit ju möglichst konstant bleibt. Hierbei

zu

Für richtige Wärmeableitung gilt nach S. 126

Je. v < 30.

1. Seil-Lastdruckbremsen.

Fig. 246.

Nach Fig. 245 wird das sonst an einem festen Punkt angebrachte Seilende mit dem Bremshebel verbunden. Die lose auf der Welle sitzende Bremsscheibe wird also stets gebremst. Die Verbindung mit der Welle erfolgt entweder durch ein aufgekeiltes Sperrad, dessen Klinkenbolzen im Bremsscheibenboden befestigt sind, oder durch ein Fig. 245.

's

¹-s. N

;    <s\

vr

Wy\

V777777P

fl’

Klotzbremse mit Zahngesperre, durch Seilzug betätigt.

Bandbremse mit geräuschlosem Gesperre, durch Seilzug betätigt.

geräuschloses Gesperre mit aufgekeiltem Klinkenträger und als Keilnute ausgebildetem Bremsscheibeninnenrand nach Fig. 246.

Während des Senkens ist infolge der Wirkungsweise der Gesperre Kupplung zwischen Bremsscheihe und Welle vorhanden und der unter dem Einfluß der Last stehende Bremshebel erzeugt den erforderlichen Bremswiderstand. Während des Hebens kann sich die Bremswelle ungehindert drehen, weil das Gesperre wirkungslos ist, die gebremste Scheibe also stehen bleibt.

Das Gesperre kann durch Anordnung eines Magneten vermieden werden. Beim Senken ist der Magnet stromlos, die Bremse also angezogen. Beim Heben erhält der Magnet Strom, lüftet also die Bremse.

Fig. 247.

'mm.

SS

Eine besondere Stoppbremse läßt sich entbehren, wenn das Bremsmoment gegenüber dem Lastrückdruckmoment groß ausgeführt und die Bremse während des Senkens von diesem Überschuß entlastet wird, indem der Magnet mit vorgeschaltetem Widerstand Strom erhält.

2. Schnecken «Lastdruckbreinsen.

Klotzbremse mit Magnet durch Seilzug betätigt.

Bei Schneckengetrieben sucht die durch die Last erzeugte Umfangskraft des Schneckenrades die Schneckenwelle in ihrer Achse zu verschieben. Dieser

Druck wird zur Erzeugung eines Reibungswiderstandes benutzt, dessen Moment dem Lastmoment das Gleichgewicht hält.

Der zur Erzielung des Reibungswiderstandes beim Senken erforderliche Anpressungsdruck wächst im gleichen Verhältnis mit der Last. Man wählt den Bremswiderstand Üb bis ¹/₈ größer als den Lastzug.

Beim Senken muß der Überschuß: Bremswiderstand — Lastzug durch den äußeren Antrieb überwunden werden. Beim Heben wird die Bremse

durch ein Gesperre oder durch einen Magnet abgeschaltet.

Die nachstehend beschriebenen Lastdruckbremsen von Becker, Lüders und Bol za ni dienen dem Handbetrieb, besonders bei Schneckenflaschenzügen und Laufkatzen.

Bei elektrischem Antrieb wird die Reibfläche zweckmäßig als Lamellenfläche ausgebildet, wie die beschriebene Lastdruckbremse der Benrather Maschinenfabrik zeigt. Eine besondere Stoppbremse wird hier häufig bei sehr groß gewähltem Sicherheitsüberschuß unter Inkaufnahme eines hohen Stromverbrauches weggelassen.

Schnecken-Lastdruckbremse

von E. Becker.

Auf der Schneckenwelle sitzt der Vollkegel a, welcher von dem axialen Schneckendruck, den die aufzuwindende Last erzeugt, in den Hohlkegel b gedrückt wird. Dieser Hohlkegel b stützt sich gegen die

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Druckschraube cZ, welche in einer fest mit dem Gestell des Hebezeuges verbundenen Büchse c sitzt.

Der Hohlkegel b ist ferner an seinem äußeren Umfange als Sperrrad ausgebildet und wird durch eine eingreifende Sperrklinke an der Rückwärtsdrehung gehindert.

Beim Emporwinden der Last gleiten nun die Zähne des Sperrrades unter dem Sperrkegel hinweg und die vermöge des axialen

Fig. 248.

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Schnecken-Lastdruckbremse von Becker.

Schneckendruckes gekuppelte Schneckenwelle dreht sich mit dem Hohlkegel />, weil die Reibung in der Kegelkupplung größer ist, wie zwischen dem Zapfen des Hohlkegels und dem Stützzapfen. Nach Loslassen der Kurbel oder des Haspelrades wird die Last schweben bleiben, weil der bei hängender Last stets ausgeübte Kupplungsdruck die beiden Kegel der Kupplung verbindet und der Sperrkegel das Sinken der Last hindert.

Das Lastsenken wird durch Drehen am Haspelrade in der Senkrichtung erreicht, wodurch der Reibungswiderstand in der Kegelkupplung überwunden wird.

Diese Drucklagerbremse, für welche nachstehende Rechnung durchzuführen ist, fällt in ihren Dimensionen sehr klein aus.

Berechnung.

Es bedeute:

P den Haspelzug beim Heben der Last, a den Kurbelarm,

K den Zahndruck in Richtung der Schneckenachse, a den Steigungswinkel des Schneckengetriebes, r den Schneckenradius, r den Halszapfenhalbmesser, r, den Spurzapfenhalbmesser, p den Zapfenreibungskoeffizienten,

In der Regel nimmt man ß (= 21°) an und bestimmt den mittleren Bremskegelhalbmesser b aus der Gleichung:

a[rtg(a — g) — gtjsin(ß + gl)

(u -b gv) sin Qi

q = 7° den Reibungswinkel des Schneckenmaterials unter Berücksichtigung der Zahn- und Schraubenreibung, b den mittleren Bremskegelhalbmesser,

F₁ den Haspelzug beim Rücktrieb,

W den Umfangswiderstand in der Kegelkupplung,

Pj = tg den Reibungskoeffizienten in den Bremsflächen, ß den halben Kegelwinkel der Kegelkupplung.

Die Rücktriebkraft ist unter Einsetzung umgekehrter Vorzeichen bestimmt durch die Schraubengleichung:

Pi =

K[rtg(u — q) — p rj

(x ~b g r

Der Umfangswiderstand des Bremskegels ergibt sich mit

P₁. a = Wb

zu

K\rtg(a — p) — ptj a

Als Beziehung zwischen Einpressungsdruck K und Umfangskraft W haben wir die unter dem Abschnitt „Keilräder“ entwickelte Gleichung

Fig. 249.

gxK

sin ß -b ga cos ß¹

und mit tg für gt

K.sin q₁

sin(ß fl- Pi)

Aus den beiden Werten für W ergibt

sich:

sin(ß + £i) =

(a -b g r) b. sin q₁

\rtg(cc — q)— gx^.a

Vollkegel der Lastdruokbremse.

Gebräuchliche Ausführungswerte für Flaschenzüge:

oc = 22°; ß = 21° (ß = 28° ist Grenzwert). q = 7°; g = 0,08; gx = tg q₁ = 0,08.

Die Breite des Bremskegels ermittelt sich wie bei den Konuskupplungen aus der zulässigen spezifischen Pressung.

Schnecken - Lastdruckbremse

von Lüders (D. R.-P. Nr. 32820).

Die Kegelkupplung der Beck er sehen Konstruktion ist bei dieser Lastdruckbremse durch eine Lamellenkupplung ersetzt. Zwischen den beiden durch Feder mit der Welle verbundenen schmiedeeisernen Druckscheiben a und è, von denen die linke mit einem Stützzapfen

Fig. 250.

Kani

Schnecken-Lastdruckbremse von Lüders.

versehen ist, sitzt lose das Sperrad c, welches wieder den Rückgang der Last hindert. Zwischen dem aus Bronze gegossenen und mit Fettkammer versehenen Sperrade c und der Druckscheibe a ist eine Lederscheibe angebracht, welche die Lamellenkupplung elastisch gestalten soll.

Schnecken- Lastdruckbremse

von Bolzani (D. R.-P. Nr. 75977).

«

Die Schneckenwelle a wird durch die Last längs in der Richtung des Pfeiles belastet. Es drückt infolgedessen Bund b der Welle die beiden halbringförmigen Bremsbacken c und cx gegen die schiefen

Fig. 251.

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Maximbremse von Bolzani.

Flächen der keilförmigen Ansätze der auf der Welle axial verschiebbaren, aber undrehbar befestigten Scheibe d. Dadurch wird eine Spreizung der Bremsbacken gegen die Zylinderfläche der Bremsmuffe e₁ hervorgerufen, während der Längsdruck auf die Keilflächen durch die Scheibe d sich gegen die Ebene e der Bremsmuffe stützt. Die weitere Druckübertragung findet dann von der Bremsmuffe auf die lose Spurbüchse f, von dieser schließlich auf den Spurzapfen y statt, der sich in dem festen Lager h des Flaschenzuggehäuses oder Windengestelles befindet.

Schnecken-Lastdruckbremse

der Weiter-Elektrizitäts- und Hebezeugwerke, Cöln (D. R.-P. Nr. 130820).

Diese Bremse ist statt des bei den anderen Konstruktionen üblichen Spurzapfens und Sperrades mit einem Kugellager und einem Walzengesperre ausgestattet.

Fig. 253.

Nach Fig. 252 und 253 ist das linke Ende der Schneckenwelle g in dem Bremsgehäuse a gelagert und trägt innerhalb derselben eine mit ihr fest verbundene Reibungsscheibe f. Außerdem liegt im Gehäuse a eine Reibrollenscheibe c, deren keilförmige Aussparungen für die Rollen d so gestaltet sind, daß sich die Scheibe c im Gehäuse a Fig.252.

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Rücklauf bremse der Weiter-Elektrizitäts- und Hebezeugwerke.

in der Aufwinderichtung frei drehen kann. Beim Drehen nach der anderen Richtung dagegen bremst sich die Scheibe c im Gehäuse a mittels der Rollen d fest.

Um die Drehung der Scheibe c im Gehäuse a möglichst zu erleichtern, ist zwischen beiden ein Kugellager b statt der sonst üblichen Stützzapfen angeordnet, während zwischen den Scheiben fc behufs Erhöhung der Reibung eine Lederscheibe e liegt.

Die Wirkungsweise ist folgende: Beim Heben der Last wird die Schn ecken welle g nach rechts gedreht. Hierbei ist die Reibung infolge des Kugelstützlagers sehr gering. Hört die Kraftwirkung auf, so wird durch den Rücktrieb der Last die von der Scheibe f mitgenommene

Friktionsscheibe c durch die Rollen d im Gehäuse a festgebremst. Da nun zwischen c und e nach wie vor Reibungsschluß besteht, so kann die Last nicht sinken. Erst durch Ziehen an der Haspelkette im Sinne der Senkrichtung kann ein Senken der Last bewirkt werden. Walzen- und Kugelgesperre eignen sich nur für ganz kleine Kräfte, da eine gleichmäßige Anlage der einander gegenüberliegenden Sperrteile nicht zu erwarten ist.

Schnecken-Lastdruckbremse

der Deutschen Maschinenfabrik A.-G., Benrather Werk.

Fig. 255.

Die in Fig. 254 und 255 abgebildete Bremse ist in die Hauptwinde eines Viermotorenkranes für 30 t Tragkraft und 21m Spaunweite eingebaut. Der Hubmotor leistet bei 540 Uml./min. 26 PS und treibt die Trommel von 500 mm Durchmesser durch ein doppelgängiges Schnecken-Fig. 254x).

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Schnecken-Lastdruckbremse der Deutschen Maschinenfabi'ik.

getriebe 1:15 und ein Stirnrädervorgelage 1:4. Hubgeschwindigkeit 2,4 m/min. Die elastische Kupplung zwischen Motor- und Schneckenwelle dient einer elektromagnetischen Luftbremse als Bremsscheibe.

Die Lastdruckbremse selbst ist mit einem Kugelstütz.lager am Ende der Schneckenwelle in eine vollständig geschlossene, gegen das Schneckengehäuse geschraubte gußeiserne Büchse mit Ölbad eingebaut und besteht aus einem doppelten Lamellensatz mit zwei Sperrädern. Die drei Bremsflächen der lose eingesetzten Sperräder sind mit Vulkanfiber belegt. Die beiden Sperrklinken, von denen die eine als Zahn, die andere als Haken ausgeführt ist, arbeiten geräuschlos mit Selbst-

D Zeitschr. d. Yer. deutsch. Ing. 1902, S. 1103.

Steuerung durch einen Stellzaum nach Fig. 259 (S. 140). Die Klinken sind zwischen zwei Stiften auf den Stehbolzen untergebracht.

Beim Heben gestatten die Sperrklinken freie Drehung der Sperrscheiben, es findet keine Bremsung statt. Bei der Bewegungsumkehr werden die Sperrscheiben durch die Klinken festgehalten, es findet Bremsung statt.

Bezeichnet mit Bezug auf die Fig. 254 und 255

Z den Zahndruck des auf dem Gewinde verschiebbaren Ritzels

beim Lastrücktrieb,

R den Halbmesser des Ritzels,

Ms das durch den Rücktrieb der Last erzeugte und zu bremsende Moment,

K den durch die Schraube erzeugten Axialdruck, r den mittleren Halbmesser der Schraube im Gewinde, a den Steigungswinkel der Schraube, q den Reibungswinkel derselben,

Ra und Ri den äußeren und inneren Halbmesser der Bremsscheibe, Mb das durch den Druck K in den Bremsflächen erzeugte Reibungsmoment,

Ms = ZU.

Die Reibungsverluste im Triebwerk von der Lastwelle bis zur Bremswelle unterstützen hierbei die Bremse, so daß die Momente mit den vorsichtshalber hoch einzuschätzenden Wirkungsgraden zu multiplizieren sind.

Soll die Last frei schweben, so muß das Reibungsmoment in den Bremsflächen größer sein (x/₆ bis ¹/₃) als das durch den Rücktrieb des Ritzels ausgeübte Moment, also

so ist zunächst das Moment, welches die Welle im Sinne des Senkens zu drehen sucht,

M₈ < Mß.

Zur Bestimmung von MB ermitteln wir zunächst die axiale Druckkraft der Schraube unter Vernachlässigung des Schraubenstützmomentes zu

M.

rtg(oc + q)

Dann ist das Moment bei einer Bremsfläche

-Ra 4- Ri

Mb = Kg- ₂

und bei n reibenden Ringflächen wie in Fig 235:

3. Gewinde-Lastdruckbreinsen.

Dieser Bremstyp beruht auf der Weston sehen Anordnung (Fig. 272, S. 149), bei welcher der fehlende Axialdruck der Schnecke durch Ge-. winde künstlich erzeugt wird.

Vorgang beim Heben: Trieb a wird durch den Lastrückdruck am Drehen gehindert und axial gegen das Sperrad b gedrückt. Dieses

I Fig. 257.

Fig. 256.

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Lastrückdruck

c-

Gewinde - Lastdruckbremse.

wird folglich samt der Gegenscheibe c mitgenommen, wobei die Sperrzähne unter der Klinke hinweggleiten (eventuell geräuschlose Klinken).

Schweben: Der Rücktrieb wird durch die Klinke gehindert.

Senken: Dasselbe kann nur durch Rückwärtsdrehen der Kurbel erfolgen. Das zunächst durch die Reibung an b am Drehen gehinderte Ritzel wird zurückgezogen, die Kupplung gelüftet, wobei die Last sinkt. Fängt das durch die Last gedrehte Ritzel sich relativ schneller an zu drehen als die im gleichen Sinne laufende Welle, so wird a gegen b gepreßt und dadurch gebremst, bis wieder durch die Kurbel ein Lüften erfolgt. Es entsteht also ein kontinuierliches selbsttätiges öffnen und Schließen der „    Y// Bremse.

a V/

Das Prinzip¹) der Bremswirkung läßt sich durch zwei Keile a und b darstellen, die zwischen zwei festen Führungen (den Bremsflächen) gleiten. Die durch den Lastrücktrieb erzeugte Kraft Kx wirkt auf Keil a, die zur Spannung erforderliche Gegenkraft K₂ auf Keil b. Die obige Konstruktion eignet sich nur für kleine Hubhöhen und geringe Lasten in Flaschenzügen, Laufkatzen und kleinen Winden. Da aber beim Senken das zu überwindende Reibuugsmoment der Bremskupplung mit der Last wächst, so ist die zum Senken verbrauchte Arbeit für Motorleistung sehr ungünstig.

Fig.258.

Pi

V,.

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V,

V,

Wirkungsprinzip der Gewinde-Lastdruckbremsen.

D Böttcher, „Krane“ S. 213.

Bei den zahlreichen, nach obigem Prinzip entstandenen „Senksperrbremsen mit Lüftspiel“ wird daher eine Herabsetzung des Senkwiderstandes angestrebt. Die Erwartungen, daß sich nach den guten Erfahrungen mit Gewinde-Lastdruck bremsen mit Lüftspiel für Handbetrieb dieselben auch bei elektrischem Betriebe bewähren würden, haben sich nicht erfüllt. Dieser Bremstyp kommt deshalb für elektrischen Antrieb nur noch vereinzelt zur Anwendung und verschiedene Fabriken haben diese Konstruktion ganz fallen lassen.

Die Nachteile sind folgende⁻^ Der durch das Lüftspiel bedingte tote Gang innerhalb des Triebwerkes verursacht bei den großen Beschleunigungen der miteinander zu kuppelnden starren Teile heftiges Stoßen und Klemmen in der Bremse. Die Bremswirkung tritt stoßweise ein und wird ruckweise unterbrochen, um so mehr, je weniger feinfühlig und elastisch die Bremse ist.

Gewinde - Lastdruckbremse

der Deutschen Maschinenfabrik, Duisburg.

Das Sperrad a sitzt lose auf einer zweiteiligen Rotgußbüchse d zwischen den beiden Klemmkuppelscheiben b und c auf der Welle, die durch Stirnrädervorgelege unmittelbar von dem Elektromotor der Winde angetrieben wird.

Die Scheibe c stützt sich links gegen einen Bund m mit zwei Mitnehmerflächen, welche zwischen die Angüsse der Scheibe c eingreif en und diese mit der Welle kuppeln. Die Muffenscheibe b ist mit dem Ritzel für den Antrieb der nächsten Vorgelegewelle zusammengegossen und greift mit dem Muttergewinde ihrer langen Hülse in das steile Flachgewinde der Welle ein. Die Kupplungsscheibe b nimmt außerdem in einer eingedrehten Ringnut den zweiteiligen Stellzaum e der Sperrklinke i auf, dessen Reibungsschluß durch einen Klemmbolzen g mit untergelegten Spiralfedern v genau nach Bedürfnis eingestellt werden kann und vermittelst der Lenkschiene f die Klinke selbsttätig ein-und auslegt.

Zum Heben der Last Q wird die Welle (Fig. 259) entgegengesetzt dem Uhrzeigerlauf im Sinne des Pfeiles (Fig. 260) angetrieben, das von der Last zurückgehaltene Ritzel b dadurch bis zum Schluß der Reibkupplung nach links geschraubt und gleich im Beginn der Bewegung die Sperrklinke i durch den Reibungsschluß ihres Steuerzaumes mittels der Lenkstange f nach außen gedrängt. Sobald man den Motor abstellt, sucht sich die Welle unter dem Einfluß der Last rückwärts zu drehen. Die kleine, hierbei im Sinne der Lastsenkung eintretende Bewegung führt die Sperrklinke durch den Stellzaum selbsttätig in die Eingriffslage zurück und hindert das weitere Sinken der Last, die ihrerseits das Spannwerk der Kupplung geschlossen hält.

Bei umgekehrtem Antrieb der Welle durch Umsteuern des Motors zum Senken der Last, sucht die Druckschraube die Kupplung zu lüften, weil der Reibungsschluß der Kupplung und die Sperrklinke anfänglich die Drehung des gegen die Sperrscheibe a angepreßten Ritzels b hindern und ihm nur das lineare Ausweichen nach rechts gestatten. Sobald aber die Lüftung so weit geht, daß die Ritzelscheibe b unter der Einwirkung des Lastzuges selbsttätig vorzueilen beginnt, wirkt diese Drehung sofort wieder im Sinne des Zusammen-

Fig. 259.

Fig. 260.

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Senksperrbremse der Deutschen Maschinenfabrik.

schraubens der Kupplung und bringt die Last wieder unter die Gewalt der Brems- und Sperrwirkung. Der Lüftungsweg ist durch den Stellring p begrenzt.

Durch nicht genügende Schmierung der Schraube oder zu reichliches ölen der Bremsflächen wird während des Betriebes der axiale Bremsdruck bzw. der Reibungswiderstand in den Bremsflächen verringert, so daß obige Bedingung Ms <Ä MB unter Umständen nicht mehr erfüllt wird. Die Last bleibt dann nicht mehr frei schweben, sondern sinkt beschleunigt herab.

Beim Entwurf ist besonderer Wert auf die Schmiervorrichtung der steilgängigen Schraubenspindel sowie der reibenden Bremsflächen

zu legen, deren schnelle Wärmeableitung bei angestrengtem Betrieb ebenfalls von Wichtigkeit ist. Die spezifische Pressung in den Bremsflächen soll 6 bis 7 kg/qcm nicht überschreiten.

4. Schrägzahn - Lastdruekbremse

nach Windhoff.

Um auch bei Stirnräderübertragung einen axialen Druck zu erhalten, stellt man die Zähne der Stirnräder schief. Der Druck wird auf eine Lamellenkupplung übertragen, welche die Welle mit dem Sperrad kuppelt.

Anwendung bei Hand- und elektrischem Betrieb.

Die Ausschaltung beim Heben erfolgt durch Gesperre oder Magnet beim Senken.

Daumen «Sperradstoppbremsea)*

Bei dieser wird der durch Gewicht oder Feder belastete Brems

Fig.261.

hebel durch einen mit der Steuerwalze verbundenen Daumen während des Senkens angehoben. Die Bremsscheibe sitzt lose auf der Welle und wird durch ein Gesperre mit derselben gekuppelt. Während des Hebens ist die Bremsscheibe durch die jetzt schleifenden Sperrdaumen vom Triebwerk gelöst. Da der Daumen vom Steuerschalter aus durch Gestänge betätigt werden muß, so ist die Bremse nur für Nachsteuerung verwendbar.

Steuerwalze

Daumen - Sperradstoppbremse.

Sie eignet sich für Stirnradübersetzung, weil ein Sinken der Last beim Anlaufbeginn ausgeschlossen ist. Diese Stoppbremse kann gleichzeitig bei Schneckengetriebe als Senkbremse verwendet werden, wenn bei der Rückwärtsdrehung der Steuerwalze nur der Bremshebel gelüftet wird, ohne daß der Schalter Strom erhält. Mit aufgekeilter Bremsscheibe ohne Gesperre und mit symmetrisch ausgebildetem Daumen, der sowohl während des Hebens als auch während des Senkens den Bremshebel lüftet, kann die Daumenbremse bei Schneckenradübertragung (auch bei steilgängiger Schnecke) ebenfalls als Stoppbremse Verwendung finden.

x) Diese Bremse ist nicht als Lastdruckbremse zu betrachten.

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b) Zentrifugalbremsen.

Zentrifngalbremsen oder Schleuderbremsen sind selbsttätige Bremsen, welche durch die Zentrifugalkraft drehbarer, durch die sinkende Last bewegter Massen betätigt werden. Da bei schwebender Last die rotierenden Massen in Buhe sind, ist keine Zentrifugalkraft, also keine Bremskraft vorhanden. Zentrifugalbremsen können daher nie als Stopp-, sondern nur als Senkbremse Verwendung finden. Die Bremskraft wächst mit zunehmender Zentrifugalkraft, d. h. mit zunehmender Tourenzahl der Welle, also mit zunehmender Senkgeschwindigkeit.

Fig. 262.

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Fig. 263.

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Zentrifugalbremse.

Zentrifugalbremse

von Becker.

Die in Fig. 262 und in Fig. 263 bis 268 abgebildete

Fig. 264.

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Zentrifugalbremse.

Bremse besteht in der Hauptsache aus dem festgestellten Gehäuse A, den drei Bremsklötzen B, der mit der Bremswelle fest verbundenen Scheibe C und der Feder D. Die Drehbolzen der Bremsklötze sind in Fig.265.

Fig. 266.

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Federgehäuse zur Zentrifugalbremse.

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der Scheibe befestigt. Die Klötze sind ferner derart ausgebildet, daß die Fliehkraft mittels Hebelübersetzung den Bremsdruck vergrößert, und daß große Massen in großem Abstande von der Welle angebracht werden können; daher sichelförmige Gestalt.

Um ein gleichmäßiges Anschlägen der drei Klötze zu erzielen, sind dieselben durch Schienen E mit einer Büchse F verbunden, die lose auf der Nabe der Scheibe C sitzt. Damit sich beim Lastaufwinden die Bremsklötze nicht an die Trommelwandung anlegen, muß die Zentrifugalkraft bis zu einer gewissen Tourenzahl ausgeglichen sein. Man bewerkstelligt das Abziehen der Klötze von der Trommelwandung durch eine in der Büchse E angebrachte Spiralfeder, von der das eine Ende an der Büchse, das andere an der Scheibennabe befestigt ist. Das Spannen der Feder wird durch Drehen der Büchse ermöglicht.

Da die Klötze bei einer geringen Umdrehungszahl der Bremswelle sehr schwer ausfallen, bzw. der Durchmesser der Bremse ein sehr großer wird, so sind Zentrifugalbremsen möglichst auf schnell laufenden

Fig.267. ₁₃

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Feder.

Fig. 268.

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Bremsklotz.

Wellen anzuordnen. Man ist dann imstande, die Geschwindigkeit der frei fallenden Last bis auf jede Geschwindigkeit herabzudrücken, falls die Konstruktion bei kleinerer Umlaufzahl und großen Umfangskräften nicht zu schwer ausfällt.

Berechnung.

Da die drei Bremsklötze vollständig gleichmäßig wirken, so braucht man der Rechnung nur einen Klotz zugrunde zu legen.

Es bezeichne:

D den Druck eines Bremsklotzes gegen den Trommelumfang bei der größten Umdrehungszahl der Bremswelle;

a den Hebelarm des Anpressungsdruckes D in bezug auf den Drehbolzen ;

b den Hebelarm der Klotzreibung yl) in bezug auf den Drehbolzen ;

c den Hebelarm der Fliehkraft im Schwerpunkt S des Bremsklotzes, bezogen auf den Drehzapfen;

fi den Reibungskoeffizienten der Gleitflächen = 0,1 ;

F den Entlastungszug der Federspannung für einen Bremsklotz ;

f den Hebelarm dieses Federzuges in bezug auf den Drehzapfen;

6r das Gewicht eines Bremsklotzes;

r den Abstand des Klotzschwerpunktes von der Wellenmitte in m;

n die größte Umdrehungszahl der Bremse pro Minute;

g die Fallbeschleunigung = 9,81 m.

Die Fliehkraft C des Bremsklotzes bestimmt sich durch die Gleichung:

mv²

r .n2 900

Gr 4 r²n². n²

y r.60.60

An einem Klotze wirken der Klotzdruck D, die Klotzreibung fiP, die Fliehkraft und der Federzug F. Die Gleicbgewicbtsbedingung für diese drei Kräfte drückt sich aus durch die um den Drehpunkt des Klotzes angeschriebene Momentengleichung:

C .c — 1) .a — [iD .b — F.f= 0.

Bezeichnet man den auf den Bremstrommelumfang wirkenden Bücktrieb der Last mit 3 P, so muh für den gleichförmigen Lastniedergang für jeden der drei Bremsklötze [iD = P sein, und hiermit folgt nach der Momentengleichung:

G .rn²c

900    ’

900

rn²

Ü+h+F

\[*C cj

Bei der Wahl der Federspannung ist zu berücksichtigen, daß die Bremse kleinere Lasten bereits bei geringerer Umlaufzahl bremst, als die Grenzlast, für die sie noch ausreichen soll. Läuft die Bremse

umgekehrt, so unterstützt die Bremsreibung den Bremsdruck. Es ist dann für --

zu setzen. Man vermeidet aber diese Anordnung,

weil die wachsende Zentrifugalkraft durch die Klotzreibung plötzlich unterstützt wird und dadurch ruckweises Anziehen der Klötze eintritt (Erzitterungen).

Den Einfluß kleinerer Lasten auf die Senkgeschwindigkeit prüft man nach der Gleichung

900

rG

VKa

Hierin ist wieder die dieser kleineren Last entsprechende Umfan gs-kraft am Bremstrommelunifang mit 3 P, also die auf einen Klotz entfallende Umfangskraft mit P bezeichnet.

Übliche Ausführungswerte : a — b,

cd!

bis (Hebelübersetzung im Klotz),

1 —

also

Gesamtfederspannung == 15 bis 21 kg, F = 5 bis 7 kg.

Beispiel. Für einen Laufkran von 1500 kg Tragkraft ist die Zentrifugalbremse zu berechnen. Um die Geschwindigkeit der sinkenden Last innerhalb zulässiger Grenzen zu machen.

halten, darf die Bremswelle nur etwa 200 Touren pro Minute

Nehmen wir den inneren Durchmesser der Bremstrommel zu 400 mm an, so ermittelt sich die an diesem Umfange zu vernichtende Umfangskraft zu 120 kg. Wir zeichnen nun zunächst die Bremse in ihrer Ansicht nach Gutdünken derart auf, daß wir daraus den Abstand des Bremsklotzschwerpunktes von der Wellenmitte bestimmen können. Den Schwerpunkt findet man in bequemer Weise, wenn man sich den Klotz in Papier ausschneidet und die Schwerlinien durch Aufhängung nach zwei Richtungen hin bestimmt. Der Schnittpunkt der Schwerlinien ist dann der Schwerpunkt.

Wir entnehmen dem vorläufigen Entwürfe folgende Verhältnisse:

also

r = 150 mm,

a — b = 26 mm,

c = 208 mm;

¥’

f _ 270 c — 20rf

= 1,3.

Nehmen wir ferner die Federspannung pro Klotz zu 6,5 kg an, so ergibt sich das Klotzgewicht aus der Gleichung:

Gr —

900

0,1.8

j)+F ]

+ i) + 6,5.₁,3]

r «² ’

900

0,15.200²

Gr ~ 10 kg.

Die Bremsklotzdicke ergibt sich nach Ermittelung der Klotzfläche zu 65 mm.

Hängt nur die halbe Last am Kranhaken, so macht die Bremswelle bei einer

120

60

Umfangskraft von -c— — 60 kg = 3 P, also P = —

« = l/[ (

f    6,5.1,3]

900

= 147 Umdrehungen pro Minute,

0,15.10

d. h. die Zentrifugalkraft ist bereits bei 147 Umdrehungen so groß, daß sie dem kleineren Lastrückdruck das Gleichgewicht hält.

0,1.8

Zentrifugalbremse

von Stauffer.

Diese in Fig. 269 dargestellte Schleuderbremse ist wesentlich einfacher gestaltet wie die Beckersche Zentrifugalbremse, leidet aber an dem Nachteile, daß die Klötze infolge der mangelnden Hebelübersetzung in den Klötzen bedeutend schwerer ausfallen. Die Bremse besteht aus sechs bis acht Bleiklötzen B, welche durch eine äußere, mit Leder versehene Ringfeder F zusammengehalten werden und in einem Trommelgehäuse untergehracht sind. Durch eine eingreifende Knagge ¥, welche entweder an einem benachbarten Zahnrade oder an einer besonderen Mitnehmerscheibe sitzt, werden die Bleiklötze gezwungen, an der Umdrehung der Bremswelle teilzunehmen. Bei zu-

Fig. 269.

nehmender Senkgescliwindigkeit überwindet die Zentrifugalkraft der Klötze die Kraft der umschließenden Ringfeder und preßt dieselbe mit der Lederseite gegen das Bremsgehäuse A, wodurch die Umfangskraft vernichtet wird. Die -Bremse wird nach der als zulässig angenommenen Senkgeschwindigkeit, welche 20 bis 40 m pro Minute beträgt, berechnet. Um dieselbe Schleuderbremse auch bei kleineren Umfangskräften verwenden zu können, bringt man die Bleiklötze in Zellen unter, deren Füllungen der Bremsgröße entsprechen.

•Leder

B!

Bi

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Zentrifugalbvemse von Stauffer.

Zentrifugalbremse mit Keilnuten.

Um die Bremsklotzwirkung der Beck er sehen Zentrifugalbremse zu erhöhen, versehen manche Firmen die Reibflächen mit Keilnuten, welche nach den unter Keilreibungsrädern angegebenen Gesichtspunkten zu konstruieren sind.

Eine derartige Bremse, welche in Fig. 270 und 271 abgebildet ist, besteht aus den auf die Welle aufgekeilten Tragarmen A, an denen die mit Druckkämmen versehenen keulenförmigen Bremsklötze B drehbar gelagert sind, so daß beim Ausschwingen die Druckkämme C in die Keilnuten der festgehaltenen Bremstrommel D eingreifen. Zum Verhindern des vorzeitigen Ausschlagens der Klötze sind zwei Spiralfedern E auf vierkantigen Stiften der Tragarme angebracht, welche mit den freien Enden die Klötze von der Trommel abziehen. Um ein gleichzeitiges Ausschlagen zu erzielen, sind die Schleuderklötze durch Schienen F mit einer lose auf der Tragarmnabe sitzenden Scheibe G verbunden. Die Druckkämme C sind besonders auf die Klötze geschraubt, so daß sie nach Abnutzung leicht ausgewechselt werden können, ohne die ganzen Schwungarme zu erneuern.

Kurzer Überblick über Schleuderbremsen.

N achteile:

1.    Geringe Senkgeschwindigkeit des leeren Hakens und kleiner Lasten.

2.    Schleuderbremsen allein genügen nicht zum Schweben der Last. Es müssen stets noch Haltebremsen (Handbremsen) oder Sicherheitskurbeln vorhanden sein, damit die Last jederzeit in beliebiger Höhe zum Halten gebracht werden kann.

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Fig. 271.

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Fig. 270.

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Zentrifugalbremse mit Keilnuten.

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7. Sicherheitskurbeln.

Läßt man bei einer gewöhnlichen Winde die Last nur mit Hilfe der Bremse sinken, so wird die Kurbel mit rotieren und gefahrbringend für den danebenstehenden Arbeiter sein.

Bei den meisten Winden vermeidet man nun allerdings diesen Ubelstand dadurch, daß man die Kurbelwelle in axialer Richtung verschiebt und dadurch mit dem anderen Getriebe außer Eingriff bringt. Die Kurbelwelle steht nun beim Lastsenken still, doch waren hierzu mehrere Handgriffe erforderlich.

Um derartige Handgriffe, welche immer einige Umsicht von seiten des Arbeiters verlangen, zu vermeiden, hat man Sicherheitskurbeln konstruiert.

Sicherheitshaspel mit Lamellenkupplung

von Weston.

Der in Fig. 272 dargestellte Sicherheitshaspel besteht aus einem in der Nabe mit flachem Gewinde versehenen Haspelrade A, welches

Fig. 272.    '

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Sicherheitshaspel von Weston.

sich nach links auf die Welle aufschrauben läßt, aus einer Lamellenkupplung B, der Trommel und dem Sperrade C, welches mit der Welle verbohrt ist.

Beim Aufwinden der Last schraubt sich das Haspelrad oder die an dessen Stelle angebrachte Kurbel gegen die Lamellen, preßt dieselben zusammen und nimmt durch den erzeugten Reibungsschluß die Trommel mit, wobei das Sperrad unter der Klinke hinweggleitet.

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Die gehobene Last wird beim Loslassen der Kurbel oder des Haspelrades durch das Sperrad am Zurückgehen gehindert. Lastsenken muß das Haspelrad etwas zurückgedreht werden. Dadurch lösen sich die Lamellen der Kupplung, die Trommel wird frei und kann, da sie lose auf der Welle sitzt und nicht mehr durch das Sperrrad gehalten wird, rückwärts laufen, während die Welle mit dem Haspelrade stbhen bleibt. Der Druck in axialer Richtung wird durch den Druck des Gewindes aufgehoben.

Sicherheitskurbel

von Weidtmann in Dortmund (D. R.-P. Nr. 31966).

Fig. 274.

Die Lamellenkupplung ist bei dieser Konstruktion durch eine Konuskupplung ersetzt. Der Vollkegel ist mit einem Ritzel verbunden und sitzt zwischen einem Bund und einem Stellring lose auf der Kurbel welle. Der Hohlkegel ist auf einer Feder in der Achsenrichtung Fig. 273.

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Sicherheitskurbel von Weidtmann.

verschiebbar und kann durch die mit flachem Gewinde versehene Kurbelnabe, mit welcher er durch eine Schelle verbunden ist, verschoben werden. Der äußere Umfang des Hohlkegels ist als Sperrad ausgebildet.

Soll die Last aufgewunden werden, so dreht man die Kurbel in der Richtung, bei welcher die Konuskupplung geschlossen wird. Die Reibung zwischen den Kegelflächen verursacht dann die Mitnahme des Antriebrades.

Damit beim Loslassen der Kurbel die Last schweben bleibt, sind zwischen Kurbel und Kupplung zwei Spannfedern angebracht, welche die Kurbel bis zur vollständigen Kupplung im Sinne des Lastantriebs zu drehen suchen. Die Sperrklinke hindert dann die Rückwärtsdrehung der gekuppelten Teile.

Um die Last zu senken, muß durch Rückwärtsdrehen der Kurbel mittels der Verbindungsschelle der Vollkegel aus dem Hohlkegel gezogen werden, wodurch die Last frei wird. Dreht man die Kurbel nur so viel rückwärts, daß die Kegelflächen mehr oder weniger aufeinander schleifen, so kann man die Last mit beliebiger Geschwindigkeit herabbremsen.

Die Berechnung der Konuskupplung gestaltet sich im Prinzip nach

S. 132 (Berechnung einer Lastdruckbremse).

Sicherheitskurbel

von E. Becker in Berlin (Fig. 275 bis 277).

Auf der Kurbelwelle a ist ein Trieb b auf gekeilt, der in zwei Zahnsegmente c eingreift. Die letzteren schwingen um Stifte d, welche in die Wände eines lose auf der Welle sitzenden Gehäuses A eingesetzt sind. Beim Aufwinden der Last wird die Kurbelwelle in der Richtung des Pfeiles gedreht, und es legen sich hierbei durch den Zahneingriif die Druckflächen e der Segmente gegen den inneren Umfang des Gehäuses B und kuppeln dieses mit der Kurbelwelle. Das Gehäuse B ist auf die verlängerte, lose auf der Welle sitzende Nabe des Triebes C aufgekeilt, welch letzteres die Bewegung weiter überträgt. Beim Loslassen der Kurbeln legt sich ein Sperrkegel, welcher stets in das mit A verbundene Sperrad g greift, gegen einen Zahn desselben und hält dadurch die Last in der Schwebe.

Um die Last niederzulassen, genügt ein Druck gegen eine der Kurbeln im Sinne des Senkens der Last, wodurch die Kupplung zwischen Kurbelwelle und Gehäuse gelöst wird. Durch eine Spiralfeder h wird hierbei dem Triebe C immer eine Drehung im Sinne des Aufwindens der Last erteilt, also beim Loslassen der Kurbel die Kupplung zwischen Welle und Gehäuse wieder hergestellt.

Um ein Bremsen von Hand zu vermeiden, bringt Becker noch eine Zentrifugalbremse an, deren Drehzapfen für die Schleuderklötze in der Kupplungstrommel B angebracht sind und deren Bremsgehäuse fest mit dem Windengestell verbunden ist. Ein warm aufgezogener schmiedeeiserner Ring soll das Gehäuse B vor dem Zerspringen schützen.

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Fig. 276.

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Sicherheitskurbel

von Gebr. Weismüller in Frankfurt a. M.-Bockenheim.

Auf der Kurbel welle festgekeilt sitzt die Muffe A, in welcher der Mitnehmerzapfen B befestigt ist. Dieser Zapfen B betätigt beim Drehen der Kurbel in der Hubricbtung den doppelarmigen, um den Bolzen C drehbaren Spannhebel D, welcher eine Bingfeder E auseinander spreizt und gegen die lose auf der Kurbelwelle sitzende, mit einem Zahnrad zusammengegossene Kupplungstrommel E drückt. Der eine Bolzen Gr

Fig.278.

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Sicherheitskurbel von Gebr. Weismüller.

der mit Spannung eingesetzten Feder E ist in einer mit dem Sperrrade H versehenen, lose auf A sitzenden Scheibe J befestigt, welche auch den Drehbolzen C des Spannhebels enthält. Der zweite Befestigungsbolzen K der Feder ist im Spannhebel angebracht. Das Heben der Last erfolgt nun durch Drehen der Kurbel in der Hubrichtung, wodurch Kupplungsschluß mit der Trommel F hergestellt wird. Beim Loslassen der Kurbel schwebt die Last, weil die mit Spannung eingesetzte Feder den Kupplungsschluß von A und F aufrecht erhält und die Rückwärtsdrehung durch das Sperrad gehindert wird. Durch Zurückdrehen der Kurbel in der Senkrichtung wird die Feder zusammengezogen und die Kupplung gelüftet.

Anwendungsgebiet der Sicberheitskurbeln.

Sicherheitskurbeln finden nur noch eine beschränkte Anwendung, weil sie sich nur für größere Förderhöhen als 5 m eignen, dann aber meist elektrischer Antrieb vorteilhafter ist. Bei kleinerem Hub sind Lastdruckbremsen vorzuziehen. Sie kommen ferner nur für Stirnräderübersetzung in Betracht und dann zweckmäßig nur für einfache Übersetzung, weil sonst das Hakengewicht unnötig schwer gemacht werden muß.

8. Elektromagnetische Bremsen.

Die in den elektrischen Stromkreis eingeschalteten Bremsmagnete kommen nur für elektrisch betriebene Hebezeuge in Betracht.

Im Prinzip wird hierbei die Wirkung einer vom Strom durchflossenen Spule auf einen Eisenkern dazu benutzt, um eine beständig durch Gewicht oder Feder angezogene Band- oder Backenbremse während der Arbeitsperiode zu lüften.

Der Solenoid empfängt den Strom gleichzeitig mit dem Motor, wodurch der Ankerkern angezogen und die Bremse gelüftet wird. Beim

Fig. 279.

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Elektromagnetische Lüftbremse.

Ausschalten des Motors wird der Solenoid stromlos und das Hebelgewicht bzw. die Feder zieht Bremsband oder Bremsbacke wieder an.

Die Anordnung einer elektromagnetischen Lüftbremse geht aus Fig. 279 hervor¹).

Die Bremse ist als Doppelzaumbremse konstruiert, so daß jede Bremszaumhälfte für sich zum Abbremsen der Last dient, beide Hälften aber zusammen wie eine Doppelbackenbremse arbeiten, a und b sind die festen Drehzapfen der Spannhebel lnx h₂ für die beiden mit Holz

*) Zeitschr. d. Ver. deutsch. Ing. 1903, S. 20.

und außerdem noch auf der Lauffläche mit einem 5 mm starken Vulkanfiberband gefütterten Bremsbänder. h₁ und h₂ spannen die Bremshälften unabhängig voneinander durch getrennte Gewichte (r1 und 6r₂, werden aber durch den Gegenhebel g mittels der Rollen r1 und r₂ von der Zugstange des Solenoidkernes im Elektromagnet n gemeinsam gelüftet.

Der obere Bremszaum ist um den Bolzen c, der untere um den Bolzen cl drehbar.

Man findet gewöhnlich die gewichtsbelastete Bandbremse mit Holzfutter als Haltebremse mit elektromagnetischer Lüftvorrichtung, vor allem bei der Hubbewegung, wo der Lüftmagnet keinesfalls fehlen sollte. Das gegliederte Holzfutter verbürgt ein gutes Anliegen. Vorteilhaft ist es noch, das Band durch ein nachstellbar eingerichtetes Gelenk zu teilen.

Wenn größere Massen zu bewältigen sind, so erhalten die Bremsen mehrere Windungen des Bremsbandes.

Zweckmäßig ist es, in diesem Fall das Bremsband durch Druckspitzen abzustützen, weil dadurch ein gleichmäßiges Abheben des Bremsbandes gewährleistet wird (Fig. 280). Hier ist an Stelle der sonst üblichen Lüftmagneten ein Lüftmotor gewählt; Lüftmotoren wendet man nur bei Drehstrombetrieb an. Vorteil ist, daß der Lüftmotor leichter anspringt als der Lüftmagnet, der sich außerdem nicht so leicht rechnerisch bestimmen läßt und im Betrieb sehr empfindlich ist; im Preis ist kein wesentlicher Unterschied vorhanden.

Bei größeren Massen wendet man vielfach Backenbremsen an. In Fig. 283 liegt der Drehpunkt fest, so daß Gefahr vorhanden ist, daß nur eine Bremsbacke anliegt, wenn die Länge der Zugstangen nicht sehr genau eingestellt ist. Dieser Übelstand ist bei der Konstruktion Fig. 285 vermieden.

Gute Bremsliifteinrichtungen sind vor allen bei denjenigen Motoren wertvoll, die kleine Bewegungen veranlassen sollen, wo es also darauf ankommt, die in Bewegung gesetzten Teile schnell wieder still zu setzen, besonders da, wo die Bewegungsrichtung häufig wechselt. Hier ist auch die Vereinigung mit Federreibkupplungen angebracht, da sie dann den Motor schnell bremsen, während das Getriebe infolge der in Bewegung befindlichen Massen noch eine kurze Drehung ausführen kann, dann aber durch die Eigenwiderstände von selbst zur Ruhe kommt. Selbstverständlich muß dann die Motorseite der Kupplung als Bremsscheibe ausgeführt werden. Mitunter setzt man noch eine zweite Bremsvorrichtung in das Getriebe.

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Fig. 280.

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Fig. 282.

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Bremse gelüftet.

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Verbindung des Motorbremsmagneten für Drehstrom mit einer Bandbremse.

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Fig. 285.

Fig. 283.

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Backenbremse mit Lüftmagnetx).

x) Zeitschr. d. Ver. deutsch. Ing. 1906, S. 1859. Frölich: Maschinelle Einrichtungen für das Eisenhüttenwesen.

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Bandbremse mit Lüftmagnet¹).

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x) Zeitsohr. d. Yer. deutsch, [ng. 1906, S. 1859.

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Elektromagnetische Bremsen. Fig. 288.

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Bremsscheibe ist zugleich Kupp-luugshälfte. Nachstellung des Kerngestänges ca. 100 mm.

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Backenbremse mit Lüftmagnet von C. Haushahn in Stuttgart-Feuerbach.

Das Abbremsen der Motoren ist wesentlich bei Gleichstrombetrieb, da die Gleichstromanker mit Kollektoren empfindlicher gegen häufiges Umsteuern sind als die Schleifringanker des Drehstrommotors.

Kommen in der Hubbewegung Sperradbremsen vor, so ist der Bremsmagnet nur während der Senkperiode zu erregen, da diese Bremsen während des Hebens durch die Last geschlossen bleiben; ebenso selbsttätige Senksperrbremsen. Bei allen Bremsen ist die Erzielung einer sanften Bremswirkung anzustreben. Man baut daher vielfach Luftpuffer ein, um das Herabfallen des Bremsgewichtes und dadurch schroffe Wirkung zu vermeiden.

9. Die Jordan-Druckluftbremse¹)-

Die Druckluftbremse ist die Verbindung einer einfachen Backenoder Bandbremse mit einem Zylinder, dessen Kolben bei eintretender Druckluft das Bremsgewicht anhebt und die Bremse lüftet, beim Ent-

D Ausgeführt von Dr.-Ing. Franz Jordan, Berlin-Friedenau.

weichen der Druckluft aber die Bremse unter der Wirkung des Brems-gewiclites zum Einfallen bringt.

Die Druckluft wird von einem kleinen Kompressor b geliefert, der durch das Hubwerk mittels Zahnräder getrieben wird. Ein angeschlossener Luftbehälter d sammelt einen größeren Druckluftvorrat. Sobald

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a Sauger,

b Kompressor mit Senkbremsregler, c Druckregler, â Luftbehälter, e elektrisches Steuerventil, f Manometer,

g Zweikammerbremszylinder, h Bandbremse, i Hilfsluftbehälter,

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Fig. 289.

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Anordnung der Druckluftbremse für normale Lauf kran wind en.

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in diesem eine bestimmte Pressung erreicht ist, unterbricht ein Druckregler c die Luftförderung des Kompressors, der selbsttätig beim Sinken des Druckes wieder einsetzt.

Die Pressung im Bremszylinder g wird für das Lüften und Anziehen der Bremse entweder durch ein Handsteuerventil oder bei Fern-

Steuerung durch ein elektrisches Steuerventil e gesteuert. Ein vom Windwerk angetriebener Schwunggewichtsregulator, der sogenannte Senkbremsregler (mit b verbunden) regelt in Abhängigkeit von der Fördergeschwindigkeit die Druckluftpressung im Bremszylinder g derart, daß die Lasten unabhängig von ihrer Größe mit gleichmäßiger Geschwindigkeit gesenkt werden. Diese selbsttätig durch die Maschine

Fig. 290.

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Kompressor zur Druckluftbremse.

a gekröpfte Kurbelwelle,

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d und e zweiteiliges Gehäuse, f Kolben mit Dichtungsring g, h Ventilgehäuse, i Druckvcntil, 1c Säugventil,

I Kanal, welcher den Kurhelraum mit dem Saugraum verbindet,

S Stutzen für Anschluß eines Luftfilters,

D Stutzen für die Druckleitung,

A Stutzen für Ausschalterleitung vom Druckregler.

Fig.291.

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Druckregler.

A Ausschaltleitung nach dem Kompressor,

D Druckleitung vom Kompressor,

L Leitung zum Luftbehälter, a Rückschlagventil,

& Membrane, c, d Federn,

f Kolben, g Ausschaltventil, h Schraube, k Regulierschraube, m Bohrung, durch welche der Raum unter der Membrane dauernd unter Pressung des Luftbehälters steht.

gesteuerte Geschwindigkeit kann der Führer nach Belieben zwischen Null und dem begrenzten Höchstwert leicht verändern.

Fig. 290 zeigt den einfach wirkenden Kompressor. Das Saugvolumen beträgt 0,83 Liter, die minütliche Umlaufzahl 150    350, die

Pressung bis 5 at, das Antriebsmoment bei 5 at etwa 19 kgm. Beim Vorwärtsgang saugt Kolben f die aus dem Kurbelgehäuse vom Kolben verdrängte Luft durch Säugventil k an. Beim Rückwärtsgang wird diese Luft im Zylinder verdichtet und durch Druckventil i nach dem Luftbehälter gefördert. Das Kurbelgehäuse füllt sich unterdessen aus Saugleitung S mit frischer Luft.

Der Druckregler (Fig. 291) dient dazu, den Kompressor auf eine bestimmte Luftpressung einzustellen und ihn leer arbeiten zu lassen, sobald diese Pressung erreicht ist.

Fig. 292.

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Sinkt die Luftpressung im Luftbehälter um etwa 0,1 at, so geht die Membrane auf ihren Sitz zurück und die unter dem Kolben befindliche Druckluft entweicht durch eine feine Bohrung der Schraube h ins Freie. Das Ausschaltventil g und der Kolben f werden dann durch die Feder i nach unten gedrückt, so daß die Ausschaltleitung A abgeschlossen wird und der Kompressor wieder Luft fördern kann. Bei Kranen mit geringer stündlicher Leistung kann der Druckregler wegfallen. Die hierbei zuviel geförderte Luft entweicht dann durch den als Sicherheitsventil ausgebildeten Senkbremsregler.

35

Elektrisches Steuerventil.

et Einlaßventil, 6 Auslaßventil, c Sieb, d Löcher des Ventil -gehäuBes für den Austritt der Druckluft, e Anker des Magnets, f Druckstange, g Spule, hMagnetgehäuse, i Pole, k Grundplatte, m Ventilgehäuse.

Das elektrische Steuerventil (Fig. 292) wird für Fernsteuerung angewendet. Es läßt die Druckluft in den Bremszylinder eintreten, sobald der Strom durch die Spule seines Magneten geschickt wird. Ist die Spule stromlos, so verbindet das elektrische Steuerventil den Zylinder mit der Außenluft.

Das Steuerventil wird unmittelbar vom Motorschalter oder unabhängig von diesem durch einen Druckknopf gesteuert.

Der Senkbremsregler (Fig. 293) regelt durch Einstellung der Druckluftpressung im Bremszylinder die Senkgeschwindigkeit. Er wird von jenem Triebwerk angetrieben, dessen Geschwindigkeit geregelt werden soll. Der Regler besteht aus einer kleinen, im Gehäuse a befindlichen Zentrifugalbremse und dem durch Haube b abgedeckten Bremsdruckregler. Beim Anlassen des Hubwerkes strömt bei der linken Drehrichtung des Reglers die vom Steuerventil kommende Druckluft in den linken Zylinder und bringt die Kolben o, den Schieber n und Schleifring i in die rechte Einstellung. Die Druckluft gelangt dann unter den Schieber hindurch in den rechten Zylinder

Bethmann, Hebezeuge. 3. Aufl.

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mid in den Bremszylinder. Ist im Bremszylinder die Luftpressung so groß geworden, daß die Last durch die Bremse nicht mehr gehalten wird, so verschließt der Schieber, durch die Zentrifugalbremse gesteuert, sofort bei Beginn der Senkbewegung den zum Bremszylinder führenden Kanal. Die Bremse kann sich daher nicht weiter lüften und ohne gefährliche Beschleunigung wächst die Senkgeschwindigkeit auf ihren höchsten Wert. Die drei auf den Schieber wirkenden Kräfte, wie Verstellkraft der Zentrifugalbremse und der beiden Kolben suchen sich

Fig. 293.

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Senkbremsregler.

l Zahn trieb der Kurbel welle m, t Grundplatte, n Schieber,

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D Rohrleitung zum Bremszylinder, o Kolben der Druckzylinder, p Feder, q Hebel, r Stahlkugel.

a Gehäuse, b Haube,

c Schwunggewichte der Zentrifugalbremse, d Welle, e Halter, f Lenker, g Ausgleichhebel, h Gleitbecken aus Pappelholz, i drehbarer Schleifring auf Welle d, k Zahn trieb, fest verbunden mit Schleifring i,

während des Senkens das Gleichgewicht zu halten und zwingen den Schieber, die Abschlußstellung des zum Bremszylinder führenden Kanals zu wahren.

Sämtlichen Belastungsschwankungen trägt der Schieber sofort durch Ein- und Auslassen von Luft Rechnung, unabhängig von der Zentrifugalbremse, noch ehe eine Geschwindigkeitsänderung der Last eintritt.

Die Bremse ist während der ganzen Zeit des Lastsenkens angezogen und auch bei Leerlauf der Maschine heben sich die Bremsbacken nur soweit ab, um ein Schleifen der Backen zu vermeiden.

Die Jordanbremse ist bisher in Montage, Gießerei- und Verladekrane für 5 bis 60 Tonnen und Motorleistungen von 6 bis 170 PS eingebaut worden und hat sich dort gut bewährt.

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ackenbremse mit Lüftmagnet¹).

10. Gesteuerte Fliehkraftbremse

von E. Becker¹)) Berlin-Reinickendorf.

Die neue Beckerbremse benutzt den Fliehkraftregler nicht mehr zur unmittelbaren Betätigung der Bremse, sondern sie benutzt ihn nur als Vorspann, so daß dadurch eine große Bremsleistung erreicht wird. Nach Fig. 294 ist das Gehäuse g des Fliehkraftreglers nicht mehr wie bei der alten Ausführung fest mit dem Windengestell verschraubt,

Fig. 294.

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Anordnung der gesteuerten Fliehkraftbremse.

sondern lose drehbar. Der von den Fliehklötzen kk auf den Umfang des Gehäuses ausgeübte Reibungswiderstand überträgt sich durch eine Schubstange s auf das Band der Bremse, welche die Senkleistung aufzunehmen hat.

In den Regler sind zwei Elektromagnete c eingebaut, die mittels eines Vorschaltwiderstandes vom Führerstande aus mehr oder weniger stark erregt werden können und dadurch die Wirkung der Fliehkraft

x) Zeitschr. d. Ver. deutsch. Ing. 1912, S. 1925. Prof. Kämmerer: Versuche mit einer elektrisch gesteuerten Fliehkraftbremse der Firma E. Becker in Berlin-Reinickendorf.

mehr oder weniger abschwächen. Man kann daher den Regler auf verschiedene Geschwindigkeitsstufen einstellen, vermag also kleine Lasten schneller als große zu senken.

Während des Hebens öffnet der Fliehkraftregler die Bremse, sobald er in der Hubrichtung umläuft.

Zum Festhalten der Last kann eine besondere Magnetbremse eingebaut werden. Es kann aber auch die Fliehkraftsenkbremse gleichzeitig als Stoppbremse verwendet werden. Hierzu ist nur ein Belastungsgewicht g am Bremsgestänge erforderlich, welches die Bremse mit einer Kraft schließt, die zum Verzögern der Massen und zum Festhalten der Last ausreicht, ferner ein Elektromagnet w, der dieses Belastungsgewicht anzuheben vermag. Bremsgewicht, Magnet und Regler wirken in der Weise zusammen, daß Gewicht und Regler die Bremse zu schließen versuchen, während der Magnet sie lüften will; beim Heben sind Regler und Magnet bestrebt, die Bremse zu öffnen, während das Gewicht sie schließen will. Sobald der Elektromagnet ausgeschaltet wird, werden auch die Reglerspulen stromlos, die Fliehklötze fc kommen voll zur Wirkung und verzögern den nach oben steigenden leeren Haken; gleichzeitig läßt der Bremsmagnet das Bremsgewicht fallen; infolge der vereinigten Wirkung des Reglers und des Bremsgewichtes wird der Haken schnell gebremst.

Das Senken der Last wird dadurch eingeleitet, daß der Bremsmagnet erregt und dadurch das Bremsgewicht angehoben wird : die Bremse ist nun völlig frei, die sinkende Last beschleunigt die Triebwerkmassen. Sobald der Regler sich zu drehen beginnt, entsteht auch ein Gehäusemoment, welches die Bremse wieder zu schließen sucht. Ist der vom Gehäuse ausgeübte Druck auf den Bremshebel größer geworden als die Zugkraft des Bremsmagneten abzüglich des Bremsgewichtes, dann wird der Bremshebel in die Schlußlage gedreht und bleibt in dieser Lage, solange die Last gesenkt wird. Soll die Last wieder stillgehalten werden, so wird der Bremsmagnet ausgeschaltet; da der Bremshebel sich bereits in der Schlußlage befand, so braucht er keinen Schleif weg zurückzulegen; es steigt also augenblicklich die Bremskraft um den durch das Bremsgewicht hervorgerufenen Betrag. In dem Maße, wie die Geschwindigkeit sich mindert, nimmt der Reglerdruck ab, bis schließlich nur die Wirkung des Bremsgewichtes bleibt. Die Verzögerung beginnt daher unverzüglich und nimmt gegen Schluß des Endlaufes ab: die Last wird also genau und stoßlos gebremst.

Der umlaufende Teil des Reglers bildet ein einziges Stahlgußstück, in das die zwei Spulen eingelassen sind und das die beiden Gelenke

Zusammenfassung.

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für die Fliehklötze trägt. Letztere sind ebenfalls einfache Stahlgußstücke, die mit Reibplatten aus Stahl ausgerüstet sind und abnehmbare Ausgleichstücke aus Flacheisen tragen. Das Gehäuse des Reglers

Fig. 295.

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ist auf Kugellagern drehbar und überträgt [in der Ausführung sein Moment durch ein angegossenes Ritzel auf einen Zahnsektor, damit eine Bremse von beliebig großer Senkleistung betätigt werden kann. Der Strom wird durch Schleifringe zugeführt.

Zusammenfassung.

Bei Handbetrieb dient die Bremse als Haltebremse und für die Senkperiode meist als Senkbremse (Regulierbremse). Als Stopp- oder Verzögerungsbremsen wirken die Bremsen hier nur gegen Ende des Lastniederganges, wenn die Senkgeschwindigkeit auf Null gebracht werden muß.

Handbremsen ermöglichen ein genaues Senken der Last, wenn sie vom Führer unmittelbar betätigt werden können. Sie sind also nur für Hebemaschinen anwendbar, deren Steuermann direkt neben dem Hubwerk steht, wie dies bei den meisten Drehkranen der Fall ist. Kann der Führerstand aber nicht durch Gestänge, sondern nur durch Kontaktleitungen mit dem Hubwerk verbunden werden, wie dies fast bei allen Laufkranen der Fall ist, dann kommen die selbsttätigen Bremsen oder die elektromagnetischen Bremsen außer der später zu behandelnden reinen elektrischen Bremsung (Kurzschlußbremsung und Leonardschaltung) in Betracht.

Klotzbremsen fallen hei gleicher Leistung größer als Bandbremsen aus. Sie greifen wegen der Starrheit der Klotzhebel auch härter an, besitzen aber einen kürzeren Lüftweg, was für Bremslüftmagnete erwünscht ist. Einfache Klotzbremsen beanspruchen die Weile auf Biegung, deshalb sind bei größeren Drehmomenten Doppelklotzbremsen zu verwenden. Sie sind besonders vorteilhaft, wenn die Bremsung für beide Drehrichtungen erfolgen soll, weil sich ein genaues Abbeben der Klötze leicht erreichen läßt. Als Senkbremsen eignen sich Klotzbremsen nicht besonders, weil leicht starke Erwärmung eintritt; als Halte- und Stoppbremse dagegen sehr geeignet. Zylindrische Klotzbremsen bei großen Umfangskräften, Keilnutklotzbremsen bei kleinen Kräften (Fahrwerke und Schwenkwerke).

Bandbremse. Bei einer Drehrichtung ist die Bandbremse wegen ihrer großen Reibfläche und starken Übersetzung besonders vorteilhaft.

Lamellenbremsen. Verwendung bei großer Arbeitsvernichtung, anhaltendem Betriebe und axialer Anpressung, also bei Lastdruck-Senkbremsen. Ölbad ist erforderlich, um den Reibungskoeffizienten gleich zu halten.

Kegelbremsen nur bei Flaschenzügen mit Handbetrieb.

Sperradbremsen (mit geräuschlosem Gesperre) bei Hand- und bei elektrischem Betriebe. Bei letzterem als Magnetlüftbremsen.

Selbsttätige Bremsen. Lastdruckbremsen nur als Senk- und Haltebremsen verwendet, deshalb eventuell noch Magnetbremse als Stoppbremse erforderlich, wenn die Triebwerkmassen auch beim Heben gebremst werden sollen. Beim Lastsenken ist das überschüssige Moment zu überwinden. Schleuderbremsen sind nur als Senkbremsen zu verwenden.

Zahnräder.

Bei den Hebezeugen kommt die im allgemeinen Maschinenbau übliche Einteilung der Zahnräder in Kraft- und Arbeitsräder nicht scharf zum Ausdruck. Eigentliche Arbeitsräder kommen nur wenig vor.

Fig. 296.

Man unterscheidet daher

1.    LangsamlaufendeRäder. Hierher gehören die Räder für Handbetrieb, aber auch die langsam laufenden Räder schwerer Trommeln und deren erste Vorgelege bei Motorbetrieb. >-

Lage des Teilkreises bei Zykloiden.

2.    SchnellerlaufendeRäder für Motorbetrieb.

Während bei langsam laufenden Kadern für die Zahnabmessungen lediglich Festigkeitsrücksichten maßgebend sind, kommt bei schneller laufenden auch noch die Abnutzung in Frage.

Fig.297.

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Lage des Teilkreises bei Evolventen.

Verzahnung. Winden- und Kranräder werden meist mit Evolventenverzahnung hergestellt, weil von der Achsenentfernung ohne Nachteil abgewichen werden kann und deshalb das Einhalten der Stichmaße nicht die Genauigkeit verlangt wie bei Zykloidenverzahnung. Außerdem bietet die Evolventenverzahnung bei der Bearbeitung der Zahnflanken auf den Spezialmaschinen verschiedene Vorteile, weil Evolventenfräser leichter herzustellen sind als Zykloidenfräser.

Nur bei Zähnezahlen unter 9 wird Zykloidenverzahnung angewendet, mit welcher sich noch die Trieblinge mit 4 Zähnen für Zahnstangenwinden entwerfen lassen.

Während bei Zykloidenverzahnung allgemein für die Zahnfußhöhe 0,4 t und für die Zahnkopfhöhe 0,3 t gewählt wird, erfordert die Evolventenverzahnung zur Vermeidung von Eingriffsstörungen schon bei geringen Übersetzungen eine Verschiebung derart, daß die Zahnkopfhöhe des größeren Rades verkürzt wird, während der Zahnfuß unter möglichster Beibehaltung der ganzen Zahnhöhe von 0,7 t verlängert wird. Umgekehrt erhält dann das kleine Rad Zähne mit großer Zahnhöhe und verkürztem Zahnfuße.

Man bestimmt die Kopfhöhe des großen Rades und dadurch die Verschiebung der Zahnhöhen so, daß man den Kopfkreis des großen Rades durch den Berührungspunkt der unter der üblichen Neigung von 75° gelegten Eingriffslinie am Grundkreise des kleinen Rades schlägt und von hier die ganze Zahnhöhe 0,7 t abträgt.

Unter Einhaltung des üblichen Spielraumes von 0,1 t zwischen Kopf- und Fußkreis ergibt sich durch Abtragung von 0,7 t die Zahnhöhe des kleinen Rades in bezug auf den Teilkreis, sofern dadurch die Zähne nicht zu spitz werden.

Häufig findet auch eine direkte Verkürzung der Zahnkopfhöhe des großen Rades oder eine Verkleinerung des Winkels der Eingriffslinie statt.

Übliche Verkleinerungen sind

Zahnkopfhöhe = 0,25 f,

Winkel der Eingriffslinie, wenn der Zahnfuß nicht unterschnitten sein soll:

bei einer Zähnezahl z — 10    15    20    25    30 und    mehr,

Winkel a = 68«    70«    72«    73«    75°.

Maßgebend für einen brauchbaren Eingriff sind zwei Bedingungen: die Eingriffsstrecke muß mindestens = 1,51 sein ; die Zähne dürfen sich nicht klemmen.

O; CO

Die im Teilkreise gemessene Zahnstärke wird für roh gegossene Räder

tc

entsprechend einem Spielraum —

s = 0,51.

für sauber bearbeitete Räder . .

Bei dem neuerdings zur AnwenduDg gekommenen Fräsverfahren (Abwälzverfahren) kann man noch Übersetzungen von 1:12 bis 1:13 ohne Bedenken anwenden und erhält dabei noch Wirkungsgrade, die mit doppeltem Vorgelege nicht zu erreichen sind.

Teilung für langsam laufende Räder. Ist

t die Teilung in cm, b die Zahnbreite = ip .t, s die Zahnstärke, h die Zahnhöhe,

P der Zahndruck, c der Festigkeitskoeffizient, n die Umgangszahl des Rades pro Minute,

JV die Anzahl der zu übertragenden Pferdestärken,

so ermittelt sich die Teilung nur mit Rücksicht auf die Festigkeit aus der Biegungsgleichung:

bs²

P.h =

r-*-

Bezeichnet man den Wert 0,06 ki bzw. 0,07 ki mit c, so lautet die für die Berechnung der Zahnräderteilung geltende Grundgleichung:

Beanspruchung eines Zahnes.

Setzt man im Mittel s = 0,51 bis 0,55 £, und für h den üblichen W ert 0,7 t, so wird 0,52

Fig. 298.

P=bt

bis

6.0,7

• kb = b .t. 0,06 kb

.b

P = bt

0,552

6.0,7

• kh — b .t. 0,07 kh.

— -h

oder mit ~

I>= c.b.t

1)

P = C t².

Ist nicht der Zahndruck P, sondern das zu übertragende Moment

Md in kgcm gegeben, so ist in obiger Gleichung P = und

zt    .    ,... b

— zu setzen. Mit —-

2 7t

erhält man dann den Ausdruck:

*=r~m

•Md

2)

c. yj. z

Sind die zu übertragenden Pferdestärken gegeben, so ist in der letzten Gleichung Md durch N auszudrücken.

Bezeichnet

N die Anzahl der zu übertragenden Pferdestärken, n die Umdrehungszahl der Welle pro Minute, v die Umfangsgeschwindigkeit des Rades im Teilkreisradius r, so ist, wenn v in m und r in cm ausgedrückt wird,

2 r. n. n

100.60

und

75

Durch Kombination beider Gleichungen ergibt sich das Drehmoment

N

Md = P.r = 71 620 — • Mit diesem Wert geht Gleichung 2) über in

t = 10

17 450 JV

3)

c.yj n

Will man die Biegungsanstrengung kb selbst in den Gleichungen haben, so entwickeln sich aus der aufgestellten Biegungsgleichung folgende in der Literatur häufig vorkommende Teilungsgleichungen, und zwar, je nachdem man die Stärke des Zahnfußes mit s = 0,51 oder s = 0,55 < einsetzt,

bei gegebenem Zahndruck . t — 3,75 bis 4,15

tt-r

bei gegebenem Moment . . t = 4,45 bis 4,73

CH*

z.kh

-c

bei gegebenen Pferdestärken t = 398 bis 423

N__ t_ kb b

(1cb in kg/qmm und t in mm).

n.g.

Gewöhnlich ist für Gußeisen

ltb = 300 kg/qcm, und demnach c — 18 bis 21.

Für Winden, welche mit großer Unterbrechung oder nicht häufig

c = 24 bis 28

mit der vollen Belastung arbeiten, darf kb bis auf 400 kg/qcm erhöht werden, so daß

wird.

Außerdem ist noch bei der Wahl von c Rücksicht auf die Tourenzahl erforderlich.

Man findet für Gußeisen bei langsam laufenden Trommelrädern

c = 28    30,

bei den schneller laufenden Vorgelegen je nach Tourenzahl

c = 18    24.

Verwendet man zur Erzielung kleinerer und leichterer Räder Stahlguß, so kann kb = 500 kg/qcm gesetzt werden. Damit wird

c = 30 bis 35.

Auch hier zeigen neuere Ausführungen je nach Tourenzahl verschiedene Werte: für langsam laufende Trommelräder mit Motorbetrieb

c = 60,

für die mittleren Vorgelege

c = 40    50.

Bei tragbaren Zahnstangenwinden, bei denen es sich um möglichste Leichtigkeit handelt, werden die mit vier Zähnen versehenen Trieblinge aus Schmiedeeisen, welches durch Einsetzen gehärtet wird, hergestellt. Man findet hier Ausführungen, bei denen lcb 1600 bis 3000 kg/qcm beträgt, also

c — 96 bis 210.

Mit Rücksicht darauf, daß ruckweises Anziehen der Kurbel und

etwa zwischen die Radzähne geratene Körper den Zahnbruch begünstigen können, geht man mit der Teilung, falls dieselbe klein aus-fallen sollte, nicht unter

7 n bis 8 7t.

Zahnräder«

genügt

= 2.

Zahnbreite. Für Windenräder und dergleichen mit Handbetrieb b = 2 also i\) —

Wird aus irgend welchen Gründen b >> 2 t, so ist die Formel P = c.b.t nicht ohne weiteres gültig, da sie nur den Längsbruch berücksichtigt, während dann die Gefahr des Eckbruches, welche nur bei b = 2 t annähernd gleich der des Längsbruches, maßgebend wird. Eine Vergrößerung von b über 21 steigert also die Festigkeit nicht. Daher ist zu rechnen, wenn

b >> 2t.

P = c.2t.t — 2 cP.

Teilung für schneller laufende Räder. Die Berechnung erfolgt nach den für langsam laufende Räder auf gestellten Teilungsformeln. Gewöhnlich rechnet man nach

P — 2 c V,

also mit b = 2 t, und berücksichtigt die Abnutzunga) dadurch, daß man bei langsam laufenden Rädern

b = 2    2,5 f,

und bei schneller laufenden Rädern

b = 3    41

setzt. Bei letzteren ist gute Lagerung — möglichst auf beiden Seiten — vorzusehen, so daß Eckbruch nicht so leicht zu erwarten, und gleichmäßige Verteilung des Zahndruckes über die ganze Breite erzielt wird.

Konstruktion des Radkörpers. Stärke des Zahnkranzes in der Regel 0,51 mit schwacher Verjüngung von 1:40 bis 1:60 nach außen hin.

Die Arme erhalten 1-, +- oder I-förmigen Querschnitt. Anzahl der Arme gewöhnlich 4 bis 6. Als Anhalt dient die Gleichung wenn D der Raddurchmesser in mm ist.

Verhältnis der Armbreite zur Rippenhöhe wie 5:1; Rippendicke

P.y= W.k,-

= ^ • Armbreite. Der Armquerschnitt am Nabenanschluß ist nach der Gleichung

Q Die häufig angeführte Gleichung c = 20 — fn ist im Hebezeugbau nicht zu gebrauchen. Sie ist nur für Dauerbetrieb gültig und versagt auch hier schon bei n — 250.

zu kontrollieren, worin F = Umfangskraft, y = Abstand von Nabenumfang bis Teilkreis, W = Widerstandsmoment des Armquerschnittes und Tch 300 kg/qcm. Nabendurchmesser = 2x Wellendurclimesser, Nabenlänge ~ 1,5 bis 2 x Wellendurchmesser.

Material und Bearbeitung. Für Handbetrieb kommt meistens Gußeisen zur Verwendung. Bei motorischem Antrieb werden die Räder häufig zur Beschränkung der Dimensionen und der Abnutzung aus Stahlguß hergestellt. Außerdem kommt noch bei elektrischem Antrieb für die Räder auf der Motorwelle Rohhaut und Phosphorbronze in Frage.

Die langsam laufenden Räder bleiben in der Regel unbearbeitet. Mit Ausnahme der schmiedeeisernen Trieblinge der Zahnstangenwinden kommt Bearbeitung der Zahnflanken für Handbetrieb überhaupt nicht in Betracht.

Bei größeren Umdrehungszahlen — etwa von 0,6 m/sec Umfangsgeschwindigkeit ab (entsprechend n = 150 bei kleinen Rädern von 80-x 90 mm Durchmesser) — werden die Zähne gefräst. Insbesondere ist bei den ersten Übersetzungen elektrisch betriebener Hebezeuge peinlich genaue Herstellung auf guten Spezialmaschinen erforderlich.

Tabelle 27.

Zusammenstellung der Grenzwerte und c für Zahnräder.

Betriebsart

Häufige Vollast

Seltene Vollast

Gußeisen

Stahlguß

Phosphorbronze

Schmiedeeisen

Rohhaut

bei auftretenden Stößen schneller laufende Vorgelege langsam laufende Trommelräder schneller laufende Vorgelege langsam laufende Trommelräder im Mittel

für Zahnstangenwinden im Mittel

200

300

400

500

700

500

1600

140

12—14

18—21

24—28

30—35

42—50

30—35

96—112

8—10

250

350

450

600

800

600

3000

170

15—17

21—24

28—30

36—42

50—60

36—42

180—210

10—12

Rohhautritzel. Bei elektrischem Antriebe werden die direkt auf der Elektromotorwelle sitzenden Ritzel aus Rohhaut hergestellt. Das Rad, welches aus einzelnen, nach Fig. 299 durch Schrauben zusammengepreßten Lederscheiben besteht, ist zu fräsen und mit seitlichen Stirnplatten aus Eisen- oder Rotguß zu versehen. Selbstredend muß das eingreifende Stirnrad ebenfalls bearbeitet sein. Diese Räder dürfen nicht geschmiert werden, weil das Leder vom öl aufgeweicht wird.

Wie in der vorstehenden Tabelle angegeben ist, kann für Rohhauträder je nach Häufigkeit der Grenzlast

c = 8 bis 12

gesetzt werden. Eckbruch kommt hierbei wegen der vorhandenen Elastizität nicht in Frage.

Fig.299.

Rohhautritzel.

Man erachtet heute den Rohhautantrieb bei Stirnräderübertragung nicht mehr für unbedingt erforderlich. Bei genauer Bearbeitung und reichlicher Schmierung ist das Geräusch für Phosphorbronze auf Stahl oder Gußeisen, oder Stahl auf Stahl nicht allzu störend.

Zähnezahl. Mit Rücksicht auf möglichst gedrängte Konstruktion wählt man für die Trieblinge

10 bis 12 Zähne, 15 „ 20    „

bei Handbetrieb...........

bei maschinellem Antrieb.......

12

für die schwereren Räder an der Trommel aber meist............

Wirkungsgrad. Als mittleren Wert des Wirkungsgrades eines Zahnräderpaares kann man für normale Verhältnisse mit ft = 0,16 bis 0,1 annehmen :

rj = 0,94 bis 0,96.

Der Wirkungsgrad einer Vorgelege welle beträgt etwa rj = 0,97, folglich Wirkungsgrad einer Zahnrädervorlegewelle :

bis 7j

bei guter Wartung:

bis rj

t- t-

ca Ca

cf cf

CO    IO

ca ca

o' cf    o

T.

05 05

o cf

crf

Tabelle 28. Gewichte von Zahnrädern in kg.

(Nach ausgeführten Rädern zusammengestellt.)

120

12    15    20    25    30    40    50    60    70    80    90    100

25

30

oo on

10

15

20

25

30

35

10

12

16

20

30

35

45

55

35

40

45

50

55

60

65

70

75

80

0*100*0000000

HHddCO^uOCDhCi

15

20

28

35

45

,⁶⁷

75

100

20

35

40

55

70

85

100

120

140

25

33

40

60

75

95

110

45

60

70

95

130

160

190

55

80

100

120

140

180

220

75

90

125

165

210

250

100

130

160

190

240

290

130

160

195

225

290

350

180

230

280

320

400

480

230

300

360

420

540

650

290

370

450

520

650

780

350

450

580

650

800

950

OOOOOOOOOÜtOTO

50

75

130

150

270

350

500

650

800

900

1200

1400

60

75

85

110

150

190

175

310

410

600

780

950

1100

1500

1600

220

400

550

750

950

1200

1400

1700

2000

Tabelle 29. Gewichte von Zahnrädern.

(Aus dem Kataloge der Berlin - Anhaitischen Maschinenbau-Aktiengesellschaft

in Dessau).

Teilung in Millimetern

Zähnezahl z    20—40

41—50    51—60

61 — 70

71—80    81—90

91—100

Multiplikator M

20—

31—

51—

71—

91—

121—

h-* M

or to cd ^ en œ o o o o o o

151—200 201—250 251—300

CD 00 <1 05 Ol ^ W

(O 00 ^ 05 w

O CD N 00 Oi

CD 00 OO

co oo -o

CO 00

O rH rH rH

O rH CM rH rH rH

O H d CO

rH rH rH rH

r-» h-» H-» h-i t—<¹

^ CC to H o

O I-H cq CO Tfi lO rH rH rH rH rH rH

O H CI CO ^ lO c rH rH i-H i—l i—I rH rH

(T.o    H    (M    CO lO    CD    N

r—I    rH    rH    rH    rH i-H    i—(    rH

Gewicht = z .t .b . M (t und b in dcm).

Schneckengetriebe.

Schneckengetriebe kommen bei Hebezeugen hauptsächlich dann zur Anwendung, wenn es sich um starke Kraft- und Geschwindigkeitsübersetzungen handelt. Im ersteren Falle, welcher namentlich für Handbetrieb in Frage kommt, wird die eingängige Schnecke verwendet, welche neben der intensiven Übersetzung gleichzeitig den Vorteil der Selbsthemmung besitzt. Dieser Vorteil, welcher eine Bremsvorrichtung überflüssig macht, wird allerdings durch einen sehr geringen Wirkungsgrad (40 bis 50 Proz.) erkauft.

Für Windwerke mit maschinellem Antrieb, bei denen die Verwendung einer eingängigen Schnecke die Wahl eines stärkeren, also auch teueren Motors gegenüber dem Zahnräderantrieb bedingen würde, nimmt man steilgängige Schnecken mit zwei und drei Gängen, welche einen erheblich höheren Wirkungsgrad ergeben. Allerdings tritt dann der Nachteil ein, daß das Getriebe größer ausfällt und daß dasselbe nicht mehr die Eigenschaft der Selbsthemmung besitzt, so daß also besondere Sperrwerke, welche die Last schwebend erhalten, angebracht werden müssen.

Verzahnung der Schneckengetriebe ').

Arbeitsprofile der Schnecken. Für die zunächst zu ermittelnden Zahnstangenprofile der Schnecken kommen als Begrenzungslinien Evolventen und Zykloiden in Betracht.

Genauere Untersuchungen haben ergeben, daß Evolventenschnecken nicht nur wegen der leichteren genauen Herstellung, sondern auch wegen der günstigeren Eingriffsverhältnisse vorzuziehen sind. Zykloiden-schnecken liefern verwickelte Eingriffsverhältnisse und bieten auch nicht in allen Schnitten vorteilhafte Schmiegung.

Die Unempfindlichkeit der Evolventenräder in bezug auf kleine Abweichungen von dem Achsenabstand der Entwurfszeichnung besteht für Evolventen-Schneckengetriebe nicht, weil hier nur der Mittelschnitt reine Evolventen Verzahnung besitzt, in allen übrigen Eingriffsebenen aber die Schnittprofile von der Grundform stark abweichen und dem Evolventengesetz nicht mehr unterworfen sind.

Die Ermittelung der Radzahnprofile erstreckt sich darauf, daß man zu den bereits bestimmten Zahnstangenprofilen der Schnecke die zugehörigen Eingriffslinien und Radzahnprofile konstruiert.

Zu beachten ist ferner, daß die Begrenzung der Eingriffsstrecken des Schneckengetriebes durch die beiderseitigen Zahnkopfkreise nicht immer die wirkliche Eingriffsdauer bestimmt, sondern daß unter gewissen Verhältnissen der tatsächliche Eingriff schon vor dem Eintritt der Schneckenkopfbahnen in die Eingriffslinien aufhören kann.

x) Ernst, Eingriffsverhältnisse der Schneckengetriebe mit Evolventen- und Zykloidenverzahnung und ihr Einfluß auf die Dauer der Triebwerke. Zeitschr. d. Yer. deutsch. Ing. 1900, S. 1229, 1313, 1423 und 1466. — Stribeck, Versuche mit Schneckengetrieben. Zeitschr. d. Ver. deutsch. Ing. 1897, S. 936 und 968; 1898, S. 1156.

Die Kopfhöhe der Evolventenschnecken und zugehörigen Radzähne ist auf 0,25 t im Mittelschnitt zu beschränken und bei weniger als 28 Zähnen des eingreifenden Rades noch niedriger zu wählen. Für ein 24zahniges Rad erhält man mit der Kopfhöhe 0,23 t noch gute Verhältnisse.

Material und Herstellung. Bei Handbetrieb werden entweder Schneckenrad und Schnecke aus Gußeisen hergestellt und beide bleiben unbearbeitet, oder man schneidet die Schnecke auf der Drehbank aus einem vollen Stahlzylinder und läßt dieselbe dann in das gußeiserne unbearbeitete Schneckenrad eingreifen.

Für Schneckengetriebe mit hohen Umlaufszahlen, wie solche namentlich bei Elektromotorenantrieb Vorkommen, ist die Bearbeitung beider Teile unerläßlich. Man verwendet dann als Material für das Schneckenrad Phosphorbronze und fräst die Zähne mit einer besonderen Frässchnecke in den Radumfang ein. Damit nicht das ganze Rad aus der teueren Phosphorbronze hergestellt werden muß, stellt man nur den Radkranz aus diesem Material her und schraubt ihn nach Fig. 314 oder 315 (S. 188) auf den gußeisernen Radkörper auf. Die Stahlschnecke wird wieder auf der Drehbank aus dem Vollen geschnitten. Derartig hergestellte Getriebe ertragen eine verhältnismäßig hohe Belastung und zeichnen sich bei reichlicher Schmierung durch sanften geräuschlosen Gang aus.

Beziehung zwischen Last und Kraft.

Bezeichnet

P₀ die ideelle Antriebskraft am Kurbelarm,

P die wirkliche Antriebskraft am Kurbelarm, a die Länge des Kurbelarmes,

Q die zu hebende Last an der Trommel,

Rx den Trommelradius,

R den Radius des Schneckenrades,

K die Umfangskraft des Schneckenrades in Richtung der Schneckenachse,

t die Teilung des Schneckenrades, z die Zähnezahl des Schneckenrades, b die Zahnbreite des Schneckenrades, s die Ganghöhe der Schnecke,

i die Gangzahl der Schnecke (i = 1 bei eingängiger, i — 2 bei zweigängiger Schnecke), rj den Wirkungsgrad des Schneckengetriebes,

so ist

Fig. 300.

P₀ 2 an = K. s,

oder

/\R

P₀ 2 a it = - ..

Jtx

Führt man die Zähnezahl in die Gleichung ein, so wird mit der Beziehung

2 11 n = zt und s — it

• • \n

. ZR

O' /

?..

Po*«

EM

und mit Berücksichtigung des    i

Wirkungsgrades das wirkliche Berechnungsskizze zum Schnecken-Antriebsmoment    getriebe.

T⁵

Q.Bl i , ,r

• — Oder -^Schnecke — 7]    Z

und demnach das Übersetzungsverhältnis:

Nutzbares Kraftmoment_rj.P.a

Lastmoment

P.a =

d/'rr0,i,,iiel

d. h. die Schnecke entspricht einem Zahnrade von i Zähnen.

Der Schneckendurchmesser ist demnach ohne Einfluß auf das Verhältnis von

P:Q-

Bezeichnet ferner

oć a den Steigungswinkel des Schraubenganges, r den Schneckenradius, r den Halszapfenradius, xx den mittleren Spurzapfenradius, fi den Zapfenreibungskoeffizienten (0,1), q den Reibungswinkel,

so beträgt das Moment, welches zum Drehen der Schnecke aufzuwenden ist, ohne Berücksichtigung der Reibungswiderstände in den Lagern der Schneckenwelle

M = P.a — K.r.tg(a, q), und mit Berücksichtigung der Lagerreibungen

P.a = K.r. tg(a -\- p) + gKx₁ fiPx,

Spurzapfen Halszapfeu

also der wirkliche Kurbeldruck

K[rtg(a + q) + fi rj

a — fix

Um den Reibungen in den Lagern von vornherein, also ohne vorherige Bestimmung der Lagerabmessungen, Rechnung zu tragen, kann man die neben der Schraubenreibung auftretenden Verluste bei gewöhnlichem Spur- und Zapfenlager auf etwa 10 Proz. der Antriebskraft, bei Kugellagern auf höchstens 2 bis 5 Proz. der Antriebskraft schätzen. Daher

K.rtgia -f g)

P == 1,05 bis 1,1

Wirkungsgrad.

Man erhält den Wirkungsgrad des Schneckengetriebes, wenn man den theoretischen Kurbeldruck P₀ durch den wirklichen Kurbeldruck P dividiert. Es ist also der Wirkungsgrad der Schnecken welle

rtgu(a — fix) a[rtg(a+ 0) + ^]*

Vs =

Po

r .tga

P [rtg(a+ g) + fix^.a

a — fix

Setzt man wieder für die neben der Schraubenreibung auftretenden

Verluste in den Schneckenlagern 10 bzw. 5 Prozl der Antriebskraft, so wird

Vs =

0,9 tg a

t</(a -f e)

bis

0,95 tg a

tu (a + e)

Der Wirkungsgrad wächst mit dem Steigungswinkel oc und ist insbesondere vom Reibungskoeffizienten zwischen Schnecke und Schneckenrad /Ltj abhängig¹).

Er verringert sich bei dickflüssigem öl mit geringer Öltemperatur (siehe S. 183 „Schmiermaterial“), und insbesondere auch dann, wenn der Zahndruck erheblich unter den der Vollbelastung sinkt. So ist z. B. nach Stribeckla) bei einer zweigängigen Schnecke mit n = 352 bei 750 kg Zahndruck \g = 90 Proz., während bei 100 kg Zahndruck g nur noch 45 Proz. betrug und bei noch kleineren Drücken auf 30 Proz. sank.

Der Reibungskoeffizient und damit der Reibungswinkel g beträgt mit Berücksichtigung der Beziehung ^ = tg g :

a) für minderwertige Ausführung; Schnecke und Rad aus Grauguß, unbearbeitet, aber eingelaufen und geschmiert:

g₁ = 0,15

g = S» 50';

b) für gute Ausführung, gehärtete Stahlschnecke auf Bronze, gefräst, im ölbade:

i“i = 0,1 #

c) für vorzügliche Ausführung, im ölbade:

Q = 3°;

q = 60;

^ — 0,05

d) desgl. bei hohen Gleitgeschwindigkeiten:

q = I« 10'.

fa = 0,02

Der Wirkungsgrad ist also auch noch von der Gleitgeschwindigkeit abhängig. Für ein gußeisernes Schneckengetriebe z. B., dessen Steigungswinkel 5°42' bei 8 n Ganghöhe, 30 Zähnen und 200 kg Zahndruck betrug, wurde durch Versuche bei

360 600 und 900 Umdrehungen in der Minute bzw. 1,5 2,5 „    4,0 m/sec Gleitgeschwindigkeit

ein Wirkungsgrad r\s — 0,67 0,71 „ 0,74 ermittelt.

Für ein doppelgängiges Schneckengetriebe, Stahl auf Bronze, mit einem Steigungswinkel 17° 40', ergab sich der Wirkungsgrad für Gleitgeschwindigkeiten von 1,5 bis 6,5 m, entsprechend 350 bis 1500 Umdrehungen in der Minute, nahezu konstant, nämlich rjs = 0,9.

Da aber nicht alle Schneckengetriebe unter den bei Versuchszwecken vorhandenen günstigen Vorbedingungen arbeiten, so können unter Einschluß von 10 Proz. Lagerverlust für die Schneckenwelle nachstehende Wirkungsgrade gesetzt werden:

Tabelle 30. Wirkungsgrade der Schneckenwellen.

80

IO»

15°

Steigungswinkel    « =

Ausführung a) ,wx = 0,15; rjs =

Ausführung b) /ux = 0,1; r]g =

Ausführung c) tu₁ = 0,05; rg =

Der Gesamtwirkungsgrad eines Schneckengetriebes, zusammengesetzt aus dem Wirkungsgrade der Schneckenwelle rjs und dem Wirkungsgrade der Schneckenradachse rjt, ergibt sich demnach zu

V = Vs-Vt-

0,44

0,52

0,66

0,48

0,56

0,57

0,69

0,64

0,74

Teilung und Schneckendurchmesser.

Die Berechnung der Teilung ist dieselbe wie bei den Zahnrädern. Sie wird hauptsächlich mit Rücksicht auf den Verschleiß entweder aus der Umfangskraft des Schneckenrades, dem Lastmoment, dem Antriebsmoment oder der Anzahl der Pferdestärken zu berechnen sein.

Ist die Umfangskraft des Schneckenrades gegeben, so ist die allgemeine Beziehung

K — c.b .t

zugrunde zu legen.

c — 20 bis 25 kg/qcm, c = 32

Hierin ist zu setzen für Gußeisen . . . für Phosphorhronze

Für billige und gedrängte Konstruktionen, z. B. Schneckenflaschen-

zlige, tritt die Rücksicht gegen Verschleiß in den Hintergrund und man nimmt

für Gußeisen c bis 50 kg/qcm.

Im allgemeinen wird die Zahnbreite im Teilkreisbogen gemessen bei unvollkommenen Zähnen . . b = 1,5 t bei richtig geformten Zähnen . . b = 2,5 £ und mehr gewählt. Ist die Teilung aus dem Antriebsmoment zu berechnen, so folgt aus den Beziehungen

P2a7t =--s == —it mit K — cbt und b =

Vs

Vs

_P. 2 an.rjs

-V

Ist das Lastmoment gegeben, so verwendet man die Gleichung

2 ji c .yj. z

und bei gegebener Anzahl der Pferdestärken die Gleichung

t = 10

450 JY

c.yj .z 7t

Bei schnell laufenden Schnecken ist für die Teilung auch die

Rücksicht auf Erwärmung maßgebend. Es ist dann zu kontrollieren nach der Gleichung¹)

r\

N — cx«V²,

worin N die zulässige Leistung des Zahndruckes in PS und cx ein Wert ist, welcher bei dauerndem Betriebe 0,15 bis höchstens 0,2 nicht überschreiten soll.

Die Zähnezahl des Schneckenrades ist von der gewählten Gangzahl der Schnecke abhängig. Bei eingängigen Schnecken ist i — 1, bei steilgängigen Schnecken i — 2 oder 3 zu setzen. Soll also z. B.

x) Zeitschr. d. Yer. deutsch. Ing. 1897, S. 1160: Stribeck, Versuche mit Schneckengetrieben.

mit einem eingängigen Schneckengetriebe eine Übersetzung 1:25 erzielt werden, so hat das Schneckenrad 25 Zähne zu erhalten, bei einer doppelgängigen Schnecke 2.25 = 50 Zähne und bei einer dreigängigen Schnecke 3.25 = 75 Zähne.

Der Durchmesser des Schneckenrades bestimmt sich dann aus der Gleichung

z.t = JJji.

Schneckendurchmesser. Bei Bestimmung des Schneckendurchmessers ist stets darauf Rücksicht zu nehmen, daß man eine ausreichend starke Schneckenwelle erhält. Man muß daher, sobald der Steigungswinkel cc größer als 8 bis 10° gewählt wird, i — 2 oder 3 nehmen.

Wickelt man sich einen Schraubengang ab, so ergibt sich nach Fig. 301 der Schneckendurchmesser zu

Fig. 301.

i .t

Ganghöhe oder Steigung

nt ff a

Meistens muß die Rech-

s — it

-2r n-

Schneckendurchmesser

nung mehrere Male durchgeführt werden, bis man passende Resultate erhält. Ergibt sich bei der Prüfung der Kerndurchmesser zu schwach, so ist entweder t oder i zu vergrößern.

Da die Schnecke auf der Drehbank hergestellt werden muß und die meisten Drehbänke Leitspindeln mit englischem Steigungsmaß haben, so ist die Teilung des Schneckenrades stets in englischen Zoll anzugeben.

Kann eine selbsthemmende Schnecke auch zwei- oder dreigängig sein?

Wie aus der folgenden Gleichung hervorgeht, kann eine Schnecke mit kleinem Steigungswinkel ein- oder mehrgängig hergestellt werden, da nur der Schneckendurchmesser größer wird.

Z. B. : Gegeben mit Rücksicht auf Festigkeit . . . t = 10 n,

„    „    „ Selbsthemmung « = 4°

Kj~t

Durchmesser aus D —

demnach

eingängig D —

1.

zweigängig D —

7i. ty . 4° 2.10.71

= 143 mm,

dreigängig D =

71 . t(j . 4°

3.10 . Ti

= 286 mm

Ti. tg . 4°

= 429 mm usw.

werden ?

Kann eine eingängige Schnecke auch mit großem Steigungswinkel hergestellt

Auch dies ist ohne weiteres möglich, nur wird man einen bestimmten, aus obiger Gleichung sich ergebenden Durchmesser einhalten müssen, wenn

die Bedingung gestellt wird, daß normale Zahnlücken im Querschnittsprofil vorhanden sind. Außerdem wäre zu untersuchen, ob der berechnete Durchmesser noch angängig ist.

D Z=

— 25 mm.

Z. B.: Gegeben i = 1 ; t — 10 n\ « = 22°, also tg a = 0,404, demnach 1. 10.7T n . 0,404

Die Schnecke wäre nicht ausführbar, weil nach Abzug der Fußhöhe mit 2.0,4.10.71 = 25,12mm nichts für den Kern übrig bleibt. Folglich ist zur Erreichung eines größeren Durchmessers eine mehrgängige Schnecke anzuwenden.

I = 4 bis 61.

Länge der Schnecke *). Nach den üblichen Annahmen ist die Schneckenlänge

Nach neueren Betriebserfahrungen sind zu lang gehaltene Schnecken häufig die Ursachen eines unruhigen, mit Stößen verbundenen Ganges, welcher unter Umständen mit Heißlaufen verbunden ist.

Bei dem in Fig. 302 abgebildeten Getriebe einer sehr leistungsfähigen Firma zeigte sich bei der Besichtigung, daß die schraffierten

Fig. 302.

Fig. 303.

MaßstaU 1:10

--

A4

b\ '

;    140 verkürzt; '• ^ 230 ursprünglich J

Schneckengetriebe mit zu lang gehaltener Schnecke.

Flächen stark angegriffen, rauh und abgenützt waren, so daß der Zahnquerschnitt merklich vermindert war (Fig. 303). Im Schneckentrog lag eine ziemliche Menge fein gemahlener Bronzestaub.

Da die Schwankungen regelmäßig auftraten, so wurde die Ursache darin vermutet, daß die zu lange Schnecke den äußersten in Eingriff kommenden Zahn des Bades faßte und den im richtigen Eingriff befindlichen mittleren Zahn abhob. Da der äußerste Gang der Schnecke in üblicher Weise abgerundet war, konnte das Abheben nur stattfinden, wenn der Punkt a in die Linie b — c eingetreten war; das Abheben erfolgte demnach bei jeder Umdrehung der Schraube einmal. Die

r) Betriebserfahrungen an Schneckengetrieben, Zeitschr. d. Ver. deutsch. Ing. 1912, S. 806.

Schnecke wurde dieser Überlegung entsprechend gekürzt und zwar so lange, bis der ungleiche Gang verschwunden war. Die ursprüngliche Länge von 140 mm war damit auf 100 mm verkürzt worden. Es war Durchmesser der Schnecke = 165 mm,

Teilung t — 18 n,

Zähnezahl des Schneckenrades z = 50,

Durchmesser desselben = 900 mm.

Aus diesen Beobachtungen und Erfahrungen ergibt sich, daß die zwischen Schnecke und Schneckenrad vorhandenen Unterschiede in der Teilung, die ihren Grund in der Herstellung sowohl des Rades als auch der Schnecke, sowie im Einbau des Getriebes haben können, Störungen im Eingriff verursachen, die um so stärker auftreten, je länger die Schnecke ist. Es scheint daher zweckmäßig, die Länge des Eingriffes zu beschränken, um diesen störungsfrei stattfinden zu

lassen; selbstverständlich    .    „

₀ ,    .    ...    I    |140verkürzt:

muß die Schneckenlange    :    i

°    Schneckenradzähne Schneckengänge

groß gewählt werden,

daß der Eingriff ständig || g | ; î fl fl 1 \ 1 1 gewahrt bleibt; hierzu ! |-genügen jedoch zwei    wl Wa \m

Zahnflanken völlig. Die Schneckenlänge kann i zeichnerisch nach folgen- 6 dem einfachen Verfahren (Fig. 304) bestimmt werden. Die Schnecke wird im Teilkreis abgewickelt, das Schneckenrad ebenfalls. Nun wird durch einfaches Probieren (Verschieben des auf einem Pauspapier abgewickelten Schneckenradteiles) diejenige Schneckenlänge gesucht, bei welcher noch zwei Zahnflanken im vollen Schneckenprofil arbeiten. Die Schneckenenden ad werden also nicht als arbeitendes Profil gerechnet.

ferner:

SO

Fig. 304.

230 ursprüngliche ! Schneckenlänge ;

I! .

i || j Schneckenrades

Stellung I

nun

rill r

|l

VA

f'MJ

..L.KS

nrw

razzA

Stellung n

i ll

a

Ermittelung der Schneckenlänge.

L.

Stellung UL

Schmiermaterial. Als Schmiermaterial ist dickflüssiges öl vorzuziehen, obwohl bei der nicht ausbleibenden Verdickung des Öles die Wirkungsgrade der Dauerversuche leiden.

Die hohen Wirkungsgrade entsprechen nur dem Beharrungszustande, nachdem das dickflüssige öl durch die Temperaturerhöhung dünnflüssiger

geworden ist. Z. B. *) ist bei einem dreigängigen Schneckengetriebe mit z = 30, t = 25,4 mm, a —- 17° 34'

r] = 70,6 Proz.

für P = bfibx.t \ bei 36° Öltemperatur, bei 53° Temperatur, und n = 1364    j    rj = 53,5 Proz.

rj = 80,2 Proz.

für F = 24,3 b₁.t \ bei 21,2° Öltemperatur, bei 94,5° Temperatur, und n = 1328    j    rj = 77 Proz.

¹

) Literatur über Versuche mit Schneckengetrieben: a) Stribeck, Zeitschr. d. Ver. deutsch. Ing. 1897, S. 936 und 1898, S. 1156; b) Ernst, ebenda 1900, S. 1229; c) Westberg, ebenda 1902, S. 915.

Druck in Richtung der Schneckenwelle und in Richtung der Schneckenradwelle.

Der Druck in Richtung der Schneckenachse ist gleich der Umfangskraft K des Schneckenrades. Muß dieser Druck von der Kurbelseite aus ermittelt werden, so ist die Gleichung

Krtg 0+ q)

JP.a

zu benutzen, woraus

r.tg(a-\-Q)

Da dieser Druck nicht senkrecht zur Zahnfläche wirkt, so ist derselbe nur eine Komponente des Zahndruckes.

Der Zahndruck erzeugt noch eine zweite Komponente JV senkrecht zur Schneckenwelle, welche die Schneckenradwelle in axialer Richtung zu verschieben sucht. Es ist

JV = K.tg(a + Q).

Schnecken mit kleinem Steigungswinkel besitzen großen Axialdruck in der Schneckenwelle und kleinen Axialdruck in der Schneckenradwelle. Je größer der Steigungswinkel wird, desto kleiner wird der Axialdruck in der Schnecken welle und desto größer wird der Axialdruck der Schneckenradwelle.

Schnecken- und Schneckenradwelle müssen demnach in ihrer

Achsenrichtung abgestützt werden und gehen die verschiedenen Anordnungen aus den nachstehenden Figuren hervor.

s.—

l' n

Zur vorläufigen Aufzeichnung der Schneckenwelle kann der Durchmesser derselben überschläglich nach der Gleichung für normale Triebwerkwellen

TV

berechnet werden, in welcher der neben der Verdrehungsspannung noch außerdem auftretenden Biegungsspannung durch Einsetzung eines geringeren lid mit 120 kg/qcm Rechnung getragen ist.

D Zeitschr. d. Yer. deutsch. Ing. 1902, S. 1551.

Ausführung. Schneckengetriebe mit hohen Umlaufszahlen, wie solche sehr viel im Kran- und Aufzughau bei direkter Kupplung mit dem Motor Vorkommen, erfordern eine äußerst sorgfältige Schmierung. Man baut deshalb das ganze Getriebe in ein Gehäuse ein und kann dann zwei Typen unterscheiden:

Anordnung der Schnecke unter dem Schneckenrade, Anordnung der Schnecke über dem Schneckenrade.

Die erste Anordnung, bei der die Schnecke vollständig im öl läuft, leidet an dem Nachteil, daß die Schnecke nicht leicht zugänglich ist, und daß die Schneckenwelle bei direkter Kupplung mit dem Elektromotor im Verhältnis zur Motorwelle zu tief gelagert ist. Ferner findet

Fig. 306.

Fig. 305.

n = 390

36

P^TTwWI

+ - fj-è-~

Wi YmMS*

ST3

34.56 mm mm

SS

396

70

.S’ O :‘i O' Vk

- o o \ ' I

O'- X ' '

L^hÉ

mk

L_

-i.

----4--¹ “♦ J--

—4jq-v

/ /

ms⁷

\.

\_L

Schneckengetriebe mit obenliegender Schnecke, doppeltem, einseitigem Kugelstützlager und Ringschmierlager.

Verunreinigung der Arbeitsflächen durch die von der Schnecke hochgebrachten Schmutz- und Metallteilchen statt. Deshalb ist der Raum unter der Schnecke reichlich zu bemessen, damit sich abgeschliffene Metallteilchen absetzen können, ohne durch die Schnecke von neuem in die Eingriffsflächen getragen zu werden. Neben einem zur Beobachtung des Ölstandes angebrachten Glasfenster ist ein Hahn zum Ablassen des schmutzigen Öles an der tiefsten Stelle anzubringen.

Im allgemeinen werden jetzt obenliegende Schnecken bevorzugt, weil sie durch einfaches Abheben des Gehäusedeckels leichter nachgesehen und überwacht werden können.

Die Schmierung durch das vom Rade gehobene öl ist hierbei genügend reichlich, selbst wenn der Schneckenradkasten — wie dies meist geschieht — nur im unteren Teile mit öl gefüllt ist. Ein Abschleudern des Öles durch die Zentrifugalkraft findet erst nach der Schmierung der Arbeitsflächen statt.

Fig. 308.

Fig. 807.

-H

<-90^

z = 30

= 13 n

W '\D= 390

30 £

W,

WH: "Hi---f

lepi w i

*—220 —

i.i

(<-K6

Schnecke doppelgängig, dQ = 106 mm, Ganghöhe = 26 ti, di = 50 mm.

Schneckengetriebe mit untenliegender Schnecke, doppeltem, einseitigem Kugelstützlager und gewöhnlichen Halslagern.

Stützzapfen der Schneck en welle als Ersatz der Kugellager bei Schadhaftwerden der

Kugeln.

Auf beiden Gehäuseseiten Beobachtungsfenster 280 X 180 mm mit 5 mm Glas.

Kugel- und Rollenlagerungen der Schneckenwelle.

Fig. 309.

um

777TJ77T77)

mm

ü§

///////////////////n////f////////////

Schneckenwelle für beiderseitig axialen Druck. Kugelfabrik Ei sch er.

.JMJ]

Schneckenwelle mit nach beiden Richtungen wirkendem, abwechslungsweisem Druck und mit Rollenlagern kombiniertem Doppeldrucklager. Norma-Compagnie.

Fig. 311.

XX

ïi; i;

Schneckengetriebe. Fig. 310.

ûùk

SÄ

Schneckenwelle mit Axialdruck nach einer Seite. Kugelfabrik Fischer.

Fig. 312.

(sä

w,

7,

V-

'V

t/k

v\l

kV

iri

Schneckengetriebe mit Rollenringlager und kombiniertem Rollenringlager für wechselseitigen Axialdruck. Norma - Compagnie.

■62—*

-90-

Befestigung des Schneckenradzahnkranzes am Radkörper.

Fig. 313 zeigt die Konstruktion eines Stützlagers der Schneckenwelle. Hierbei ist zp bemerken, daß ebene oder ringförmige Spurzapfen solchen mit abgerundeten Stirnflächen vorzuziehen sind, weil ja bekanntlich die spezifische Pressung in der Mitte des Zapfens am

Fig. 314.

Fig. 313.

Fig. 315.

110

^<15**25*1

: -r

<i():

■22"-3---S

--

Ï25

50

li]

Schlechte Spurzapfenkonstruktion.

größten ausfällt und sich infolgedessen an dieser Stelle kein öl halten kann. Am vollkommensten sind stets ringförmige Zapfen, bei denen die Schmierung von innen nach außen erfolgt.

Fig. 314 und 315 zeigen die Befestigung der aus Phosphorbronze hergestellten Zahnkränze der Schneckenräder.

Beispiel. Berechne ein doppelgängiges Schneckengeti'iebe für eine Übersetzung 1:20, dessen Schneckenradwelle ein Moment von 31100 kgcm zu übertragen hat, und dessen Schneckenwelle mit einem Hauptstrommotor von 17 PS und 600 Umdr./min gekuppelt ist.

Schneckenrad: Phosphorbronze gefräst. Mit c = 35, entspi'echend = 600 kg/qcm hei häufiger Vollbelastung, ifj = 2, z — 40 und M — 31100 kgcm

1/2. Tr. 31100

wird

2n M

c . ip. z

35.2.40

= 4,12 cm

l⁵/₈" (41,27 mm);

Teilkreisdurchmesser D — -

40.41,27

= 525 mm ;

Zahnbi-eite b — 2 t ^ 85 mm.

Schnecke: Gewählt « = 18°; Siemens-Martin-Stahl; aus dem Vollen geschnitten, gehärtet und poliert.

Schneckendurchmesser 2 r =

2.41,27

n. tg a

n . tg . 18°

— 80,8 mm ;

48mm; Wirkungsgrad: mit p — 1° 10'(w₁ = 0,05),

Kerndurchmesser :

bei vorzüglicher Ausführung, Ölbad und 5 Proz. Verlust in der Schneckeni-adwelle:

r\ — 0,95.0,9

tg 18°

tg (18° + 1° 10')

= 0,8.

Komponenten des Zahndruckes: Umfangskraft am Schneckenrade in Richtung der Schneckenwelle mit rj - Schneckenradwelle = 0,95:

= 1248 kg.

31100

26,25.0,95

Die zweite Komponente des Zahndruckes X zur Schneckenwelle ist N = K. tg(a -(- q) = 1248 tg (18® -f 1° 10') = 434 kg. Schneckenwelle: Vorläufiger Durchmesser aus

17 ^ 600

4,4 cm.

Kerndurchmesser war 48 mm. Die Annahmen sind demnach prinzipiell zulässig. Zur genauen Ermittelung der in der Welle auftretenden Anstrengungen ist es erforderlich, die Biegungs- und Torsionsmomente festzustellen.

Biegungsmomente in der Horizontalebene:

3000— -

3000

Fig. 316 bis 320.

450

= 217.22,5 = 4882 kgcm und im Punkte / bzw. II:

⁼ 217.14,5 = 3146 kgcm.

bH

max

217

145

--X

160

217

'''434 jjj

Biegungsmomente in der Vertikalebene.

Auflagerdrücke (Kräftepaar) : 80,8

— = 112 kg.

Größtes Biegungsmoment in I

A =B =

und II:

1248-

450

Al

.3146

4882

Horizontale Biegungsmomente

' '.315

1248

■<r

112

80,8

..2—

MhV = 112.14,5 = 1624 kgcm.

112

<--160

450

->

Resultierendes Biegungs-moment in I und II:

Mh = y3146²-|-1624² = 3540 kgcm.

Das horizontale Biegungsmoment in der Mitte ist also am größten und demnach maßgebend.

Torsionsmoment: Moment der Schneckenwelle M

Trommel

.315 v

1624

II

Vertikalle Bie^ungsmomente

2221

M

^Schnecke

31 100    2

0,7    ‘ 40

wenn nicht, wie berechnet, mit 0,8, sondern vorsichtshalber mit

0,7 eingesetzt wird; oder aus P =

2rnn

= 2221 kgcm,

CO

CM

CO

CO

—

Resultierende Biegungsmomente und Torsionsmoment.

—mit einer Gleitgeschwindigkeit

0,0808 .i .600

60

60

= 2,53 m/sec,

17 75

-g^g - = 504 kg, also Ma = 504.4,04 = 2036 kgcm, infolge der Abrundungen etwas kleiner wie oben.

Ideelles Moment mit «₀ =

400

rs»/

0,5

1,3.600

Mf = 0,35 Mh + 0,65 ]/ M§ -f («₀    = 0,35.4882 -f 0,65 ]/4882² + (0,5.2221)²,

Mi = 4959 kgcm.

Damit schließlich aus Mi = ¹/iod³kb mit = 400 kg/qcm

d = 4,98 cm.

Kerndurchmesser war 48 mm. Die Anstrengung wird demnach etwas größer, wie angenommen.

Grissongetriebe..

Das Grissongetriebe (D.R.-P.Nr.93236, ausgeführt von E. Becker, Berlin-Reinickendorf) ist ein eigenartiges Zahnrädergetriebe, welches sich für große Übersetzungsverhältnisse bei geringen Achsenabständen eignet. Es ist eine Triebstockverzahnung, welche aus einem auf der Welle m mittels Feder und Nut befestigten Daumenrade «, b und dem

auf der Welle n festgekeilten Rollenrade besteht.

Man führt die Verzahnung doppelt aus, indem man die Triebstöcke um eine halbe Teilung bzw. die Zähne um 180° gegeneinander versetzt.

Das Rollenrad besitzt drei Kranzscheiben, zwischen denen auf Bolzen drehbar gelagerte Rollen unter Versetzung um die halbe Rollenteilung in gleichen Abständen angeordnet sind.

Grissongetriebe werden mit Übersetzungen von 1:5 bis 1: 50 ausgeführt. Am häufigsten werden Übersetzungen von 1:8 bis 1:30 verwendet, weil die Getriebe hier wesentlich billiger werden als doppelte Zahnradvorgelege und bei dem sehr geringen Achsenabstande den Antrieb vereinfachen.

Kleinere Übersetzungen als 1:8 bieten gewöhnlichen Zahnradantrieben gegenüber dann einen Vorteil, wenn ein möglichst geringer Achsenabstand verlangt wird. Kleinere Übersetzungen als 1:5 sind

Fig.321.

Fig. 322.

irr :\l

ms A

-,

-L.

ÖS

L ¹¹ L~

Wmß-

mm

Grissongetriebe.

mit Grissongetrieben nicht ausführbar, weil die Daumenzähne sonst in die langsam laufende Welle einschneiden und nicht mehr Raum für eine genügend starke Nabe lassen.

Als Baustoff wird für die Daumenräder Kruppscher Gußstahl verwendet, der sich so härten läßt, daß die Arbeitsflächen glashart werden, der Kern aber zähe bleibt. Bolzen und Rollen des Rades bestehen ebenfalls aus Stahl und besitzen glasharte Oberflächen. Der Rollenradkörper selbst besteht aus Grauguß. Rollen und Bolzen sind durch Splinte gesichert und können leicht ausgewechselt werden.

Für die Schmierung sind die Bolzen ausgebohrt und mit einer Fläche versehen, welche mit der darauf sitzenden Rolle eine Ölkammer bildet, in die das öl durch zwei Bohrungen eintreten kann.

Das ganze Getriebe wird zum Schutz gegen Staub und Schmutz, sowie den Vorschriften der Sicherheitsbehörde entsprechend, mit einem Schutzkasten umgehen, in den so viel Öl gegossen wird, daß der untere Teil des Getriebes dauernd durch das Öl streicht.

Der Wirkungsgrad der Grissongetriebe beträgt bei einer Übersetzung 1:18

0,86 -v- 0,96, 0,53    0,9.

ins Langsame ins Schnelle

Reibräder.

Reibräder dienen häufig bei Wind werken zur direkten Übertragung rotierender Bewegung von der Antriebswelle auf parallel oder rechtwinklig dazu gelagerte Achsen. Sie finden namentlich da Anwendung, wo es sich um sanften, geräuschlosen Gang und um leichte und schnelle Ausrückung handelt (Wendegetriebe). Die Übertragung findet an den glatten Umfängen der Räder durch die beim Aneinanderpressen der Räder entstehende Reibung statt, vorausgesetzt, daß die Umfangskraft kleiner als der erzeugte Reibungswiderstand ist.

Zylindrische Reibräder (Keilräder).

Die Kranzprofile dieser Räder, welche ausnahmlos als Keilräder bei Winden Verwendung finden, sind mit keilförmigen, ineinander greifenden Bahnen versehen. Den Kranzquerschnitt für Keilräder zeigt Fig. 323. Als Nachteil ist der Umstand anzuführen, daß nur in einem einzigen zylindrischen Schnitte durch jeden Kranz die berührenden

Kreise sich aufeinander wälzen, während in allen übrigen Punkten Schleifen stattfindet, welches zu einer Abnutzung und eventuellen Erwärmung Anlaß bietet. Für gutes Material und sorgfältige Herstellung ist unter allen Umständen Sorge zu tragen.

Fig. 324.

Fig. 323.

ft

im*

PA

Jll

Kranzprofil der Keilräder.

Kraftwirkung an Keilrädern.

Bei der Berechnung wird es sich nach Feststellung der Keilnutenverhältnisse darum handeln, den Anpressungsdruck für eine bestimmte Umfangskraft zu ermitteln.

Bezeichnet

P die übertragbare Umfangskraft,

I) den erforderlichen Anpressungsdruck der Räder senkrecht zu ihren Wellen,

JV den erforderlichen Druck senkrecht zur Keilfläche auf jeder Seite,

2 a den Keilnutenwinkel, a den Reibungskoeffizienten,

2 a die Länge der Berührungsseite, z die Anzahl der Keilnuten,

so ist

also

P <; 2 jiJV,

D — 2 (N sin a -\- n N cos a),

1)

2 (sin u Ą-    . cos a)

Reibräder.

Nach Einsetzung des Wertes für N in die erste Gleichung erhält man:

fiD

oder

— sin a fi. cos a

sin a -f fi. cos a_P

(*i

Man wählt gewöhnlich

ex, = 15°;

kleinere Werte ergeben bei Verschleiß zu tiefes Einsinken der Kämme;

fi — 0,1 bis 0,15 für Gußeisen auf Gußeisen.

Eingriffstiefe 10 bis 12 mm. Wird diese Eingriffstiefe größer gewählt, so tritt zu starke Abnutzung auf.

Zahl der Keilrillen 3 bis 5. Bei mehr Keilrillen ist vollkommenes Anliegen sämtlicher Flächen schwer zu erzielen.

Mit fi = 0,1 und oc = 15° ergibt sich der bequemere Rechnungswert jq zu

fii =

0,1

Danach wird

sin 15° -f- 0,1. cos 15°

= 0,28.

~ 3,5 P und P = 0,28 I).

1) =

0,28

Soll die Abnutzung nicht bedeutend ausfallen und soll unzulässige Erwärmung vermieden werden, so ist die spezifische Flächenpressung zu prüfen. (Wegen der Elastizität des Materials ist die Berührung keine Linie, sondern eine schmale Fläche.)

Ist k₀ die für zulässig erachtete Belastung, so gilt

D (2 a sin a).2z k₀.

folgt:

Unter Berücksichtigung der Gleichung D =

P (2 a sin a) 2 zk₀.

Mit 2 a = 1,2 cm, cc = 15° (Gußeisen auf Gußeisen), fi = 0,1, folglich /q = 0,28, wird

D 0,6 k₀z und P 0,17 k₀z.

Es kann gesetzt werden

k₀ = 105 bis 135 kg.

Ausführung der Keilkämme. Die Keilkämme können ziemlich schwach sein; bei 10 mm Eingriffstiefe werden die Kämme an der Krone bis auf 5 mm verjüngt und sind an der Wurzel 10 mm stark, mit 5 mm freier Lückentiefe als Spielraum bei Verschleiß.

Äußerer Kammrand 15 bis 20 mm dick zum Schutz gegen Ausbrechen.

Kegelförmige Reibräder.

Fig. 325.

<f> /

Kegelförmige Reibräder werden im Hebezeugbau für Wendegetriebe bei kleineren Umfangskräften und bei rechtwinkelig gekreuzten Achsen verwendet. Peinliche Sorgfalt bei der Herstellung ist Hauptbedingung; insbesondere muß dafür gesorgt werden, daß sich die Achsen, auf denen die Räder sitzen, nicht durchbiegen können, weil sonst nur unvollkommene Berührung statthndet, wodurch wieder die spezifische Flächenpressung zu groß wird und ein Fressen des Materials stattfindet. Als Material hat sich Gußeisen auf Gußeisen oder Eisen auf Papier oder Holz am besten bewährt. Stahlguß ist zu verwerfen, weil die Ungleichartigkeit des Materials Veranlassung zum Anfressen der Gleitflächen gibt.

Bezeichnet

Pi

/    L-a-*

VT

P die übertragbare Umfangskraft,

N den erforderlichen Anpressungsdruck senkrecht zur Berührungsfläche,

1) den erforderlichen Anpressungsdruck in Richtung der Achse des kleinen Rades,

oc den halben Winkel des kleineren Rades, s die Länge der Berührungsfläche, so gilt wieder

. 1)

Kegelförmige Reibräder.

worin D = ks.sina, und k = 105 bis 135 für Gußeisen auf Gußeisen.

Der Winkel oc ist hier nicht, wie bei den zylindrischen Reibrädern, wählbar, sondern von dem Übersetzungsverhältnis abhängig.

k kann nur durch die Vergrößerung des Raddurchmessers und durch die Vergrößerung von s beschränkt werden.

Die Anpressung hat stets in der Achsenrichtung der kleinen Räder zu geschehen, um die kräftigere Wirkung des kleineren Keil winkeis auszunutzen. Andere Anordnungen sind falsch.

Kleinere Übersetzungen als 1:4 vermeidet man am besten, andernfalls kann man die Wirkung durch Anbringung von Keilrillen wesentlich erhöhen.

Kegelförmige Reibräder sind nur für schnell laufende Triebwerke mit etwa 150 bis 400 Touren pro Minute zu verwenden. Als stets vorhandener Nachteil ist die ungleiche Abnutzung anzuführen. Der Beschleunigungswiderstand des großen Rades bedingt immer anfäng-

— sin a|/t. cos a⁹

liches Schleifen, so daß bis zur vollständigen Mitnahme des angetriebenen Rades flache Stellen angeschliffen werden. Die Räder werden am besten nach dem Aufkeilen auf ihren möglichst starken Achsen abgedreht.

Fig. 326.

.....................P

—Mr

Verwendet man verschiedenes Material, so sind die kleinen Räder aus Holz, oder aus Papier- bzw.

Lederscheiben, welche nach Fig. 326 über eine Hülse geschoben, zusammengepreßt und abgedreht wer- Kegelförmiges Reibrad a. Lederscheiben.

den, herzustellen, während das große Rad aus Gußeisen hergestellt wird.

Zentratorgetriebe

von W. H. Hilger & Cie. in Bonn a. Rh.

Diese Bauart ermöglicht eine Herabminderung der Umlaufzahl ohne Riemen oder Zahnräder im Verhältnis bis 1:12.

Auf der Welle des Elektromotors sitzt eine kleine Laufrolle c, auf welcher vier konzentrisch angeordnete Federringe a rollen, die durch einen Klemmring b gegen die Laufrolle c gepreßt werden.

Fig. 327.

•b

e-

l-e

ir^ui

Zentratorgetriebe von W. H. Hilger & Cie. in Bonn a. Rh.

Die Figur weicht etwas von der Ausführung ab.

In den federnden Stablringen a befinden sich zweiteilige Leitrollen d, die mittels der Bolzen e und der Mitnehmerscheibe m die langsam laufende Welle antreiben.

W endegetriebe.

Bei vielen Hebezeugen mit maschinellem Antrieb müssen besondere Umkehrvorrichtungen angebracht werden, um das Heben und Senken der Last, das Vor- und Rückwärtsfahren und das Rechts- und Linksschwenken bei Kranen zu bewerkstelligen. Die Vorrichtungen hierzu

Fig.328.

lose fest lose (l40 6j0 140)

bezeichnet man mit dem Namen „Wendegetriebe ¹)w.

300

Für elektrisch betriebene Hebe-\ zeuge haben die Wendegetriebe ihre j Bedeutung verloren, indessen finden / dieselben bei Dampfkranen nach wie vor Verwendung.

1. Wendegetriebe

mit offenem und gekreuztem Riemen.

iNf

Riemenwendegetriebe.

Dieselben werden bei weit auseinander liegenden Wellen angewendet. Die getriebene Welle, deren Drehsinn umzukebren ist, erhält zwei Losscheiben und eine Festscheibe. Nach Ausschaltung befinden sich die beiden Riemen auf ihren Losscheiben, welche die doppelte Breite der Festscheibe haben müssen. Mittels Riemengabel wird je nach der einen oder anderen Umlaufsrichtung der offene oder der gekreuzte Riemen auf die Festscheibe geschoben. Eine große Anzahl von Konstruktionen¹) vermeidet die doppelte Breite der Losscheiben durch getrennte Riemensteuerung.

2. Wendegetriebe mit Schubkeilkupplung.

Die Anwendung der Schuhkeilkupplunge.n bei Wendegetrieben bietet im allgemeinen ein zuverlässiges und sicheres Mittel zur Übertragung größerer Kräfte bei Hebezeugen, und deshalb sind die früher häufig angewendeten Kegelreibkupplungen fast ganz verdrängt.

Der die Kraft übertragende Gegenstand ist ein gespaltener Ring, welcher durch Keil oder Hebel auseinander gespreizt und dann so stark gegen die innere Wandung einer Trommel gepreßt wird, bis diese mitgenommen wird.

Bestimmung der Kraft zum Einpressen des Schubkeilesx). Da der äußere Durchmesser des Reibringes gewöhnlich 1 bis 2 mm kleiner als der innere Trommeldurchmesser ist, so muß zunächst eine Spreizkraft P₁ wirken, die den Reibring so weit auseinander drückt, bis er mit einem Teile seines Umfanges die Trommelwandung berührt. In zweiter Linie ist noch eine Anpressungskraft P2 nötig, welche den Reibring so stark gegen die Trommelwandung drückt, daß die zur Mitnahme notwendige Reibung zwischen Ring und Trommel erzeugt wird.

Bezeichnet

© das Trägheitsmoment des Ringquerschnittes, a den Dehnungskoeffizienten des Ringmaterials,

)\ den Krümmungshalbmesser des ungespannten Ringes, q den Krümmungshalbmesser des gespannten Ringes, so ist zunächst die Spreizkraft

»T

Ist ferner

b die Ringbreite, s die Ringdicke,

r der Halbmesser der Trommelbohrung, p der Druck auf die Flächeneinheit, u der Reibungskoeffizient = 0,1,

U die übertragbare Umfangskraft,

Fig. 329.

so bestimmt sich durch Integration, unter der Annahme, daß p überall den gleichen Wert besitzt und daß r = q ist, die Anpressungskraft²)

P₂ = prb.

Für die übertragbare Umfangskraft U gilt die Beziehung U — 2rnpbp.

Setzt man aus dieser Gleichung den Wert für p in die Gleichung vonP₂ ein, so erhält man:

P₂ = 1,592 U.

Einpressungskraft des Schubkeiles. Greift der Schubkeil unmittelbar in den Ring ein, so hat man, unter Bezugnahme auf Fig. 329.

D = 2(jPi + JPfe)«flr(a + p),

D die Kraft zum Einpressen,

« den halben Keilwinkel und q den Reibungswinkel

Pi + P₂

wenn

bezeichnet.

Kräfte am Schubkeil.

D Siehe die Abhandlung des Verfassers „Kraft- und Spannungsverhältnisse in Schubkeilkupplungen“. Zeitschr. d. Ver. deutsch. Ing. 1898, S. 534. Siehe auch die Zuschriften ebenda S. 795.

²) Die Rechnung ist für stillstehende Kupplungen durchgeführt. Bei sich drehenden Kupplungen weichen die nachstehenden Werte etwas ab.

Mit

Px ~ 0,045 U, P₂ = 1»592 U, tg a = y₅, tg q = y10 D ~U,

wird

d. h. die Kraft, mit welcher der Schubkeil in axialer Richtung eingepreßt werden muß, ist annähernd gleich der Umfangskraft.

In der folgenden Tabelle sind die Hauptwerte einiger Schubkeilkupplungen zusammengestellt. Als Ringmaterial ist Gußeisen vorausgesetzt, und die übertragbare Umfangskraft mit p = 10 kg/qcm und g — 0,1 berechnet. Die Ringdicke ist zu y₂₀ des Ringdurchmessers angenommen. In den beiden letzten Rubriken sind die maximalen Biegungsanstrengungen angegeben.

Tabelle 31.

Kraftverhältnisse und Dimensionen der Schubkeilkupplungen.

Durchmesser des gespreizten Ringes

Ringbreite b

Ringdicke s

Über

tragbare

Üm-

fangs-kraft U

Spreizkraft I\

Anpressungskraft Po

Einpressungskraft Keil 1)

am

Größte Zuganstrengung kz

Größte Druckanstrengung k

mm

mm

mm

kg

kg

kg

kg

kg/qcm

kg/qcm

200

60

10

377

20

600

372

417

483

250

65

12,5

510

21,5

811

499

332

405

300

70

15

660

23,6

1050

644

281

357

350

75

17,5

824

25,2

1310

801

238

320

400

80

20

1005

26,5

1600

975

208

291

450

85

22,5 ‘

1202

28,7

1908

1162

177

262

500

90

25

1414

550

29,9

2251

1368

166

255

95

27,5

1642

31

2611

1585

148

236

600

100

30

1885

33

3000

1820

139

227

Phosphorbronze wählt man für den Ring nur dann, wenn man eine kompen-diöse Form des Wendegetriebes erzielen will. Man kann dann das Eineinhalbfache der oben angegebenen Umfangskräfte übertragen, d. h. mit p bis 15 kg/qcm gehen.

Häufig wird als Ringmaterial auch Stahl verwendet ; doch sind gußeiserne Ringe ihrer billigen Herstellung wegen vorzuziehen. Stahlguß eignet sich nicht als Ringmaterial, weil die häufig vorkommenden härteren Stellen Veranlassung zum Anfressen der Gleitflächen geben.

Ausführungen. Fig. 330 zeigt ein Wendegetriebe von einfacher Ausführung. In die Kupplungstrommeln, welche am äußeren Umfang als Kegelräder ausgebildet sind, sind die Spreizringe aus Gußeisen eingelegt. Auf der mit Feder und Nut mit der Welle verbundenen, in der Längsrichtung verschiebbaren Muffe sind die beiden Spreizkeile mit 8 mm Kupfernieten befestigt. Damit beim Entkuppeln die Spreiz-ringe nicht aus den Kegelrädern herausgezogen werden, sind sogenannte Abstreifringe angebracht.

Behufs Verschiebung der Muffe ist in die Nute der Muffe ein zweiteiliger Schleifring eingesetzt, an dessen Zapfen ein zweiarmiger Hebel (Fig. 331 und 337) angreift.

Fig. 332 unterscheidet sich von der vorstehenden dadurch, daß die Spreizringe sich hei ausgeschalteter Kupplung auf die eingreifende Muffe, welche fest mit der Welle verbunden ist, legen und dadurch vor zufälliger Berührung mit der Kupplungstrommel gesichert sind.

Fig. 330.

k-

-VT

300

n = 63

D — 280 mm

Z = 28; t = 10 tt; b — 80 mm

— 150

\ 20

xin

■150

■—----( lSXio-ü

100

-1—S—

<-50

8, mm Nieten

240-

240-

Fig.331.

Fig. 332.

ft

----j—§-----

mÊM

XJSX

Ring 180<j) b = 65

"k

Z = 28 D = 308

t = 11 71    ‘

20

Scbubkeilwendegetriebe.

W endegetriebe

Gebr. Schölten in Duisburg¹).

Das Wendegetriebe stimmt im wesentlichen mit dem vorigen überein und unterscheidet sich nur dadurch, daß der Keil h nicht unmittelbar in den Reibring c gepreßt wird, sondern einen Hebel f dreht, der sich die am Reibring angebrachte Nase Z legt und dadurch die

i) Zeitscbr. d.Ver. deutsch. Ing. 1898, S. 4 und 61.

gegen

von

Spannung des Ringes hervorruft. Erwähnenswert ist noch die Anordnung des Schleifringes, bei dem die gleitende Reibung durch Anbringung von Kugeln vermieden wird.

Fig. 333 bis 335.

„„ 10 15

|<—70—»joft >\

j46*j

i«-U-h

c i 5j

202

238

177

I 7:i

220

146

03

-121

■J

du

F—~f----

§Mr*r-.

20

-100-

-è-s-k

120—k

SM

F40-

OH

Schubkeilwendegetriebe von Gebr. Schölten in Duisburg.

Wendegetriebe

der Duisburger Maschinenfabrik E. Jaeger in Duisburg.

Das Bestreben, den Reibring nicht auf Biegung zu beanspruchen, gehtfaus der Fig. 336 hervor.

Fig.337.

Fig. 336.

/Ä\

r-r

t— îSh

■d-

c'

pp

!f

"b.

Schleifring mit Hebel.

Schubkeilwendegetriebe von E. Jaeger.

Auf der Welle sitzen Bronzebüchsen b fest und auf diesen drehbar die Kegelräder a, welche durch Stellringe c gegen Verschieben gesichert sind.

Mit den Kegelrädern sind die Hohlkegel d verschraubt, die, ebenso wie die aufgeschlitzten Reibringe e, konisch aus- bzw. abgedreht sind.

Letztere sitzen auf der Kupplungsmuffe f, die durch Nut und Feder mit der Welle fest verbunden ist und auf ihr verschoben werden kann.

Schiebt man die Muffe nach der einen Seite, so preßt sie zunächst den Ring in den Hohlkegel; sodann treiben die beiden Keile g den Ring auseinander, indem sie sich in den Schlitzen vorwärts bewegen.

Kupplungen für Motorantrieb.

Bei elektrischem Antrieb werden zur Verbindung der Motoren mit dem Triebwerk der Winden bewegliche und elastische Kupplungen verwendet, deren Hauptzweck der selbsttätige Ausgleich von Ungenauigkeiten in der Lagerung der beiden gekuppelten Wellen ist. Starre Kupplungen bereiten meist trotz sorgfältiger Montage Schwierigkeiten durch Warmlaufen, deren Ursachen in einem geringen Setzen der Fundamente oder ungleicher Ausnutzung verschieden belasteter Lager zu suchen sind.

Die Kupplungen sind so konstruiert, daß unter Verwendung von Lederlamellen, Gummieinlagen oder Gummibänder eine gelenkige Nachgiebigkeit entsteht, die Ungenauigkeiten in der Höhenlage der beiden Wellen ausgleicht und kleine Winkelbildungen derselben zuläßt.

Ein vollkommener Ausgleich der Stoßwirkungen beim Anlauf wird durch die elastischen Zwischenlagen nicht erzielt. Diese Forderung bedingt andere Mittel, wie Reibungskupplungen mit begrenzter Übertragungsfähigkeit, sorgfältige Bedienung der Anlaß widerstände, gute Bremsen usw.

Die Isolierung der Kupplungen ist zwecklos und bietet keinen Schutz für Kurz- oder Erdschluß. Vorkommendenfalls sind Defekte in der Spulenwickelung zu suchen.

Der glatte »Umfang der Kupplungsscheiben wird meist in Verbindung mit zwei Bremsbacken als doppelte Backenbremse benutzt.

Stahlblattkupplung der Allgemeinen Elektrizitätsgesellschaft in Berlin.

Je nach Größe der zu übertragenden Kraft sind in der einen Kupplungshälfte radiale Speichen angebracht, welche aus einzelnen

Fig. 338.

mf

«j

i“l

r~ii

mm

«5155

■V

Stahlblattkupplung der Allgemeinen Elektrizitätsgesellschaft.

Stahlblattlameilen bestehen. Eingreifende Mitnehmerknaggen der anderen Kupplungshälfte bewerkstelligen die Mitnahme. Die Kupplung

Fig. 339.

ist fast unelastisch und gleicht nur die Höhenlagenunterschiede beider Wellen aus.

gl

Blattfe der kupplung

der

Eßlinger Maschinenfabrik (Abteilung für Elektrotechnik).

Die Anordnung der hier verwendeten Blattfedern mit den eingreifenden Knaggen geht deutlich aus der Fig. 339 hervor.

ff

Einlagenkupplung

mr,

von G. Polysius in Dessau (D. R.-P.).

Blattfederkupplung der Eßlinger Maschinenfabrik.

Bei dieser Klauenkupplung werden zwei mit Zähnen versehene Scheiben so auf die zu kuppelnden Wellenenden auf gekeilt, daß die Zähne ineinander greifen. Zwischen den Zähnen beider Kupplungsscheiben werden elastische Zwischenlagen eingeschoben. Sofern

die Drehung der Welle nur nach einer Richtung erfolgt, sind sämtliche elastischen Zwischenlagen (abwechselnd Gummiplatten und Holzplatten) vor die treibenden und nur je eine Zwischenlage hinter die treibenden Zähne zu legen, damit die Zähne beim Zurückfedern der Kupplung nicht aufeinander schlagen und klappern.

Fig. 340.

■c * f 1

Blasai

fi

Fl

-u

ii.

fl y..

Einlagenkupplung von GL Polysius.

Tabelle 32.

Klauenkupplungen mit Gummieinlage von G. Polysius (Fig. 340).

Äußerer

Durch

messer

der

Kupp-

lung

Normale

Bohrung

der

Kupp

lung

Naben-

länge

Wellen-

ab-

stand b

Preis

Kranz- Gewicht der Kupplung

breite ' der__

Kupp- ,n

e~rf lung

Guß

eisen

in

Stahl

guß

Preis für Nuten zweier Wellenenden mit Keilen

mm

mm

mm

mm

mm

kg

0,002

0,007

0,020

0,044

0,085

0,151

140

210

280

350

420

490

20

30

40

50

60

70

35

50

70

85

105

120

46

57

74

81

104

113

16

31

62

100

49

60

63

90

130

170

210

80

110

150

215

285

11

Erfolgt aber die Drehung der Wellen nach beiden Dichtungen, so ist vor und hinter die treibenden Zähne die gleiche Zahl Zwischenlagen einzusetzen. Ein seitlich angeschraubter Ring hindert die elastischen Zwischenlagen am Herausfallen. Fig. 341 stellt eine ähnliche Konstruktion dar.

Elastische Kupplung mit Gummiringeinlage.

Laschenkupplung.

Auf jedem Wellenende ist eine Scheibe aufgekeilt, die an der Planfläche mit drei bis vier vorstehenden Stiften versehen ist. Diese Stifte, welche die Gegenscheibe nicht berühren, sind abwechselnd mit einfachen und doppelten Lederlaschen verbunden, die die Umfangskraft übertragen. Fig. 342 zeigt die Lederstreifenkupplung, wie sie

Fig. 342.

Fig. 343.

A®

T©.

Lederstreifenkupplung.

Kupplung mit Kautschukriugen.

z. B. von Schlickert und der Maschinenfabrik Eßlingen ausgeführt wird. 1, 3, 5 sind je Bolzen einer Scheibe auf der treibenden, 2, 4, 6 solche auf der getriebenen Welle. Fig. 343 stellt eine Raffardkupplung mit Kautschukringen dar, welche die Bolzen 1 und 2, 3 und 4 der beiden Scheiben verbinden.

Lederscheibenkupplung.

,50-^-40-^Leder

wm

jgi

-155-

g

-î70X

-153—

m.

------1

Gummi'

—50—

FSfl

Fig. 341.

Fig. 344.

si

-15!

«ff®***

ii

L—200

y.'

W30-H

Lederscheibenkupplung von J. Jaeger.

Anstatt die einzelnen Stifte der Scheiben durch Lederlamellen zu verbinden, kann man, wie die Ausführung der Duisburger Maschinenfabrik J. Jaeger (Fig. 344) zeigt, vollständige Lederscheiben zwischen den Planflächen der Kupplungshälften anordnen.

Fig. 345.

Ledersoheibenkupplung von C. & E. Fein.

Fig. 345 ist eine Ausführung der Firma C. & E. Fein, Stuttgart, bei der ein Lederring JR die Verbindung zwischen den Scheiben A und B herstellt.

¹

) Ausführliche Behandlung der im Aufzughau vorkommenden Wendegetriebe in dem Spezialwerk Bethmann, „Der Aufzugbau“.

Grissonkupplung

der Maschinenfabrik E. Becker, Berlin-Reinickendorf.

Bei dieser greifen zwei sechskantig gestaltete Kupplungsteile ineinander. In dem hohlen Sechskant liegen Hartholzzwischenstücke, die zur Erhöhung der Elastizität mit Einschnitten versehen sind.

Lederbolzenkupplung

der Berlin-Anhaitischen Maschinenbau -A.- Gr., Dessau.

Die Kupplung (Fig. 346) besteht aus zwei Hälften b, an deren Umfang Löcher c genau gegenüberliegend eingebohrt sind, in welch letztere eigenartig hergestellte, nachgiebige Leder- bzw. Gummibolzen e eingesteckt und durch federnde Ringe f (Fig. 347), die sich in entsprechende Eindrehungen g legen, am Herausfallen gehindert sind. Die

Fig. 346.

Fig. 347.

--------r

s,

it

‘371

ij

©.

VL

Federring.

: t.

Bolzenkupplung der Berlin-Anhaitischen Maschinenbau - A. - G.

Bohrungen, in welchen diese Bolzen liegen, sind im Durchmesser größer gehalten, so daß der hierdurch entstehende Spielraum ein etwaiges Verlagern der Wellen usw. ausgleicht, ohne das elastische Bindeglied im mindesten darunter leiden zu lassen.

Kupplungen für Motorantrieb. Tabelle 33. Abmessungen und Preise.

206

Abstand

Theoretischer Durch-Wellen-durchmesser D

messer

Länge

der

Wellen-enden

Größte

Bohrung

Gewicht

'I

Maximal

Kupplung

mit

Leder*-

bolzen

mm

mm

mm

mm

mm

kg

20—25

30—35

40—45

lO lO Ci

90

25

114

35

250

154

65

50—55

60—65

70—75

320

395

445

195

226

260

80

95

105

0,0019

0,0072

0,0198

0,0441

0,0861

0,1526

10

22

35

58

85

30,—

40,-

55,—

75,-

105,—

140,—

Lederringkupplung

der Maschinenfabrik F. Tacke in Rheine (Westfalen).

Die elastische isolierende Lederringkupplung besteht aus der Kupplungshälfte A und der Nabe B mit dem Mitnehmerring c. Fig. 348 zeigt die Kupplungshälfte A mit den auf die Ansätze d aufgezogenen

Fig. 348.

A-r

Lederringkupplung der Maschinenfabrik F. Tacke.

endlosen Lederringen ; ferner die Kupplungsnabe B mit dem aufgeschraubten Mitnehmerring c, dessen Nocken e in die Ansätze d ein-greifen und durch die Lederringe in ihrer Lage gehalten werden, gleichviel in welcher Drehrichtung die treibende Welle umläuft. Die Kupplungshälfte A wird gewöhnlich auf die treibende Welle gesetzt.

Reibkupplungen für Schwenkkrane.

Während man sich bei den Hubwerken meist mit den angeführten Konstruktionen begnügt, müssen bei den Schwenkwerken der Drehkrane

Reibkupplungen x) eingebaut werden, um Rückwirkungen des Auslegers beim Auslauf von der Sclineckenwelle und dadurch Brüche des Triebwerkes fernzuhalten.

Fig. 350.

Fig. 349.

320-

?

fl

^3V 6Bolzen 13 /m Kre/s

1;

1!

sil

OM

■Hl

ifeli

Schm/e=

:':r-

run,

\w\ŃŚ:

Reibkupplungen für Schwenkkrane.

Fig. 351.

ryyyyyyyy^.

'S-

Fig. 349 zeigt eine Reibungskupplung der Deutschen Maschinen-fabrik-A.-G. Die Übertragung findet zunächst vom Motor aus durch Mitnehmerbolzen in Gummiringen auf den Vollkegel der Reibkupplung statt, welcher durch federbelastete Bolzen gegen den auf die zu treibende Welle aufgekeilten Hohlkegel gepreßt wird. Die Halteschrauben der Federn sind in einem Vollring befestigt, welcher in einer Nute des Hohlkegels frei umlaufen kann, wenn der Reibkegel schleift.

Reibkupplung für Schwenkkrane.

Fig. 350 ist eine Federreibkupplung derselben Firma. Der Keil a sichert die Schrauben gegen Abscheren. Eine Anordnung für vertikale Schneckenradwellen zeigt die Reibkupplung der Deutschen Maschinenfabrik-A.-G., Duisburg (Fig. 351).

l) Zeitschr. d. Ver. deutsch. Ing. 1906, S. 1859.

Lager.

Stehlager mit Rotgußschalen.

Fig.352.

Fig. 353.

1,6 d + Sj —

rfth rfa rTti

0,5 d + 5

e bis ej

-Si4-8 bis 12

e bis eL

L.

W.

Ti

c'i/e

4- 3

6 = 0,07 d+3 mm ej = e + 2 bis 2,5 mm

± I

Æb |

mm

; j. -fi-fe 46 bis 12

.<—j\l=l,5bis2(.>

( III ) d4-15 bis 35

0,25 d+ 8 bis 12mm!

LI

mm

łr=

1,5 d

S=1,6 d —F 3,5 (s+s^L L = S+ 3,5S bis 4S-

tł

Stehlager mit EotgußscFalen.

Bohrung d 30 -F- 35 40-F 55 60-4-65 70 F 85

Fuß- und Deckelschrauben s = s₁ = ¹/2 Anzahl derselben

Vs

3/

Vs

Bohrung d 90 F95 100 F 125 130-F145 150

Fuß- und Deckelschrauben s = S! = 1" Anzahl derselben 2

Vs

1"

IV.

Das Eindringen von Staub kann man bei empfindlichen Lagern durch Anbringung von Filzringen an den Lagerenden vermeiden.

Augenlager.

Die aus Grauguß hergestellten Augenlager finden bei Lagerungen langsam laufender Wellen für untergeordnete Zwecke, Steuerwellen, Führungsstangen, Zapfen usw. Verwendung.

Um der Abnutzung vorzubeugen, können dieselben mit einer Rotgußbuchse versehen werden.

Tabelle 34. Dimensionen von Augenlagern (Fig. 354).

20 mm

30

40

35

85

12

17

30

40

60

50

120

15

20

40

50

80

70

155

18

25

50

60

100

90

190

22

30

60

70

110

105

220

25

35

70

80

130

120

245

28

40

80

90

150

140

270

30

45

Vs"

³/s"

Va"

Vs"

³/₄"

⁷/s"

60

20

90

20

115

30

10

140

160

180

200

30

40

40

40

10

15

15

15

Lagerbreite b = l,5d bis 2d; bei d — 20 und 30mm Schmierlöcher, 70 mm Staufferbuchse oder Tropföler.

Fig. 355.

bei d = 40

Fig. 354.

.Sr..

■>

<■

•y ~

"T

1,3 d

I Md

->1

•<

-f-

-c

->c ,

Augenlager.

^-dk

Staufferbuchse.

Schmierlöcher. Für ganz untergeordnete Lagerungen und Führungsstangen genügen Schmierlöcher, bei denen aber stets Nocken vorgesehen werden sollen. Schmierlöcher sollen einen Durchmesser von wenigstens 6 bis 8 mm erhalten. Die Eingußöffnungen derselben sind durch Verschlußdeckel vor Staub und Schmutz zu schützen. Für bessere Ausführung ist der Nocken mit Gewinde zum Aufsetzen einer Staufferbuchse zu versehen.

Tabelle 35. Maße für Schmiernocken.

Bohrung des Lagers Nockendurchmesser Nockenhöhe . . .

20 -t- 40

20

40-L 60

30

10

60 A 100

40

15

Tabelle 36. Baumaße der Staufferbuchsen (Fig. 355).

Wellendurchmesser . . . da 30 Vasendurchmesser . . . D 30 Höhe

Zapfendurchmesser . . . d 13

Bethmann, Hebezeuge. 3.Aufl.

30

45

60

80

100

120

150

180

40

40

13

50

45

13

60

50

13

70

60

16

85

70

16

100

125

80

16

14

90

20

40    95    50

45    105

55

50    115

60

55    125

65

60    135

70

65    140

75

70    150

80

75    160

85

80    170

Augenlager mit Ringschmierung.

Fig. 356.

vl

Augenlager mit Ringschmierung.

Tabelle 37.

c¹)

Schraubenstärke S in "

"p

'i'

et

b D Px

40

45

48

53

58

60

64

68

90    72

200

220

230

250

280

290

300

320

330

135

150

160

170

190

200

210

230

235

65

52    560    720

20 \

8/

70

58    770

910

(22!

110/

/251

112/

126!

113/

128!

113/

/301

114/

75

80

85

95

65    910

70    1100

78    1300

84    1600

100    90    1880

110

97    2170

125    105    2770

Zapfenbelastungen Px für Flußeisen, wenn kb =    350 kg/qcm,

Zapfenbelastungen P₂ für Flußstahl, wenn kb =

450

77

1170

1390

1675

2060

2415

2795

3200

30

Auf läge rlänge

Innerer Ringdurchmesser = 1,3 d (Ring 8 mm breit, 3 mm dick, Messing).

Das öl der Ringschmierlager ist zweckmäßig alle Monate durch neues zu ersetzen, wobei das Lager mit Petroleum ausgewaschen werden soll.

= 1,6 d,

D Von den eingeklammerten Zahlen gibt die obere die Dicke der Fußplatte, die untere die Dicke der aufgesetzten Scheibe an.

Kugellager.

Hinsichtlich der Konstruktion der Kugellager hat man'zu unterscheiden zwischen solchen zur Aufnahme radialer Drücke (Traglager, Ringlager) und solchen für axiale Drücke (Stütz- oder Drucklager). Beide Arten von Lagern werden in Normalausfuhrungen von Spezialfirmen geliefert. Die Laufringe der Lager sind mit einer mäßig tiefen, kreisbogenförmigen Rinne versehen, deren Krümmungsradius etwa zwei Drittel vom Kugeldurchmesser beträgt.

Fig. 358.

Da bei direkter Kugelberührung eine schädliche Gegenreibung auftritt, so versieht man die Lager mit einem die Kugeln trennenden und einschließenden Käfig. Die Tragfähigkeit eines Lagers hängt von Fig.357.

B—

|*jo\/-⁷/8 y

m%M2

C,

7?

Mit Käfig.

Ohne Käfig.

Laufrinne.

Kugellagerung.

Größe und Anzahl der Kugeln ab. Es verdient deshalb die Lager-, konstruktion den Vorzug, deren Käfigzwischenstücke den geringsten Kugelabstand gestatten. Material für Kugeln und Ringe ist feinster Tiegelchromstahl.

Kugellager finden im Hebezeughau bei der Lagerung von Schneckenwellen, schweren drehbaren Lasthaken, Laufrädern, Achsen, Schwenklagern der Drehkrane usw. ausgedehnte Verwendung. Die geringere Reibung gegenüber Gleitlagern bietet die Möglichkeit zur Hebung des Wirkungsgrades und zur Herabsetzung des Kraftbedarfes. Der sparsamere Ölverbrauch und die rasche Auswechselung infolge der Massenherstellung in normalen Dimensionen und Platzersparnis sind wesentliche Vorteile.

Für die Dimensionierung der Kugellager gilt folgendes:

Bezeichnet

Q die Gesamtlast des Lagers,

P die Belastung einer Kugel, d den Kugeldurchmesser in cm, i die Anzahl der tragenden Kugeln, so gilt für ein Lager mit i Kugeln allgemein

Q = Je. id².

14*

Der Koeffizient k richtet sich nach Konstruktion und Verhältnissen und geht aus nachstehenden Gleichungen hervor.

Unter der Voraussetzung, daß bei einem Traglager der Gesamtdruck Q nur von einem Fünftel der Kugelzahl aufgenommen wird (falls i = 10 bis 20), beträgt die Belastung für eine Kugel

Hb

für das Traglager.

Für das Stützlager können bei kugelförmiger Lagerung des stillstehenden Ringes sämtliche Kugeln als tragend angenommen werden; für eine Kugel ist also

T- für das Stützlager.

Die Bruchbelastung einer Kugel beträgt je nach Qualität und Härtung des Materials

P = 3500 bis 7000 <P.

Dabei ist zu beachten, daß bei häufiger Belastung und Entlastung der Kugeln der Bruch schon bei geringerer Belastung auftritt, als bei fortdauernd steigender Belastung.

Die Kugeln werden in den Lagern aber nicht sofort vollständig durch Bruch zerstört, sondern schon durch Ausspringen kleiner Stücke unbrauchbar. Es ist deshalb die sogenannte Sprungbelastung maßgebend, d. h. die Belastung, bei welcher sich Sprünge an der Kugeloberfläche bilden.

Die Sprungbelastung beträgt nach Versuchen P = 550 bis 700 d².

Die zulässige Belastung der Kugel muß entsprechend kleiner gewählt werden, und zwar ist dabei ein Unterschied zu machen, ob Dauerbetrieb vorhanden ist, oder ob die Kugeln nur zur Abstützung bei zeitweiliger Drehung, wie bei Lasthaken mit Kugellagerung dienen. Man kann bei vorzüglicher Lagerkonstruktion und bestem Material setzen :

Tabelle 38. Zulässige Belastung von Kugeln.

Dauerbetrieb

Stark absätziger Betrieb

a)    Für Kugeln auf ebenen, kegelförmigen oder zylindrischen Laufflächen..............

b)    Für Kugeln in hohlen Rinnen, deren Krümmungshalbmesser ²/₃ d beträgt............

P= 50 d²

P = 100 d²

P = 100 d²

P — 200 d²

Kugellagerreibung.

Ist

so wird

Q die Belastung des Kugellagers in kg,

/i; die ideelle Reibungszahl für Kugellager, r der Halbmesser der While in cm,

M das Moment der Kugellagerreibung,

M = Qr^.

p-j ist von der Bauart des Lagers, der Belastung, Umdrehungszahl und Temperatur abhängig x).

Für ein Lager mit r = 3,5cm Wellenhalbmesser, 10,2cm Kugel

kreisdurchmesser und ⁷/₈" Kugeln ist bei bester Ausführung nach Stribeck x):

Tabelle 39. Werte für

Belastung Q in kg

Umdrehungen in der Minute

65

385

780

380

850

1580

3000

<& O CO (M rH i—I

o o o o o o o o' o' o o

0,0035

0,0021

0,0016

0,0013

0,0037

0,0021

0,0017

0,0013

1. Ringlager.

Ring- oder Traglager zur Aufnahme des radialen Druckes bestehen aus zwei gehärteten Ringen, den Kugeln und dem Kugelkäfig. Für den Einbau gilt folgendes : Der Innenlaufring wird vor dem Aufschieben

Fig. 360.

Fig. 359.

mZZA e

SS

Ausführung der Festspannmuttern.

a Messingdruckplatte, b Schraube mit Schlitz, c Mutter,

d in e und den Schraubenschlitz hehufs Sicherung eingelegter Eederring,

e Ringnut der Mutter, f Mutter,

g Eederring, mit dem umgebogenen Ende in die Welle h reichend.

in erwärmtes öl von 40° gelegt. Nach der dadurch erzielten Ausdehnung muß er sich stramm auf die Welle schieben lassen, die dementsprechend dimensioniert sein muß. Nach dem Erkalten sitzt der Ring von selbst fest, ohne jeden Keil. Vor Anwendung desselben ist

D Zeitschr. d. Ver. deutsch. Ing. 1901, S. 121, und „Hütte“, 21. Auf!., Bd. I, S. 255.

sogar zu warnen, weil der Innenring meistens an dieser Stelle bricht. Beim Aufbringen darf nur an dem Innenring geschoben werden, schlimmstenfalls durch leichte Schläge auf ein aufgeschobenes Bohrstück, also auch nicht direkt auf den Innenring, weil an gehärtetem Stahl nicht viel herumgeschlagen werden darf. Die Wirkung des Preßsitzes wird durch eine Mutter erhöht, welche den Bing gegen einen Wellenbund preßt. Der Abrundungsradius dieses Wellenbundes muß kleiner sein als der Abrundungsradius des Binges, weil dieser sonst gesprengt

Fig. 361.

D____d___ wird. Sind Ansätze nicht möglich,* so verwendet man

r.

zweiteilige Spannhülsen, welche sich beim Anziehen der Mutter fest gegen die Welle legen.

t-

Ausführungen von Festspannmuttern zeigen die vorstehenden Fig. 359 und 360.

Ringlager zu Tabelle 40.

Der Außenring soll von Hand saugend in das Gehäuse passen, damit er sich bei Temperaturänderungen, Ausdehnung oder Zusammenziehung der Welle selbsttätig zum Innenlaufring einstellen, d. h. verschieben kann.

Tabelle 40. Normale Ringlager der Kugelfabrik Fischer in Schweinfurt.

Mittlerer Typ (Fig. 361).

Maße der Laufringe in mm

Innen-ö* durchin eaaer

Außen-b durch-measer

» Breite

-, Abkantung

Kugelgröße u. Anzahl

à S

. Il    -Sil

O S tsj engl.Zoll Stück

e4î

Stück

Preis

Höchst zulässige stoßfreie Belastung in kg bei einer Umdrehungszahl in der Minute von

100 i 200 i 500 I 800    1200

Gewicht .■ in kg

bn bn    bn b* 'bi

bn

⁹/₃2

11

4-

⁶/i

13

11

5,50

³/s

13

11

Vl6

Va

Vl6

⁵/s

U/l6

³A

¹³/l6

¹³/l6

Va

¹⁵/i

IVs

1V₈

l³/l6

1U/s2

13    10

6,50

7,50

13

13

13

13

13

10

10

10

10

10

14

14

9-

961

900

10,75 13,— 1390 1200 15,— 1600 1400 17,50 1900,1700

750

600

1000

1200

1400

800

1000

1200

100

140

175

320

380

450

500

700

800

11

11

21.50    2500 2100

24.50    2600 2250 28,25 2720 2280 32— 3500 3000 37— ! 3800 3400 47,— 4000 3600 54,— 4600 4000 63,— j 5000 ¹ 4300 72,— 5600 4800 95,— 7050 6400

1800 1500

1950

1960

2600

1600

1640

2100

2900 i 2300

3100 2450 3400 j 2800 3600 3000

3950

5500

3400

4500

1000

1400

1410

1500

1700

1800

2000

2150

2250

3200

0,089

0,158

0,257

0,386

0,504

0,648

0,939

1,216

1,586

1,056

2,405

2,970

3,550

4,240

4.920 5,930 6,980

7.920 9,650

4>

m

eJ cJ <F '■f w

Eingebautes Wechseldruck-lager.

2. Drucklager.

Dieselben nehmen den axialen Druck auf und bestehen aus zwei Scheiben mit gerader oder balliger Auflage, einem Führungsring und den Kugeln. Die eine Scheibe ist etwas größer gebohrt, um ein bequemes Montieren zu ermöglichen.

Doppeldrucklager nehmen den Axialdruck nach beiden Richtungen hin auf. Sie besitzen eine Doppelrillenscheibe und zwei einfache Rillen-Fig. 362.

Fig.363.

535

Einfaches Drucklager.

b c a c b

Doppeldrucklager mit Innenfassung.

Fig. 364.

Fig. 365.

^-4

h .in ,n ,o .-s

qiH

yyy

-x,

y.

Doppeldrucklager mit Außenfassung.

scheiben. Gebaut werden solche Lager mit Innen- und mit Außenfassung, je nachdem der mittlere Druckring innen oder außen festgespannt wird.

Wechseldrucklager übertragen mit einem einzigen Lager den axialen Druck nach beiden Richtungen hin. Vorteile gegenüber Doppeldrucklagern: Geringerer Platzbedarf und Preis, kein Einstellen. Die Ringe cd sind leicht drehbar mit seitlichem Spielraum in den vier winkelartigen

Tabelle 41.

Kugeldrucklager der Kugelfabrik Fischer in Schweinfurt (Fig. 366).

Maße der Drucklager in mm

Kugelgröße und Anzahl

Preis

Höchst zulässige stoßfreie Belastung -g in kg bei einer Umdrehungszahl in jjP der Minute von    ^ ö

O

dl

Zoll Stück

50

200    300    500    1000

1500 etwa

35

42

47

53

62

64

73

78

88

90

100

103

110

115

125

135

140

150

160

170

180

; 200

to 03 co co 05 o: jo jo jo jo jo jo to to to to to to toj-,j-¹^ -* "*    'ta'tü'üt'oi'oi'cn    'oi'oi'ci

57

62

87,8

89,8

TjooSooS^aooœœSooœoooi^iaiüiottoKcoo

48,— I 11000

|sllIli|S5|Sgs3g8ê|§|g

ooooooooooooocoooooooo

140

180

250

280

350

520

580

610

700

800

1000

1000

1100

1130

1400

1400

1900

2200

2300

28C0

3000

4100

120

155

200

220

450

470

550

620

780

780

850

870

1200

1200

1500

1700

2000

2150

2400

3200

ICO

130

180

200

250

350

400

420

490

550

700

700

760

775

1000

1000

1350

1400

1500

1900

2200

2800

80

ICO

140

145

200

290

320

340

400

450

550

550

600

610

800

800

1050

1200

1280

1600

1800

2300

0,060

0,080

0,110

0,150

0,210

0,240

0,360

0,400

0,570

0,800

0,880

0,910

1,000

1,100

1,440

1,670

1,900

2,200

2,650

3,300

4,000

4,990

(Tabelle 42.

Doppeldrucklager mit Innenfassung der Kugelfabrik Fischer in Schweinfurt (Fig. 367).

Maße der Doppeldrucklager mit Innenfassung in mm

Kugelgröße und Anzahl

Preis

Höchst zulässige stoßfreie Belastung in kg bei einer Umdrehungszahl in der Minute von

dl

Zoll Stück

50

200    300    500

1000

1500

S- Gewicht I in kg

r-Hr—lr—IrH»—irHi—Ir-Hr-Hr—It-Hi—I

8 8 £ œ S S £££» 5 P £ Eocooo 00^ Ot

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B I 4^en<X>t04^00>^lbOtO>zM CO I I Jz; S

I OOOOOOOOOOO I 001 Ol 00

490

680

770

1350

1500

1600

1950

2200

2650

2900

3000

3800

3800

4900

5500

5800

6000

7200

7800

9600

200

280

320

600

660

700

800

900

1200

1300

1350

1600

1600

2100

2400

2460

2500

3100

3300

4100

Laufrillen

180    155

250

280

520

580

610

700

800

1000

1100

1130

1400

1400

1900

2200

2250

2300

2700

2890

3600

^ 4^ to to Üt o to o 0000

470

550

620

780

o o

lO

00 00

130

180

200

350

400

420

490

550

700

760

775

1200 1000 1200 1000 1500 1350 1700 1400 1900 1480 2000 1500

2100

2200

2800

1800

1950

2400

Buchsen efgh angeordnet. Bei Druck in Richtung i drückt Fläche qu infolge des Ansatzes y an Ring c und die Teile ghxx₁ und a werden etwas nach rechts verschoben, bis Fläche n an Fläche o zur Anlage gelangt. Nun drehen sich geh mit Welle a, während bdef Stillstehen, die Kugeln aber rollen.

Bei Druck in Richtung Tc drücken die Muttern x₁x an Buchse h und gelangt Fläche p an Ring d zur Anlage, d und p drehen sich mit a, wobei Fläche m an Fläche l anliegt, 6,c,e aber Stillstehen. Buchsenringe g und h drehen sich mit Welle a, e und f sind festgespannt.

Fig. 366.

Fig. 367.

r<-

d-f

Kugeldrucklager (zu Tabelle 41)

Doppeldrucklager (zu Tabelle 42) der Kugelfabrik Fischer in Schweinfurt.

3. Rollenlager

sind geeignet, eine wesentlich höhere Belastung aufzunehmen als Kugellager gleicher Abmessung. Diese Lager können daher im Durchmesser sehr klein, dafür aber breiter gehalten werden und finden deshalb vorteilhaft daun Anwendung, wenn bei großer Belastung und mittleren Tourenzahlen ein gewisser Durchmesser nicht überschritten werden darf. Ein Rollenringlager besteht aus

1.    einem Außenring;

2.    den Rollen;

3.    einem Innenring, an welchem sich seitlich zwei Ränder befinden, innerhalb deren die Rollen gegen axiale Verschiebungen gesichert werden.

Die Kombination der Rollen- und der Kugellager nebst deren Einbau ist aus den nachstehenden Figuren zu ersehen.

Reibungswiderstandx).

Ist

Q die Gesamtlagerbelastung in kg, f die Reibungszahl der rollenden Reibung, d der Rollendurchmesser in cm, r der Halbmesser der Welle in cm,

D der Wellendurchmesser in cm,

x) Zeitschr. d.Yer. deutsch. Ing. 1902, S. 1463, und „Hütte“, 21. Aufl., Bd. I, S. 256.

so ist wie bei den Kugellagern das Reibungsmoment

Fig. 368.

M= Qrfii,

1,2 JD

~T'~d

f und f je nach der spezifischen

Lagerbelastung zwischen 0,0045 und 0,0018, letzterer Wert bei hoher spezifischer Belastung. Die Reibung ist fast unabhängig von der Geschwindigkeit. Sie — A. nimmt mit der Belastung und der Temperatur ab.

Nach „Hütte“ ist je nach der größten spezifischen

— (z Rollenzahl, l Rollenlänge)

Lagerbelastung p

«I liO

•l.d

Normalrollenlager zu Tabelle 43.

für p =    3

f = 0,0045    0,0034    0,0027    0,0023    0,0018.

7,5

10

15

Tabelle 43.

Abmessungen, Preise und zulässige Belastungen der Normalrollenlager

(Mittlerer Typ) der Norma-Compagnie in Cannstatt-Stuttgart (Fig. 368).

Maße in Millimetern

Preise

Zulässige Belastungen in kg bei einer Umdrehungszahl in der Minute von

10

100

300

500

1000

25

62

17

30

72

19

35

80

21

40

90

23

45

100

25

50

110

27

55

120

29

60

130

31

65

140

33

70

150

35

75

160

37

80

170

39

85

180

41

90

190

43

95

200

45

100

215

47

10.50 12-14-16 — 18,—

20.50 23,— 26,—

29.50 33,— 37,-42 — 48,-56 — 64,-75-

750

650

600

550

380

950

850

750

700

490

1200

1500

2000

2300

2900

3600

3900

4600

5200

5600

6300

7000

7400

8800

1000

1300

1750

2000

2500

3100

3300

4000

4400

4800

5400

6000

6400

7500

950

850

600

1200

1100

750

1600

1800

2300

2800

3100

3600

4000

4400

5000

5500

5800

6900

1450

1000

1650

2100

2600

2800

3300

3700

4000

4500

5000

5300

6300

1150

1450

1800

1900

2300

2600

2800

3100

3500

3700

4300

Die Lager können vorübergehend um 50 Proz. überlastet werden, aber nur, wenn der Außen- und Innenring gut befestigt ist, anderenfalls empfiehlt es sich, unter den angegebenen Belastungen zu bleiben. Für gute Schmierungen mit reiner Vaseline, bei mehr als 500 Umdrehungen pro Minute mit öl, ist Sorge zu tragen.

Ausführungen von Kugel- und Rollenlagern.

Weitere Beispiele befinden sich in den Abschnitten „Haken“ (S. 58), Schneckengetriebe (S. 187), Lanfräder (S. 229 und 230).

Fig. 369 zeigt die Einbauordnung für Ketten- und Seilrollen.

Die Schmierung erfolgt zentral durch die Fettbüchse a.

Fig.370.

Im Bolzen b und in den Verbindungsrohren c vorgesehene Nuten d und Löcher e führen das Fett zu dem Kugellager.

?j|L

Ir?

Fig. 369.

Laufkatze mit Kugellagerung der Deutschen Kugellagerfabrik.

WM

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Fig. 371.

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Kugellagerung einer Kettenrolle der Kugelfabrik Tischer.

Schneckenwelle mit nur nach einer Richtung wirkendem Druck und mit Rollenlagern kombiniertem einfachen Drucklager der Norma-Compagnie.

Fig. 370. Bei dieser Laufkatze ist an das die beiden Hängeschienen verbindende, horizontale u-Eisen ein besonderer die Last tragender Unterteil angeschlossen, der sich um den mit Kugellagerung versehenen Bolzen dreht.

Fig. 373. Obere Lagerung eines Drehkranes. Die feststehende, hohle Kransäule a wird durch den zweiteiligen Bügel cd gehalten. — Der Kopf e dreht sich um die stehende Säule a. Die Bollen f sind in einem Korb gelagert, welcher behufs Erzielung einer möglichst reibungsfreien Drehung von dem Kugellager i getragen wird.

Fig.372.

Fig. 373.

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AT

JÖ _ _ 03___

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VW *

71/

V/

Obere Lagerung eines Drehkranes der Kugelfabrik Fischer.

Lagerung eines fliegend angeordneten Laufrades der Kugelfabrik Fischer.

Die Bollen f rollen sich direkt auf der Kransäule a bzw. in der in dem Kopf e einmontierten Büchse g ab.

Der Kopf e, an welchem die U-Eisen für die Laufkatze usw. befestigt sind, ruht auf dem von der Säule a getragenen Haupt-Kugeldrucklager Tc.

Der mit Filzdichturig versehene Bing l sichert den Ölstand für die Schmierung des unteren Kugeldrucklagers Tc, während bei dem oberen Drucklager i dies durch den King n erreicht wird. Die Filzdichtung m schützt die Lagerung vor Schmutz und Staub. Die Löcher^' dienen zum Herausnehmen des unteren Druckringes von dem Kugeldrucklager i. Die Schmierung des Bollenkorbes erfolgt mittels Fett durch die Staufferbüchse o.

Fig. 375.

Fig. 374.

-t-

3>-

Filzdichtung-

Qi

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l;

<o

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-i

__

...j

Spurlager.

"I

Fußlager eines Drehkranes.

Fig.376.

-227*

-- t

-980

iff*

SW

J--65-—

³ 1*4

95 mm Axiallager

4-

1-200 f

1C

20600 kg

-3800—

wwwg

4000-

►Ml

ill

i .....- 5300

44000 kg ^400mm Radiallager

Kugellagerung einer Kransäule.

Laufräder und deren Schienen.

1. Berechnung. Durchmesser und Breite der Laufräder hängen von der auf ein Rad entfallenden Last ab.

Bezeichnet

Q den Raddruck in kg,

D den Raddurchmesser in cm,

6 die nutzbare Schienenbreite in cm,

k die zulässige Pressung zwischen Rad und Schiene in kg,

Q = k.D.b.

Der Raddruck ist stets für die größte auftretende Last zu ermitteln, z. B. bei Laufkranwagen für einseitige Stellung der Katze, so daß hier

Fig. 377.

SÏÏ%Uss

so ist

40

+40

* ³⁰"

20 -

m

1 ¹⁰"

--30

fiussei sen

20

10

Ph

0,5

1,0

'1Ç

1,5

2 rn/sek

Fahrgeschwindigkeiten Zulässige Pressungen für Laufräder.

rd. Nutzlast + Kranwagengewicht Laufkatzengewicht. Für die Laufkatze würde Nutzlast -f- Eigengewicht der Katze in Betracht kommen. Die zulässige Pressung beträgt für

Gußeisen auf Stahlschiene Stahl auf Stahl schiene .

Zweckmäßig nimmt man auf die Fahrgeschwindigkeit Rücksicht und wählt die Pressung um so kleiner, je größer die Fahrgeschwindigkeit und dementsprechend die Abnutzung ist (Fig. 377 x).

2.    Material. Es kommt Gußeisen, Hartguß und Stahlguß zur Verwendung. Für Krane bis 201 Tragkraft und 0,5 m/sec Fahrgeschwindigkeit nimmt man noch Gußeisen, sonst Stahlguß.

3.    Ausführung. Laufräder werden gewöhnlich als Scheibenräder mit Verstärkungsrippen ausgeführt. Bei geradliniger Fahrbewegung

k = 25 kg/qcm, k = 60    „

1) „Hütte“, 21. Aufl., Bd. II, S. 473.

gerade Laufflächen und doppelte Spurkränze. Die Hohlkehle am Spurkranz muß größer sein als die Schienenabrundung. Bei kreisförmiger Lauf Bahn nimmt man noch gerade Laufflächen, wenn das Verhältnis Rollenbreite Rollenbahndurchmesser in Kurven laufen, konische Laufflächen mit nur einem Spurkranz.

< ^ ist. Bei fahrbaren Kurven, welche viel

A\J

Laufräder mit angegossenen Zahnkränzen, bei denen die Zähne direkt die Lauffläche des Rades begrenzen, sind nicht empfehlenswert, weil sich die Zahnprofile beim Anlauf an die Laufschiene verquetschen.

Fig. 378.

Fig. 380.

PH

Ungünstige Ausführung mit Zahnkranz.

3-*-

Fig. 379.

&::Ü

mMmm

Ungünstige Anordnung mit drehbarer Achse.

Laufrad mit angeschraubtem Zahnkranz.

Auch bei leichten Kranen ist diese Ausführung nur für die Laufkatzenräder statthaft. Zweckmäßig ist die Verschraubung des Antriebzahnkranzes mit dem Laufrad (Fig. 380).

Bei gemeinsamem Antrieb sind die zylindrischen Laufräder auf genau gleichen Durchmesser abzudrehen bzw. bei Stahlguß zu schleifen, um Klemmungen zu vermeiden.

4. Verbindung mit der Achse. Aufgekeilte Räder, deren Achsen sich nach Fig. 379 in festen Lagern drehen, sind nicht günstig, weil sie einerseits infolge der Lager unnötig teueç ausfallen, andererseits die Reibung größer wird. Sich drehende Achsen müssen nämlich bei der sich stets ändernden Belastungsrichtung viel stärker werden als feststehende Achsen, bei denen die Belastungsrichtung stets dieselbe bleibt.

Bei der Befestigung der festen Laufradachsen durch Flacheisen, die an einen Einschnitt der Achse gelegt sind, ist zu beachten, daß

die Flacheisen nicht an der oberen Stelle eingesetzt werden, wo die Druckübertragung stattfindet, sondern an der unteren Seite. Im ersten Falle ist die Druckaufnähme infolge des Einschnittes ungünstig und

Fig. 381.

F-

IL

-3Ë££====;

*1

I

It-*-

Befestigung einer richtig angeordneten Laufradachse.

außerdem kann bei ungenauem Einpassen ein Teil des Ausschnittes mit in dem Stegblech liegen, wodurch die ohnehin kleine Auflagefläche noch weiter verringert wird.

5.    Anordnung. Fliegend angeordnete Räder mit kurzen Achsen stellen sich infolge des Lagerspielraumes schief und bedingen durch den einseitigen Kantendruck der Lager starke Abnutzung. Aus diesem Grunde ordnet man die Laufräder zweckmäßiger zwischen den Lagern an.

6.    Vermeiden des Aufsteigens der Laufräder mit ihren Spurkränzen auf die Schienen. Um diese Gefahr beim Ecken zu vermeiden, ordnet man Führungsklammern an, die den Schienenkopf mit Spielraum umschließen, oder man nietet wie bei Laufkranwagen unter die Radkastenbreite Fußplatten, welche dicht über die Schienen streichen und den Kran beim Entgleisen sofort abstützen (vgl. die Ausführungen im Abschnitt „Laufkrane“).

7.    Fahrwiderstand. Er besteht zunächst aus der rollenden

Reibung und aus der Zapfenreibung. Fig. 382.

QyU.

/V

Wr

k*

!f Q

Kräfte bei Bewegung eines Laufrades.

Ist W der Fahrwiderstand in kg, jR der Radhalbmesser in cm,

M — W.B das Fahrwiderstandsmoment in kgcm,

Q das auf ein Rad konzentriert gedachte Gesamtgewicht, also Nutzlast + Eigengewicht in kg,

f der Hebelarm der rollenden Reibung in cm (f = 0,05 cm bei bearbeiteten Laufflächen, f= 0,1 cm bei rohen Laufflächen),

pz der Zapfenreibungskoeffizient = 0,1 mit Rücksicht auf Anlauf, r der Zapfenhalbmesser,

so gilt

M = Q(f + P*r).

Der Fahrwiderstand wird noch durch die Spurkranzreibung, Quergleiten, Nabenstirnreibung und den Massenwiderstand vermehrt.

Bisher begnügte man sich mit einem Zuschlag für die Spurkranzreibung, der zwischen 40 und 120 Proz. schwankte. Im Mittel nahm man für

Laufkatzen oder fahrbare Winden . . 40 bis 60 Proz. Zuschlag,

Kranwagen

60 „ 80 „

und zwar die größeren Werte bei großen Zapfen- und Radpressungen, sowie rauhen Laufbahnen.

Fahrwiderstand nach Ernst¹) (1903).

Moment der Spurkranzreibung = Qple und das Gesamtmoment ohne Massenwiderstand

31 = O (/ + fiz r) +■ Q fil e.

Hierin ist Q = gesamter Raddruck, e = Abstand des Anlaufpunktes des Spurkranzes vom augenblicklichen Drehpunkt (e = § JR), = Reibungszahl zwischen Rad und Schiene bzw. Spurkranz und Schiene (fis = 0,25), f, und r wie oben.

Die Nabenstirnreibung ist hier vernachlässigt.

Fahrwiderstand nach Hilbrand²) (1908).

In vereinfachter Form lautet die Formel für das Moment der Spurkranzreibung Mfi = 1,16 Q(ta y2 hß. Somit Gesamtmoment M = Q(f + ,..»•) +1,160^

worin Q = Gesamtgewicht (Kran + Last), ps = Reibungszahl für Gleiten von Rad gegen Schiene (ps = 0,2), h = Höhe des Spurkranzes Qi — 2,5 cm).

Fahrwiderstand nach Dr.-Ing. Pape³) (1910).

Fahrwiderstandsmoment durch Quergleitung (Mg): Die Laufräder werden bei Schrägstellung beständig durch den Flansch aus ihrer eigentlichen Fahrrichtung in die Schienenrichtung verschoben. __Mg = Q.n,.tga.

¹)    Ernst, Hebezeuge, 4. Aufl., Bd. I, S. 349.

²)    Zeitschr. f. Elektrotechnik u. Maschinenbau, S. 535. Wien 1908.

³)    Dingl. Polyt. Journ. 1910, S. 147. Über Fahrwiderstände an Laufkranen von Dipl.-Ing. Martin Pape, Berlin. Vgl. auch „Hütte“, II. Bd., S.478, 1911.

15

Bethmann, Hebezeuge. 3. Aufl.

Hierin ist der Reibungskoeffizient zwischen Rad und Schiene 0,17,

200’

b₂ — b tg« = —

d. i. die größtmöglichste Schiefstellung, wenn bx = Schienenbreite, b₂ = lichte Weite der Doppelflanschen, a = Radstand, und zwar ist für die Gleichung Voraussetzung, daß auf der einen Seite b₂— bx = 4 bis 8mm Spiel, auf der anderen Seite b₂ — bx = 8 bis 16mm Spiel vorhanden ist. Die Quergleitung beträgt nur etwa 3 Proz. des gesamten Fahrwiderstandes.

Widerstandsmoment für die Nabenstirnreibung (Mn): Bei nicht größter Schiefstellung, also nur Anlage eines Flansches, wird dieses Moment

31n 1,5 Q . {ls . [ln •Tmi    •

wenn rm = mittlerer Halbmesser der Nabenstirn, in = Reibungskoeffizient der Nahenstirn ~ 0,1.

Ferner das Widerstandsmoment durch Flanschreibung

Mp = Q.fil .h,

wenn h der Hebelarm der Flanschreibung = 5 cm, der Neigungswinkel der Flanschen ~ ¹/₁₀ und der Abrundungshalbmesser der Schiene so klein wie möglich ~ 2 mm ist. Als gesamtes Fahrwiderstandsmoment ergibt sich dann ohne Massenwiderstand

31 = Q (/'4- uzr -f fis t(j a fi- 1,5. fis. fiu. rm -f fil. /#).

Fahrwiderstand nach Dr.-Ing. Bülz Q (1913).

An Hand eines elektrisch betriebenen Laufkranes²) für 10 t Tragkraft und 11,41m Spannweite sind folgende Beziehungen aufgestellt:

1. Moment der Rollenreibung, Zapfenreibung und Flanschreibung

31 =

(/+ ^r).\G (0,75 + 0,25 «) + 0,5 Q (l + « -1 <* - 1))],

worin das Eigengewicht des Kranes = 6r und das Gewicht von Katze und Last = Q nicht beliebig, sondern für 6r = 7 t und Q = 6,31 gelten. Die allgemein gültige Aufstellung würde sich sehr umständlich gestalten.

je ein der Laststellung y entsprechender Wert:

Fig. 383.

t-.

— -6—

x = 1,11,    1,16,    1,25.

T = 0,1, 0,5, 0,9;

Moa — (f -f- far). (1,03 G -f- 1,05 Q),

Es wird damit:

für y = 0,1,

= 0,5,

= 0,9,

^0,5 — (f -f-ft*»") • (1,04 G -f- 1,04 Q),

-^0,9 -— (/ fi- ^er)• (1,06 G -fi 1,013 Q).

Für den untersuchten Kran findet Bülz für die Spurkranzreibung einen Mehraufwand von 4 Proz. gegenüber dem normalen Moment.

2. Moment der Nabenstirnreibung

Mn = [{G -\-QĄ-B) fis — (G + Q) nĄ fin • r

worin B als größter Auflagerdruck mit Bmax = 0,5 G -fi 0,9 Q zu setzen ist, = Reibungszahl zwischen Rad und Schiene 0,2, fiz = Zapfenreibungskoeffizient, 0,08 -f- 0,1,

(in = Reibungszahl zwischen Nabe und Gestell 0,15, rm = mittlerer Nabenhalbmesser.

Diese neuesten Untersuchungen ergeben hiermit, daß das Anlaufen eines Radflansches nur eine geringe Vergrößerung von etwa 4 Proz. des Antriebsmomentes erfordert und daß die gleichzeitig auftretende Nabenstirnreibung wesentlich mehr, nämlich einen Mehraufwand von 19 bis 27 Proz., im Mittel 23 Proz. an Kraft bedingt.

Die früheren Rechnungen und Zuschläge von 40 bis 120 Proz. ergeben demnach viel zu hohe Werte.

Moment des Massenfahrwiderstandes:

Mp =

•P-B,

2v

worin mit Rücksicht auf parabolischen Anlauf bei Hauptstrommotoren die Beschleunigung

wenn v die Fahrgeschwindigkeit und tx die Anlaufzeit bedeutet. Letztere ist zu 3 bis 4 Sekunden anzunehmen.

Versuchsergebnisse von Fahrwiderständen¹).

Laufkran der Düsseldorfer Ausstellung. Herstellungsfirma: Friedr. Krupp, Grusonwerk. Tragkraft 25 t, Spannweite 22,8 m; Gleichstrom 500 Volt.

x) Zeitschr. d. Yer. deutsch. Ing. 1903, S. 153; ferner Bethmann, 2: Auf!., S. 638.

15*

Laufwinde: Fahrmotor 2,5 PS, 635 n, Fahrgeschwindigkeit 15,4m/min. 3 Stirnrädervorgelege z = 22:99, t = 5 ar ; z — 20:76, t — z = 12: 50, t = 11 7t. Laufraddurchmesser 550 mm. Achsendurchmesser 80 mm. Katzengewicht 9170 kg, Flasche 686 kg. Kranwagen: Fahrmotor 27 PS, 770 n, Fahrgeschwindigkeit 79 m/min. 2 Stirnrädervorgelege z — 18:99, t = 10 jr; z — 13:65, t = 14 jt. Laufraddurchmesser 900 mm. Achsendurchmesser 120 mm. Gesamtes Bühnengewicht 30 910 kg.

Tabelle 44. Katzenfahren.

Nutzlast

Gesamt

last

Geschwindigkeit

Energieverbrauch

F ahrwiderstand *)

kg

kg

y.

Amp.

PS

kg

in Hundörtteilen der Gesamtzahl

hin

leer

9 856

her

hin

5 622

15 478

her

hin

17 492

27 548

hin

21 692

31 548

her

23,9 m/min 0,399 m/sec

24,33 m/min 0,406 m/sec

20,95 m/min 0,3495 m/sec

23,25 m/min 0,3878 m/sec

18,92 m/min 0,3155m/sec

18.45    m/min 0,3078 m/sec

17,0 m/min 0,2835 m/sec

19.45    m/min 0,3245 m/sec

441

\ 444

442

448

443

442

440

434

1,955

1,171

220

2,23

1,99

1,20

222

2,25

2,02

2,05

3,10

3,05

3,45

2,82

1,215

1,25

1,87

1,835

2,06

1,665

260

242

444

447

546

385

1,68

1,56

1.62

1,63

1,73

1,22

hin

Kranfahren.

! 439

leer

40 766

her

hin

5 622

46 388

hin

17 492

58 258

her

hin

21 692

62 458

her

87,4 m/min 1,455 m/seö

86.3    m/min 1,438 m/sec

81,2 m/min 1,353 m/sec

84,6 m/min

.1,41 m/sec

79.4    m/min 1,322 m/sec

78.5    m/min 1/308 m/sec

72,4 m/min 1,205 m/sec

81,0 m/min 1,349 m/sec

23,44

14,0

721

1,77

* 441

23,94

14,33

748

1,83

437 25,20 15,0 *437,5 26,25 15,6 *437 29,30 17,4

1431    29,10

j 442 31,80

440 128,30

829

832

988

1,79

1,79

1,69

17,05

19,1

16,94

979

1,68

1189

1,91

943

1,51

x) Der Fahrwiderstand enthält alle Wirkungsverluste einschließlich des Motors.

Der Stromverbrauch beim Verfahren eines Kranes schwankt demnach erheblich. Dies ist aber nicht nur auf die Schwankungen des Fahrwiderstandes, sondern auch auf Torsionsschwingungen in der Welle zurückzuführen *)•

Die verschiedenen Rechnungen ergeben für obigen Kran bei 21 692 kg Nutzlast nachstehende Werte für den Fahrwiderstand:

Tabelle 45.

Fahrwiderstand Wm

Fahrwiderstandsmoment M

ohne Zuschlag.......

mit 80 Proz. Zuschlag . . .

nach Ernst........

nach Hilbrand......

nach Pape........

nach Bülz........

Versuchswert.......

40 597 kgcm 73 074 „

96 809 „

84 067 „

68 079 „

66 002 „

53 505 „

42 435 „

903 kg 1622 „

2150 „

1870 „

1510 „

1465 „

1189 „ hin 943 „ her

w-45-*

180-

Fig. 384.

Mt

120

*—-—120-

275 4000 kg

Kugellagerung der Achse eines aufgekeilten Laufkatzenrades. Deutsche Kugellagerfabrik, Gr. m. b. H., Leipzig.

a) Zeitschr. d. Yer. deutsch. Ing. 1906, S. 1063, Abb. 17. Wolf, Die Materialbewegung im Eisenhüttenbetrieb, Dissertation, Berlin 1911, S. 26.

8.

Fig. 385.

Fig. 386.

r~b!—~

rn

i!

ET-—

Li

-t

.J

I-

bl

ii

Gewalzte Kranschiene. Profil 1 -F 4.

Fig. 387.

s

.i

___X

ri

...i.

*-«5

[22

nr

-ba-

Kugellagerung eines fliegend angeordneten Laufrades der Deutschen Kugellagerfabrik.

Gewalzte Kranschiene. Profil 6

Tabelle 46.

8. Laufkranschienen der Gelsenkirchener Bergwerks -A.-G., Abt. Aachener Hüttenverein, Aachener-Both e Erde (Fig. 386 u. 387).

Profil

Höhe

Fußbreite

Flanschstärke

Stegdicke Kofbreite

Nr.

t₂

55 ^    125

65

150

75

175

85

200

00 05

iO o CD O

150

200

^ CD GO O O lO O ÎO N 05 CO xti

CC 00

i—*    ¹—* >—•

M CD s-¹ O

io

r—II    (M    ^fl    lO    r-H    O

r-H    i-H    H    i-H    t-H    rH

IO iO

O Ol H r-l Ol Ol

24

31

38

45

45

55

65

75

r₃ =

r3 = ¹⁰

b₂ — 60    55

b₂ = 90    85

Profil

Kopf stärke

Abrundungs

halbmesser

Querschnitt

Gewicht für 1 m

Schwerpunkts-

abstand

Nr.

S1

qcm

kg

yo

00 Cd    05 IsO

co co tc tc Oi O Oi o

io iO io CO 00 xh of CM (M CO CO

30    rx = 10

45    r, = 15

co io co io co

t>-    oo    cop    oo    «p

oo    .-H    io    of    oef    cA

oi    kO    i>    co    oo

icp cp    oep    iq_

of of    Cif    b-    cf    KO

oi co    io    co    co

t» 00 CD <N    lO ©

§ s g g    g $

Profil

Trägheits

moment

Wider

stands

moment

Raddruck in kg

R — D.k(b—2r), Maße in cm, wenn k

Rad-

durch-

messer

Nr.

cm⁴

cm³

40

50

60

D in mm

H (N CO ^ CD 00

94

29

185

328

523

163

Fig. 388.

loo-*-.

48

74

105

44,6

6 240 11280 17 600 25 200 10 800

7 800 14 100 22 000 31 500 13 500

9 360 16 920 26 400 37 800 16 200

400

600

800

1000

600

1200

9. Befestigung der Laufschienen.

Fig. 389.

'f

in f CM I

^13^5

ÉÉ

K--93

|ooo/(ö) \ooo|

Ansicht der Schienenlagerung zu Fig. 388.

I.

Gewicht pro m 189,6 kg Querschnitt 241,5 qcm Trägheitsmoment für die X - Achse 27 500 cm4 Widerstandsmoment für die X-Achse 1692cm³

Fig. 390.

Schiene mit Doppelkopf für schwere Portalkrane.

Fig. 391.

Gußeiserner Lagerbock für Schiene mit Doppelkopf.

Fig. 393.

Aufgenietete Laufschiene. Fig. 392.

Laufschiene auf genieteten Trägern.

Fig. 394.

\2)

Aufgeschraubte Laufschiene.

Laufschienenhefestigung durch untergelegte Flacheisen, welche behufs Anschraubens oder Annietens seitlich ausgebogen werden.

Fig. 395.

Fig. 396.

Fig. 397.

k\\\\N

r-_fA4^.cA.Aj

y,

\\\N

Befestigung der gewalzten Laufkranschienen auf Trägern.

Fig. 400.

Fig.398.

44

V/

My///

WM

Fig. 399.

X4

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fl

AZ

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Fig. 401.

Fig. 402.

M-H-J

Za

Befestigungsarten von am Boden verlegten Fahrschienen. Ausführungen der Firma Krupp-Grusonwerk.

Laufschienen aus Flacheisen befestigt man entweder nach Fig. 391 durch Nieten oder nach Fig. 392 durch versenkte Schrauben auf den gewalzten Trägern.

Bei nicht zu breiten Laufschienen müssen die Nietlöcher häufig schräg gebohrt werden, um auf der unteren Flanschseite neben dem Stege noch genügend Platz für den Nietkopf zu haben.

Die Befestigung durch versenkte Schrauben hat den Nachteil, daß sich die Schrauben durch die Erschütterungen lockern und dann die vorstehenden Schraubenköpfe den Widerstand der Katzenbewegung bedeutend vermehren. Angenietete Laufschienen sind also stets vorzuziehen. Bei genieteten Trägern wird die Laufschiene aus Flacheisen vorher mit auf beiden Seiten versenkten Nieten auf der Kopf platte befestigt, und erst hierauf erfolgt das Aufnieten der Kopfplatte auf die Gurtwinkel.

Für die Befestigung der gewalzten Kranschienen und deren Laufbahnanordnung geben die nebenstehenden Fig. 395 bis 402 Aufschluß.

10. Materialanstrengung von Kranschienen, welche auf Mauer werk oder Beton gelagert sind¹).

Fig. 403 bis 405.

Für die Biegungsbeanspruchung der mit Q belasteten Schiene liefert die Gleichung:

9 Q²

brauchbare W"erte. Hierin bedeutet:

'/////////////////////////////////,

■<r

Q den Raddruck, ff die zulässige Beanspruchung der Schiene.

W das Widerstandsmoment der Schiene,

b die Fußbreite derselben,

Km die zulässige Beanspruchung der Unterlage.

Hierbei ist angenommen, daß die Pressungen zwischen Schiene und Unterlage nach einer Parabel verlaufen, deren größte Höhe Km ist.

V/////?////,

//77//y/77s

Km

3/

I 18

Kranschiene auf Mauerwerk.

x) Die Fördertechnik, Heft 1, 1909; W. L. Andrée, Materialanstrengung von Schienen usw.

9.140002

Beispiel. Q = 14000 kg, W = 280 cm³, b = 30 cm, = 8 kg/qcm für Mauerwerk.

° = 647280T3Ü78 ~

Eine weitere Formel hierfür, welche die Elastizität der Materialien berücksichtigt, ist

a — 0,5

worin Fm =

3 Q 4- 2 b h Km

und Km = 0,28

Fm

SH: <3-

Hierin bedeutet:

Q den Raddruck,

J das Trägheitsmoment der Laufbahn,

E ihr Elastizitätsmodul, h die Höhe der Unterlage,

Em ihr Elastizitätsmodul,

Fm ist als ein gewisser mittlerer Querschnitt aufzufassen, welcher dem Widerstande gegen Zusammendrücken entsprechen würde.

Beispiel. Mit den Werten im obigen Beispiel ist mit

J — 2800 cm⁴, E = 2150000, h = 150 cm, Em = 93000, 3 Q-\-2bh. Km _ 3.14000 -f 2.30.150.8

Km= 0,28

Fm h ■ J ■ b

3.14000 14000 j/

= °>²⁸    30

= 2,71

93000.2,71.30

2150000 . 2800.150

= 7 kg/qcm,

also :

a = 0,5

W. 0,0538

= 0,5

14000 280.0,0538

~ 464 kg/qcm.

F lachgängige Bewegungsschrauben.

Dieselben finden vielfach im Hebezeugbau Verwendung, z. B. bei Schraubenwinden, bei Lokomotivhebeböcken und bei den Steuerungsorganen der Krane zur Bewegung der die Kuppelungsmuffen verschiebenden Hebel.

Die Gleichung für den Antrieb der Schraube ergibt sich aus den für die schiefe Ebene geltenden Gleichgewichtsbedingungen.

Ist P die zum Emporziehen der Last Q erforderliche, horizontal wirkende Kraft, a der Steigungswinkel, q der Reibungswinkel,

H = tg q der Reibungskoeffizient,

so ist nach Fig. 406, unter Berücksichtigung der Reibung, Gleichgewicht vorhanden, wenn P .cos a

Fig. 406.

= Q. sin a + g (Q cos a -j- P. sin a) oder

sin u g. cos a cos «4-    • sm a

Dividiert man in diesem Ausdruck Zähler und Nenner durch

Cp

cos ci und setzt für g den Wert tg (>, so ergibt sich tgoi + tgg

Q.cos a

Q.

1 — tg Q-tg a

= Qtg(a+ q).

Kraftzerlegung bei schiefer Ebene.

Soll die Kraft P nur verhindern, daß die Last abwärts gleitet, so ist der Reihungswiderstand aufwärts gerichtet, also mit entgegengesetztem Vorzeichen einzuführen. Man erhält dann

P—Q.tg{a— q).

Multipliziert man beide Seiten der Gleichung mit dem mittleren Schraubenhalbmesser r und ersetzt das Moment P.r durch ein gleichwertiges Moment K.l, so erhält man die Schraubengleichung K.l = Q.rtg{a + g).

Ohne Berücksichtigung der Reibung ist

K.l = Q.rtgci,

folglich der Wirkungsgrad

tf/a

tff (a + £)

Fig.407.

•d!-

Ausführungswerte für die flachgängige Schraube a — 4 bis 5°,

q — 6° entsprechend g = tg q = 0,1. Selbsthemmung ist vorhanden, wenn P = Qtg(u—Q) = 0,

d. h.

Gewindetiefe

to <*>

-d₂—

Steigung

Für

(i, i .    (i,

fbl9f-

d

Flaches Gewinde.

ist tga — 0,0796; also a = 4° 30'.

Flachgängige Bewegungsschrauben. Tabelle 47. Flaches Gewinde.

Äußerer Durchmesser

Kern

durchmesser

Gangzalil

auf

Gewindetiefe

" engl.

mm

mm

1" engl.

mm

tOtOtOtOHHMHHHHM

vl^OlOiÜl^^^WOOOîlOtOtOlOH

OîO^^OOOÜ'lOGOO'tOCÛOîWCC'.

a oi    Cn Ui

Zweiter Abschnitt.

Flasehenzüge.

1. Feste Rolle.

Bezeichnungen :

P Spannung im ablaufenden Trum,

P₁ Spannung im auf laufenden Trum,

Q die zu hebende Last,

P₀ die zum Heben der Last Q erforderliche theoretische Kraft, D Zapfendruck, r Zapfenhalbmesser,

P Rollenhalbmesser, d Seil- oder Kettenstärke, fZapfenreibungskoeffizient, a Zentriwinkel des umspannten Bogens,

Fig.408.

Fig. 409.

x das Verhältnis der Spannung im ablaufenden Trum zur Spannung im auflaufenden Trum, s Weg der Kraft, h Weg der Last.

Theoretische Kraft

Po = Q.

Pik

Wirklich erforderliche Kraft

\q =

V

xQ.

"VD

Kraftweg gleich Lastweg

.s — h.

Ql

Feste Kolie.

— x.

Ermittelung des Wirkungsgrades bzw. des Wertes

Ohne Berücksichtigung der Arbeitsverluste ist P.P = P,P = QU.

Das Lastmoment P₁R wird aber vergrößert durch die Zapfenreibung und durch die Seilsteifigkeit oder Kettenreibung.

Letztere setzt man durch eine Vergrößerung ax bzw. a₂ des Lastarmes in Rechnung.

Es ist dann mit Berücksichtigung des Zapfenreibungsmomentes für Hanfseil

für Kette

mit

PR = PX(R + ax) D[ir, PR = Px (R + a₂) + D p. r,

und

ux = 0,006 d² bis 0,018 d² in mm, a₂ = 0,2 d bis 0,3 d

2 P sin ~

A

wird für Hanfseil

P _ 1 Px- n

= x = 1 -+

0,006 bis 0,018 d²

2 [ir sin

to a

für Kette

— = x = 1 -f-

2 r sin

0,2 bis 0,3 d

R    R

Wählt man

r = 0,4 dl r=l,5dj(l

= 0,08,

für Hanfseil R — 4 d für Kette R = 10 d

so erhält man, wenn a = 180°, folgende Werte für x und rj.

Tabelle 48. Wirkungsgrade fester Rollen.

Für Hanfseil

Für Drahtseil

Für Kette

16 mm 26 „ 36 „ 46 „ 52 „

8 ą 5 ą ą

r-T .-T I-T I-I H

<M GO lO <M 05 00 OO 00 CO

o' o' o' o' o'

0,96    1,044—1,06

0,96—0,94

Die Wirkungsgrade der Drahtseilrollen sind erst für vereinzelte Fälle durch Versuch ermittelt.

Obiger Wert entspricht Rollen von 500 bis 600 mm Durchmesser, 15 bis 18 mm Seildurchmesser, 0,9 bis 1 mm Drahtdicke bei 144 Drähten und 80 mm Zapfendurchmesser.

Für überschlägige Rechnungen kann man annehmen, daß

1. für Hanf Seilrollen

x = 1,10, d. h. 10 Proz.,

2. für Drahtseilrollen

x = 1,04, d. h. 4 Proz.,

3. für Kettenrollen

x = 1,06, d. h. 6 Proz. für jede Rolle an Kraftverlust entstehen.

Der Zapfendruck D ermittelt sich nach Fig. 409 genau zu

angenähert zu

D = 2    . sin

und für a = n zu

2. Lose Rolle.

Die lose Rolle findet Anwendung als Lastrolle und als Treibrolle.

Im ersten Falle dient sie zur Kraftübersetzung, im zweiten Falle zur Hub Übersetzung.

a) Lose Lastrolle.

Theoretische Kraft

Fig. 410.

Po 2 '

ML. !

Wirklich erforderliche Kraft

Pi

-ON

Kraftweg gleich doppelter Lastweg

s = 2 ft.

Ferner besteht wieder die Beziehung

P = xPx.

Mit den unter der festen Rolle angegebenen Grundwerten ergeben sich folgende Wirkungsgrade:

Lose Lastrolle.

Tabelle 49. Wirkungsgrade loser Rollen.

Für Hanfseilrollen (« = 7i)

Für Kettenrollen

Seildurchmesser =

V =

Der Wirkungsgrad der losen Rollen ist demnach größer als derjenige fester Rollen.

16

26

36

46

52

0,97

0,96    0,94    0,93

0,9

r; = 0,97

3. Gewöhnliche Rollenzüge,

a) Faktorenflaschenzüge.

Bei den Faktorenflaschenzügen haben die in einer Flasche gelagerten losen Rollen eine gemeinsame Hubbahn, und ein einziges Seil umschlingt sämtliche Rollen. Die Rollenzahl tritt in den Berechnungen als Faktor auf, daher der obige Name, n bezeichnet die Anzahl der tragenden Seilstücke.

Lastrollenzug (gewöhnlicher Faktorenflaschenzug).

Die Last hängt an dem Gehäuse der losen Rollen. Das freie Seilende kann entweder von einer festen oder von einer losen Rolle ablaufen. Anwendung als selbständige Hebezeuge oder Vorgelege für Winden.

Das Seil läuft von einer festen Rolle ab.

Ferner

Lose Treibrolle.

Rechnung und Versuch ergibt, daß Px kleiner,als P₀ wird. Zum Beispiel wird mit Q = 100 kg und x = 1,04 1,04

1 + 1,04

Kontrolle: 2J(V) — 0, also 51 + 49 — 100 = 0.

Fig. 411.

P = 100

= ⁵¹ kg; 1\ =

51

1,04

= 49 kg.

b) Lose Treibrolle (umgekehrte lose Rolle).

Theoretische Kraft P₀ = 2 Q.

Wirklich erforderliche Kraft

p»

^ —• Q T Pi —    + x)-

tr

Kraftweg gleich halber Lastweg

Ferner ist

s = 3 •

P₁ = xQ.

Theoretische Zugkraft P₀ = —• PqS = Qh.

Wirkliche Zugkraft

p ₌ Jl

7]. n

1 xn — 1 X — i

71. X"

Wirkungsgrad

Größte Seilkraft ist P₀.

Beziehung zwischen Kraft- und Lastweg

S — 71.11,

Fig. 413.

ST\

weil bei einem Hube der Last um h jedes der tragenden Seilstücke um h zu verkürzen ist.

Fig. 412.

---------

Ü2

1:3

P= -2r —

4--

P=

Q_

4T\

in

■■

’Q

^ y Bollenzahl 2 ; Übersetzung 1: 2.

Fig. 414.

Eollenzahl 3; Übersetzung 1:8.

Fig. 415.

p*

1:4

4h

✓ts

Q

p= -4

Vl4

^.6

VIT ""VjV

*Q

łQ

Eollenzahl 4; Übersetzung 1:4.

Eollenzahl 6 ; Übersetzung 1: 6.

Anordnungen von Eollenzügen.

Tabelle 50. Wirkungsgrade der Hanlseil- und Kettenrollenzüge.

Rollenzahl n

Für Hanfseile

d — 16 T]

26

0,81    0,76

53 n = I 0,79    0,73

O O O 1—1 00 00 00 N l> CO

o 0000

ffl N H CO Tf

æ n n co œ 00000

T-I    00    <M    O

00    S    CO    ^    CO

©    ©    o'    o'    o'

os h o> œ

N N (O IO o

© © © cT ©

œ œ h 10 m i' œ to 10 o cT © cT © ©

Für Ketten .

0,93    0,90    0,88    0,86    0,84    0,82    0,80

Tabelle 5l. Wirkungsgrade der Drahtseilflaschenzüge bei 4 Proz. Kraftverlust in jeder Rolle.

x — 1,04. n = Anzahl der Rollen.

0,94

0,92

0,90    0,89    0,87 ; 0,86    0,84

9    10

0,82    0,81

Fig. 418.

Fig.419.

Das Seil läuft von einer losen Rolle ab. Theoretische Zugkraft

?o =

Wirkliche Zugkraft

Wirkungsgrad

V(n + !) *

x“ + ¹ — 1

n -j- 1 ' xn(x — 1) * Beziehung zwischen Kraft- und Lastweg

s = h (n -f 1).

Fig. 416.

Fig. 417.

1:4

P=-V

rJ- 4

P* \

1=3

P=^3

Q.

TTT

TT

TT

o------

Bollenzahl 2; Übersetzung 1:3.

*Q

Bollenzahl 3 ; Übersetzung 1 : 4.

r5

p=4

pa

/Tn

/Tn

-<*►

pi

r-6

P= —"T

Q tT

/Ts

/Tn

VT

rç.6

<j>

— —--4)

vT vT

’Q

Bollenzahl 4 ; Übersetzung 1: 5.

Bollenzahl 5; Übersetzung 1 : 6.

Anordnungen von Rollenzügen.

Ermittelung der einzelnen Seilspannungen.

Es ist vielfach üblich, für überschlägige Rechnungen die einzelnen Seilspannungen und somit auch die wirkliche Zugkraft in der Weise annähernd zu bestimmen, daß man zunächst durch Division der Last

mit den tragenden Seilstücken die theoretische Seilspannung bestimmt und zu dieser im letzten Seilende herrschenden theoretischen Spannung für jede Rolle die Arbeitsverluste in Prozenten hinzuschlägt.

Man erreicht hierbei außer der schnellen Berechnung der Seilspannungen noch den Vorteil, daß man ohne weiteres die Bolzenbelastungen feststellen kann.

Beispiel: Für einen sechsrolligen Drahtseilflaschenzug mit Seilablauf von einer festen Rolle ist die theoretische Zugkraft und Seilspannung bei sechs tragenden Seilstücken und einer Nutzlast von 3000 kg

P₀ = ³⁰₆⁰⁰ = 500 kg.

Wir schlagen nun bei 4 Proz. Arbeits-verlust in jeder Rolle immer zu der vorhergehenden Seilspannung 4 Proz. hinzu und tragen die neue Seilspannung sofort ein.

Wir erhalten also

Fig. 420.

'“f-

§

àD

So =520

Sj=541

S₄=562

Ss = 685

s

CD

pi = si =

l

GQ

P=S,=632

= 500 kg

5₂    = 500.1,04 = 520 „

5₃    = 520.1,04 = 541 „

5₄    — 541.1,04 = 562 „

5₅    — 562.1,04 = 585 „

5₆    = 585.1,04 = 608 „

5₇    = 608.1,04 = 632 „

Bei 3m Hub beträgt der Weg der Zugkraft s — 6.3 — 18m. Nach der früheren Rechnung ergibt sich die Endspannung mit r\ = 0,874 nach Tabelle 51 zu

3000

iTT6 ~~ 0,874.6

Die genaueren Werte für die Seilspannungen sind

VQ=3000 kg

Sechsrolliger Flaschenzug.

— 575 kg.

575

1,04

= 551 kg

S» =

510

1,04

= 489 kg

553

Si = ÏM = ⁶²⁹ ”

S₂ =

490

1,04

= «O „

Ä₄ =

531

471

= 452 „

Si =

: - 509 „

1,04

Kontrolle: Summe aller Yertikalkräfte = 0, d. h.

S*+S₂-\-Ss+ S₄ + S₆ + S₉ = Q, 551 + 529 + 509 + 489 + 470 + 452 = 3000kg.

Bei richtiger Rechnung werden demnach die letzten Spannungen kleiner als die theoretischen.

1,04

Treibrollenzug (umgekehrter Faktorenflaschenzug).

Hier hängt die Last am freien Seilende und die treibende Kraft greift an dem gemeinsamen Gehäuse der losen Rollen an.

Anwendung bei hydraulischen Hebezeugen zur Verkürzung des Lastweges.

16*

Das Seil läuft von einer festen Rolle ab.

Fig. 421.

Fig. 422.

Last

f-wjwu\    H/y/A 2222

Mp“ ~'mÿ~

MY

—O’

Hy

my

MY

<i>

.L

MY

Q - - i- -

Kraftv

1'

łP

Kollenzahl 4 ; Übersetzung 1: 5.

Kollenzahl 3; Übersetzung 1:4.

Theoretische Kraft

Treibrollenzüge.

P₀ = Q.n.

Wirklich erforderliche Kraft

Q.n

Wirkungsgrad

n{x — 1) x (xn — 1)

Beziehung zwischen Kraft- und Lastweg

Die größte Seilspannung ist im festliegenden Seilende vorhanden.

Sie beträgt

Pj = Qxn.

Das Seil läuft von einer losen Bolle ab.

Fig. 424.

Fig. 423.

Qa

mH Hy

<0

MY

MY

łp

Rollenzahl 3 ; Übersetzung 1: 4.

Kollenzahl 4 ; Übersetzung 1: 5.

Treibrollenzüge.

(n -|- 1) (x — 1)

Wirkungsgrad

Xn + 1 — y

Beziehung zwischen Last- und Kraftweg

n 4-

¹

-X-*

Laststellung.

¹)    Dr.- Dissertation von Friedrich Bülz, Beitrag zur Kenntnis der Spurkranzreibung bei Laufkranen.

²

)    Beschreibung siebe Zeitschr. d. Yer. deutsch. Ing. 1902, S. 1070.

b) Potenzflaschenzug.

Fig.425.

Qw

Theoretische Zugkraft

Wirkliche Zugkraft

Po — Q(n T" !)•

Qin + l)

Bei dem Potenzflaschenzug sind die losen Rollen nicht in einem gemeinsamen Gehäuse, sondern getrennt aufgehängt. Sie finden ebenfalls als Treibrollenzüge bei hydraulischen Hebezeugen Verwendung, wo die größere Betriebskraft des hydraulischen Kolbens mit kurzem Wege s eine kleinere Last Q auf eine größere Höhe Ji zu heben hat. Der Name des Flaschenzuges kommt daher, weil n als Potenzexponent auftritt.

Theoretische Zugkraft Po = 2« Q.

------o------

VU

Wirkliche Zugkraft

2 n-Q

VJU

L._Q_-------J[_

Wirkungsgrad gleich dem Produkte der Wirkungsgrade der einzelnen Rollen r] = 7jl. 7]2 • rja • • • rjn.

Beziehung zwischen Kraft- und Lastweg

Ił

•)n

+r

Potenzflaschenzug.

c) Zwillingsrollenzüge.

Sie werden vielfach bei Laufkranen verwendet, weil sie die Last von vornherein bei geringer Rollenzahl auf mehrere Seilstränge verteilen. Ein weiterer Vorzug besteht in der Vermeidung des Wanderns der Last über die Trommel hin und in dem dadurch erzielten senkrechten Lasthube. Wie umstehend aus Fig. 426 ersichtlich ist, werden von der aus zwei Teilen bestehenden, mit Rechts- und Linksgewinde

versehenen Trommel beide Drahtseilenden auf- bzw. abgewickelt. Die obere Leitrolle, die einen Ausgleich der Seillänge und die Verwendung einer doppelten losen Rolle ermöglicht, wird bei den modernen Laufkrankonstruktionen mit verhältnismäßig kleinem Durchmesser ausgeführt, damit die beiden losen Rollen nicht zu weit auseinander kommen. Diese kleine Ausgleichsrolle ist eine schwache Stelle der gebräuchlichen Laufkrankonstruktionen, weil entgegen der Annahme, daß sich die Rolle nicht wesentlich bewegt, fast ständig eine kleine Bewegung stattfindet, z. B. beim Pendeln der Last während des Kranfahrens. Da die damit verbundene Seilbiegung immer an derselben Stelle erfolgt, so ist sie für die Lebensdauer der Seile von wesentlichem Nachteil.

Fig. 427.

Fig. 426.

T\\\\\\nL

rtv?

\r

* rï

\\

\r

i]

i;

«£

rPh

=fi

Zwillingsrollen zug.

Zwillingsrolleüzug mit geteilter Trommel.

Zudem kann man oft beobachten, daß sich infolge der unregelmäßigen Bewegung und des kleinen Rollendurchmessers nicht die Rolle auf der Achse dreht, sondern daß das Seil auf der feststehenden Rolle gleitet, ein weiterer Grund für starken Seilverschleiß.

Nach dem D. R.-P. Nr. 119 952 von Rieche in Wetter a. d. R. (Fig. 427) werden bei Laufkatzen mit Flaschenzug zur Erzielung großen Hubes und kleiner Bauhöhe die oberen Rollen d, dx des Flaschenzuges auf der Trommelwelle a lose angeordnet, und zwar bei einfacher Trommel b neben dieser, bei doppelter Trommel 5, b₁ im Zwischenraum. Zur Entlastung der Trommelwelle a wird am Gestelle der Katze bei gl eine Büchse n für die Rollen c£, dr befestigt. Vgl. ferner das deutsche Patent Nr. 139551.

d) Ausführung der Flaschenzüge.

Fig. 432.

fl-—

fl

—m

Kettenflaschenzng.

'S

r,

Fig. 431.

TU

TW

ÈT

i/ i tlihl

SB

Jil

S3

fl

Hanfseilflaschenzug.

'Ł

Fig. 430.

jiÿk

Dreirollige Oberflasche.

Die gewöhnlichen ai Flaschenzüge haben als ^

Hauptteile die beiden S Flaschen- oder Rollengehäuse, von denen das obere mit dem Trag- <» haken, das untere mit ^ dem. Lasthaken ver-sehen ist. Da bei mehrrolligen Zügen die einzelnen Rollen verschiedene Umfangsgeschwindigkeiten haben, so sind die Rollen auf der gemeinschaftlichen Achse lose anzuordnen. Die Flaschen werden aus Blech hergestellt, durch

.ä°

HD

iS

Zweiroliige

Obernasche.

Flasche

Schiene.

Bolzen miteinander verbunden und an den Außenseiten mit besonderen Flacheisen zur Aufnahme der Rollenbolzen verstärkt. Die vorstehend abgebildeten Fig. 428 bis 430 veranschaulichen die Ausführungen der Flaschen.

Fig. 433.

Fig. 434.

Fig. 435.

Hanfseilflaschenzug.

Drahtseilflaschenzug.

(Siehe Tabelle 52 und 53.)

Es empfiehlt sich, die Flaschen lang und schmal zu bauen, weil durch die verschiedenen Seilspannungen, welche eine Flasche belasten, letztere schief gezogen wird.

Tabelle 52. Seilllaschenzüge für Hanfseil der Düsseldorfer Maschinenbau-Aktiengesellschaft, vormals J. Losenhausen.

57 mm 275 „

3 150 kg 6 250 „

9 000 „ 11200 „

13    100 „

14    700 „

15    900 „

16    800 „

Haken drehbare ovale Ringe, wie in Fig. 430. Bei

52

45

32    38

225    250

2 200 I 2 500 4 400    5    000

6    200 ;    7    400

7    700    9    300

9 000    10    900

10 200 12 100 11 000    13    300

11 500    13    900

200

175

150

1100 1500 2200 3000 3100 4400 3850 5600 4500 6550 5100 7400 5600 8150 6000 I 8750

750

1500

2200

2900

3400

391 in

4150

4500

'S

rg

550

1100

1550

1950

2250

2550

2800

.......

N

ai

ci.

Ci 0*00000000 ^HMt^iOOOOOOO O CO

1-H H

iO h-

Ci O r-H CM

100

225

450

050

81N i

950

1100

1250

1300

COOiCOQOOOOO

r-lCi<MOOOOO*0O

HlNTjMO^NMX)

OiOOOiCiCOOOQ »-HCOiOOCOCDOCOt^O ' M M M CO

Seilstärke

Rollendurchmesser . .

Zulässiger Seilzug pro Rolle bis

1 Rolle oben, 1 Rolle unten

CM (M CO CO ^

łJTU3[3«JT

Ą

co

-+-3

ZI.

IC

CO

ai

rÛ

<0

rS

JS

Angabe der Tragkraft ist eine sechsfache Sicherheit gegen Bruch vorgesehen.

Tabelle 53. Drahtseililaschenzüge der Düsseldorfer Maschinenbau-Aktiengesellschaft, vormals J. Losenhausen.

31 mm 5 00< ) kg 500 mm 9 000 kg 12 500 „ 16 000 „ 20 000 „ 23 000 „ 26 900 „ 29 000 „

28

25

22

20

18

16

14

12

10

4 000

3 000

2 500

2 000

1500

1000

750

500

400

450

400

350

325

300

275

250

225

200

7 000 10 000 13 000 16 000 18 000 20 000 23 000

5 500 7 500 10 000 12 000

14    000

15    000 17 000

4 500 6 500 8 000 10 000 11 000 12 600 14 000

3 500

5    000

6    500 8 000 9 000

10 000 11000

2700

1800

1300

006

700

Seilstärke..........

Zulässiger Seilzug pro Rolle bis Innerer Rollendurchmesser . . I 1 Rolle oben, 1 Rolle unten

3.800

2500

1900

1300

0001

5000

3200

2500

0091

1300

5500

4000

3000

2000

1600

7500

7500

0098

4500

5000

5600

3500

2300

1800

4000

4300

2500

2800

2000

2250

M M CO CO ^

CM CM CO CO T* T*

UBJ^SlUX

e) Klemm- und Bremsvorrichtungen für Seilflaschenzüge.

Um die aufgewundene Last schwebend zu erhalten und dadurch die Bedienung zu erleichtern, versieht man die Seilflaschenzüge mit Hemmvorrichtungen.

Fig 436 zeigt eine derartige Seilklemme von Hewitt und Goff, welche von Georg Kieffer in Coin ausgeführt wird.

Eine Klemmbacke K ist mittels des Bolzens A drehbar zwischen zwei Bügeln B gelagert, die wiederum um den Bolzen D schwingen

Fig. 436.

LA

können, deren Ausschlag aber durch Stifte 6’, die sich in Schlitzen des Flaschenzuggehäuses bewegen, begrenzt ist. Beim Lastheben findet keine Klemmung statt, weil die Bügel mit der Klemmbacke durch ihr eigenes Gewicht nach abwärts fallen, soweit es die Schlitze gestatten.

Will man aber verhindern, daß die Last sinken soll, so drückt man das Seil etwas nach rechts. Dadurch wird die Klemmbacke bis zur vollständigen Klemmlage mitgenommen und die Last bleibt schweben.

4. Der Differentialflaschenzug

von Weston

!p

erzielt bei einer möglichst gedrängten Form und geringen Anzahl von Rollen ein großes Übersetzungsverhältnis zwischen Kraft und Last und Selbsthemmung. Die Wirkungsweise geht aus Fig. 438 hervor.

Heben

Seilflaschenzug mit Klemmvorrichtung.

Die Last greift mittels zweier Ketten an zwei zusammengegossenen Rollen von verschiedenem Durchmesser derart an, daß das eine Kettenende die kleine Rolle nach der einen Richtung hin, das andere Kettenende die große Rolle nach der anderen Richtung hin zu drehen sucht. Wenn nun die beiden Rollendurchmesser nicht viel voneinander abweichen, so wird ziemlich Gleichgewicht bestehen und das Sinken der Last wird durch die noch hinzutretende Zapfen- und Kettenreibung verhindert werden.

Nach Fig. 437 enthält die obere feste Flasche zwei lose auf der Achse sitzende, verschieden große, aus einem Stück hergestellte verzahnte Kettenrollen, deren Durchmesser meist im Verhältnis 10:11

Po-R + 2Qr — 2CJB

und mit t] erhält man

-+

zueinander stehen. Die untere lose Rolle ist am Umfang glatt. Die Kette ist endlos und es werden die von der Rolle in der beweglichen Flasche ablaufenden Kettenstränge je über eine Rolle der festen Flasche gelegt, so daß eine freie Kettenschlinge entsteht, von welcher der eine oder andere Kettenstrang zum Heben oder Senken der Last gezogen werden muß.

Fig. 437.

Fig. 438.

{(f\\

wmf

---------r-H-—

P¹’    !

!i

■U.

I/,

Schema

zur Berechnung.

+;4fft4SwTHrH-

chung

Mit der Momentenglei-

r:

p=

2 ri\ b)’

oder mit den Zähnezahlen s und Z

IQ/

-K

Einfacher Westonscher Flaschenzug.

Beim Lasthehen wirkt der Haspelzug am Halbmesser der größeren Rolle. Der Westonfiaschenzug ist veraltet und durch neue Konstruktionen völlig verdrängt.

5. Schraubenflaschenzüge mit Lastdruckbremsen.

*

Zur Erzielung der Lastselbsthemmung kann man in einfacher Weise ein Schneckengetriebe mit kleinem Steigungswinkel von 4 bis 6° anwenden.

Fig. 440.

Fig.439.

h-

k,

ÉH¹

sf

ff

Schnitt durch die Oberflasche.

Ej

,Lt

Fig. 441.

Schnitt durch die Lastdruckbremse.

Luders Schraubenflaschenzug mit Lastdruckbremse für 2000 kg Tragkraft.

a Gehäuse — Schmiedeeisen. b Schneckenrad mit Kettennuß — Hartguß von Friedr. Krupp, Grusonwerk. c Schnecke aus Stahl — gefräst. d Handkettenrad oder Haspelrad — zäher Guß. e Bügel zur losen Bolle — Schmiedeeisen. g Bolle — Gußeisen. k₁ Vordere Kammscheibe -— Gußeisen.

kÿ Hintere Kammscheibe — Schmiedeeisen mit verstähltem Spurzapfen. f Beibscheibe mit Sperrzähnen und innerer Fettkammer — Bronze. s Sperrklinke.

Auf der Schneckenradachse sitzt dann, wie in Fig. 439 und 440, eine verzahnte Kettenrolle, über welche die kalibrierte oder Gail sehe Kette läuft, in deren Schlinge die lose Rolle eingehängt ist. Das eine Ende der Kette ist an dem Flaschenzuggehäuse befestigt, das andere Ende hängt, von der oberen Rolle kommend, frei herab. Der Antrieb erfolgt durch ein auf der Schneckenwelle sitzendes Haspelrad.

Da aber bei kleinen Steigungswinkeln der Wirkungsgrad sehr gering wird, so wendet man doppelgängige Schnecken mit einem Steigungswinkel von 18 bis 21° an, deren Wirkungsgrad dann bis 75 Proz. steigt.

Der damit verbundene Verlust der Selbsthemmung macht die Anbringung einer besonderen Bremse erforderlich, die hier in zweckmäßiger Weise unter Benutzung des Axialdruckes der Schnecke als Lastdruckbremse ausgebildet wird.

Die Arten der Schnecken-Lastdruckbremsen sind auf S. 131 bis 137 erörtert und berechnet. Berechnung eines Schneckengetriebes s. S. 188.

Die Bevorzugung, welche seit einigen Jahren den Schraubenflaschenzügen zuteil wurde, hat eine große Anzahl von Konstruktionen hervorgerufen, von denen neben der Beckerschen Konstruktion die von Bolzani und Lüders die bekanntesten sind.

Die Bauweise ergibt sich aus den Fig. 439 bis 441.

In der Schlinge einer kalibrierten Kette oder einer Gallschen Kette hängt eine lose Rolle mit der Last. Das eine Kettentrum ist am Gehäuse befestigt, während das andere Kettentrum über eine Kettennuß bzw. Kettenrad auf der Schneckenradwelle läuft und dann frei herabhängt. Der Hub ist somit nur von der Länge der Kette abhängig.

Die Schnecke ist aus Stahl gefräst und dann gehärtet. Das Schneckenrad und die Kettennuß sind von Hartguß. Ein besonderes Haspelrad mit Zugkette ermöglicht es, daß die Lastkette reichlich geschmiert werden kann. Überhaupt ist auf die Schmierverhältnisse besondere Sorgfalt verwendet, so daß der Verschleiß ein sehr geringer ist.

6. Stirnräderflaschenzüge.

a) Stirnräderflaschenzug mit Selbsthemmung

von Briegleb, Hansen & Co.

Die Übersetzung wird durch Stirnräder erzielt. Die Antriebswelle l ist in einer Büchse c gelagert, welche rechts die Sperrklinke trägt, die wieder in das innen verzahnte Haspelrad eingreift.

Die Büchse c ist einerseits in dem Gehäuse b, andererseits in dem Hakenbügel h gelagert, mittels dessen der Flaschenzug aufgehängt ist. Die Selbsthemmung kommt hier durch die zwischen Bügel h und

Fig. 442.

Fig.443.

Z=7-^

- ■

—i-fg—

dl

4e*» 7

_L

-V-

•f

-.j.V

/!

.. .

hi ca

Vl

Z-32

D=206

HQr3 QUO

7 V

-ii

6 mm Kette

Stirnräderflaschenzug mit Selbsthemmung.

Büchse c bestehende Reibung zustande, welche mittels des Sperrades das selbsttätige Sinken der Last verhindert und beim Lastsenken überwunden werden muß.

b) Stirnräderflaschenzüge mit Lastdruckbremse.

Stirnräderflaschenzug für 500 kg Last (bzw. 1000 kg mit loser Rolle)

von F. Piechatzek, Berlin.

Die Übersetzung erfolgt außer durch eine lose Kettenrolle nur durch ein Stirnräderpaar und ein Kettenrad mit Handkette. Um das Gewicht niedriger zu halten, sind die Zahnräder in Chromnickelstahl ausgeführt, mit geschnittenen Zähnen von kleiner Teilung und großer Breite. Die Zähne liegen schräg, und der dadurch entstehende Längsschub wird benutzt, um mit Hilfe einer Lamellenbremse die Last in jeder Lage zu halten, während bei der Hubbewegung der Längsschub durch ein Kugellager möglichst reibungslos aufgenommen wird.

Der Wirkungsgrad beträgt mehr als 75 Proz., ist also um rund 50 Proz. besser, als ihn die Schneckenflaschenzüge mit Selbsthemmung aufweisen.

Ni

Fig. 444 bis 446.

wm.

'A

351

Li

[TV/T

vV

fÜM-

11

ri

%-

Stirnradflaschenzug für 500 kg Last (bzw. 1000 kg mit loser Rolle) von F. Piechatzek *)•

Flaschenzug

der Yale & Towne Ltd., Stamford Conn., Yer. Staaten von Nordamerika.

Der Haspelkettenzug wird nach Fig. 447 durch Ritzel A mittels der Räder B und C auf die kleineren, mit B und C zusammengegossenen Zahnräder H1: H₂ übertragen. Diese beiden Zahnräder wälzen

x) Zeitschr. d. Yer. deutsch. Ing. 1910, S. 2166, Fig. 39 bis 41.

Fig. 447.

sich auf dem großen Innenzahnkranz D ab und bewegen hierbei das Zahnradgehäuse E, welches auf der Welle des Lastkettenrades befestigt ist, also letzteres dreht. Sämtliche Zahnräder sind gefräst.

Die Lasthemmung wird durch eine Gewinde-Lastdruckbremse in der Weise bewirkt, daß sich der durch die Last erzeugte Zug durch das Zahnradgetriebe auf die Haspelradspindel A überträgt, auf der eine Schraubenscheibe F sitzt, die sich in das Haspelrad schraubt und hierbei die dazwischen liegenden Teile zusammenpreßt. Durch entgegengesetzten Zug an der Lastkette wird die Last abwärts bewegt. Der Flaschenzug wird für Lasten von 250 bis 40000 kg hergestellt.

Gewinde

E.

-

ui

y.

ffc

dh₂

Stirnradflaschenzug der Yale & Towne Ltd.

7. Laufkatzen zum Einhängen von Flaschenzügen.

Laufkatzen finden überall zweckmäßig da Verwendung, wo die Bewegung der durch einen Flaschenzug hochgezogenen Last nur nach der einen Richtung ohne hohe Anlagekosten erfolgen soll und eine Querbewegung nicht erforderlich ist. Dies ist z. B. in Maschinenfabriken der Fall, wo die Arbeitsstücke auf die Werkzeugmaschinen gebracht und wieder abgesetzt werden müssen. #

Die Laufkatzen werden je nach den örtlichen Verhältnissen auf dem oberen oder unteren Flansch von I-Trägern laufend angeordnet und in der Ausführung je nach der Größe der Tragkraft mit oder ohne Bewegungsvorrichtung oder mit eingebautem Hebezeug als fahrbare Flaschenzüge ausgerüstet.

Die unteren Trägerflanschen werden dann als Fahrbahn verwendet, wenn der Träger zur Ausnutzung der Hubhöhe dicht unter die Decke gelegt wird, oder wenn ein vorhandener Unterzug als Fahrbahn benutzt werden soll. Die Flanschen des Trägers werden dann allerdings auf Biegung beansprucht, aber man kann nach Berechnung des ganzen Trägerprofils für die betreffende Tragkraft dafür sorgen, daß durch ein genügend starkes Gestell der Raddruck in der Nähe des Mittelsteges auftritt. Eine zutreffende Berechnung der belasteten Trägerflanschen ist nach dem heutigen Stande der Festigkeitslehre nicht möglich, und man ist hierin auf einen Vergleich mit ausgeführten Fig. 448.

Fig. 449.

I-

il

B-

Zu schwaches Gestell für Untergurt-Laufkatzen.

Starkes Gestell für U nter gurt-Lauf katzen.

Konstruktionen angewiesen. Die richtige und falsche Konstruktion des Laufkatzengestelles veranschaulichen die Fig. 448 und 449.

Fig. 451.

Aus den nachstehenden Figuren geht ohne weitere Erläuterung die Anordnung der Rollen und des Triebwerkes für Ober- und Untergurt-Laufkatzen hervor. Die weitere Vervollkommnung dieser mit einge-Fig. 450.

'f'    /

<i

Ohne Fahrwerk.

Hit Fahrwerk.

Einrollige Obergurtkatze.

hängten Flaschenzügen versehenen Laufkatzen führt zu der Konstruktion der Laufkatzen mit eingebautem Flaschenzuge, die schließlich im Kranbau unter den Namen Stirnrad- oder Schneckenrad-Laufwinden einen Hauptteil der Laufkrane bilden. Siehe Abschnitt „Laufkrane mit Handbetrieb“.

17

Bethmann, Hebezeuge. 3. Aufl.

Fig. 452.

Fig. 454.

BR*

là

Ę.

-I.

.......

Ohne Fahrwerk.

Fig. 453.

Mit Fahrwerk.

Zweirollige Untergurtkatze.

i«»‘

Fig.455.

Fig. 456.

i mm

fol

,1.

■.........I

Ohne Fahrwerk.

Mit Fahrwerk.

Zweirollige Obergurtkatze.

Infolge des Fortlassens einer besonderen Laufschiene fallen die Fahrwiderstände erheblich höher aus als bei Anwendung von Schienen, weil die unbearbeiteten Trägerflanschen selten ganz gerade sind.

Fig. 457.

Fig. 458.

fl

3j§gf

K

vUÉkc liff«

II Iffif/jBŁ g

lm&r -Jg* ^ essSL

IM,

Ij

Ohne Fahrwerk.

Mit Fahrwerk.

Vierrollige Untergurtkatze.

Über die Berechnung der Fahrwiderstände und des Fahrtriebwerkes siehe S. 224, ferner Abschnitt „Laufkrane mit Handbetrieb“.

17*

Dritter Abschnitt.

Die Antriebsarten.

1. Vorgelege und Übersetzung.

Die einfachste Winde, Kurbelwelle mit Trommel, stellt Fig. 459 dar. Weil der Kraftarm a für den Antrieb einer Winde nicht beliebig

groß gewählt werden kann und auch der Lastarm B gewissen Beschränkungen )    unterliegt, kommen nur

leichte Lasten in Frage.

Zur Hebung schwerer Lasten mit geringem Kraftaufwand wird daher die Benutzung von Räderwerken erforderlich.

Das einfachste Räderwerk besteht nach Fig. 460 aus zwei Zahnrädern, von denen das größere auf der i    Lastwelle, das kleinere auf

P    der Kraftwelle aufgekeilt ist.

Ein derart zusammen arbeitendes Räderpaar nennt man Vorgelege. Fig. 460 stellt ein einfaches, Fig. 461 ein doppeltes Vorgelege dar. Infolge der verschiedenen Hebelarme der Räder eines Vorgeleges wird eine Verlangsamung der Lastbewegung eintreten, und da die geleisteten Arbeiten an der Trommel

Fig. 459.

Fig. 460.

JT

K.

Winde ohne Vorgelege.

Winde mit einem Vorgelege.

Fig. 461.

r2

■ri

Q Winde mit zwei Vorgelegen.

und an der Kurbel gleich sind, so wird die Last Q größer als die Antriebskraft P sein.

Es bezeichne

Q die zu hebende Last an der Trommel,

R den Lastarm bzw. Trommelhalbmesser,

P die an der Kurbel wirkende Antriebskraft, a den Kraftarm bzw. die Länge des Kurbelarmes, den Gesamtwirkungsgrad des Windwerkes,

f] - T]Trommelwelle, 1. Vorgelegewelle. ^ 2. Vorgelegewelle. ^Kurbelwelle.

rx r₂ die Halbmesser der kleinen Zahnräder und RXR₂ die Halbmesser der großen Zahnräder.

Für das einfache Vorgelege, Fig.460, soll ferner Kx den Zahndruck zwischen rx und Rx (an rx nach oben, an Rx nach unten wirkend) bezeichnen. Es besteht dann die Beziehung:

Q.R

, ferner Kx. Rx =

1. P.a =

Kx.rx

Trommel

^Vorgelege

also

Q.R

2. Kx = R--

llx ^Trommel

Setzen wir 2. in 1. ein, so erhalten wir:

P.a =

Q.R

ri

^Vorgelege • ^Trommel

Für doppeltes Vorgelege nach Fig. 461 erhält man mit den Zahndrücken Kx und K₂ auf dieselbe Weise:

Kx.rx,

Yj Kurbel

P.a =

*1*1 =

Kn . T 2

^Vorgelege

K₂R₂ =

Q.R

^Trommel

also:    P.a =

Q.R

^Trommel • ^Vorgelege • ^Kurbel

rx r_2_

‘ Ą ' P₂’

oder, da sich die Zähnezahlen wie die Halbmesser verhalten und

^Trommel • ^Vorgelege • ^Kurbel ⁼⁼ ^ r

Q.R zx

P.a =

• Zx ' Z%

Zx Z2 Zz

<S».| f—‘

stellt das Gesamtübersetzungsverhältnis für

QR

beliebig viele Vorgelege dar. Es wird also allgemein P.a —

rj

und daraus

t-H i * <S>

Lastmoment

JP. a. rj Kraftmoment. y

Die Größe des Lastmomentes und demnach die Größe der Übersetzung hängt wesentlich von dem gewählten Zugorgan ab. Für eine

Q.R

Last von 500 kg erhält man je nach Wahl des Zugorgans bei Handbetrieb unter Benutzung der Tabellen im ersten Abschnitt:

a)    Für Hanfseil und Trommel

d = 26 mm,

I)    — 10 d — 260 mm,

Lastmoment = 500.13 = . . .

b)    für Drahtseil und Trommel

d = 10 mm und cT = 0,45 mm,

J)    z=z 400.0,45 = 180 mm,

Lastmoment = 500.9 = ...

c)    Kette und Trommel

d = 8 mm,

D e= 20 d = 160 mm,

Lastmoment — 500. 8 = ...

d)    Kalibrierte Kette und Kettennuß

d - 10 mm,

D — 100 mm bei z Lastmoment = 500.5 =

6500 kgcm,

4500

4000

5,

2500

länge

e) G a 11 sehe Kette und Kettenrad t = 25 mm,

D = 65,33 bei z = 8,

Lastmoment = 500.3,25 = .

Das Kraftmoment ist mit einem Arbeiter zu 15 kg und 300 mm Kurbelarm-Pa — 15.30 = 450 kgcm,

. . 1625

demnach die Übersetzung ohne Wirkungsgrad

6500

nach a) i₀ —

450

= 14,4

nach b) i₀ =

4500

450

= 10

nach c) i₀ =

4000

450

8,9

nach d) i₀ —

2500

450

5,5

nach e) i₀ =    = 3,6

Für Förderlasten von 400 bis 1000 kg wählt man gewöhnlich Winden mit einem Vorgelege, für Lasten von 750 bis 3000kg solche mit zwei Vorgelegen. Bei größeren Lasten wendet man noch einen Flaschenzug an, der an der zu hebenden Last angreift und dessen Bewegung durch die Trommel bewirkt wird. Nur ausnahmsweise wählt man für Handwinden, deren Seile, Ketten und Triebwerksteile eine lange Lebensdauer besitzen sollen, drei Vorgelege.

Bei Handwinden ist mit der Einzelübersetzung nicht über 8 : 1, nur ausnahmsweise bis 10:1 zu gehen.

Für elektrischen und Dampfbetrieb ist 6:1 im allgemeinen als obere Grenze anzusehen.

Nach der unter „Zahnräder“ angeführten Bemerkung kann man mit dem neuerdings eingeführten Abwälz-Fräsverfahren noch unbedenklich bis zu Übersetzungen von 12:1 und 13:1 gehen, wobei ein Wirkungsgrad erzielt wird, der mit doppelter Übersetzung nicht zu erreichen ist.

Der Grund für die Beschränkung der Einzelübersetzung ist

1.    Beschränkung der Abmessung des großen Bades,

2.    gleichmäßigerer Verschleiß.

Hingegen wird der Zahneingriff nicht ungünstiger, wie häufig angegeben wird.

Der Durchmesser des kleinen Bades ist meist bestimmt durch die Möglichkeit, die Welle durchstecken zu können. Bei schweren Wellen, also Bädern mit großer Teilung, liegt diese Grenze etwa bei

Z = 10 -4- 11,

bei leichteren Wellen (geringeres Drehmoment) bei

z = 11    12.

Bei festliegender Zähnezahl des kleinen Bades wird der Eingriff aber nur günstiger, wenn das große Bad möglichst groß wird.

Zur Beschränkung der Vorgelege wird vielfach die lose Bolle mit den Bädervorgelegen kombiniert.

Soll die Konstruktion eine möglichst gedrängte werden, dann sind die Zahnräder durch Schneckengetriebe zu ersetzen, mittels welcher man Übersetzungen von 1:50 erzielen kann.

Als mittlere Antriebskraft kann man unter Berücksichtigung des unter „Kurbeln“ Gesagten bei mäßiger Arbeitsdauer für Winden P = 15 kg setzen.

Die Übersetzungsverhältnisse sind immer möglichst einfach zu wählen, so daß dieselben auch für andere Konstruktionen Verwendung finden können. Hat man z. B. ausgerechnet:

= 23,6,

Lastmoment Kraftmoment. rj

so wird man auf 24 abrunden und ein Doppelvorgelege mit den Übersetzungen 4:1 und 6:1 anordnen.

15:1 zerlegt man am besten in 3:1 und 5:1,

30:1 in 5:1 und 6:1, 32:1 in 4:1 und 8:1,

90:1 in 3:1, 5:1 und 6:1 usw.

Verteilung der Einzelübersetzungen.

Bei reinem Stirnräderantrieb legt man in der Regel bei verschieden groß gewählten Übersetzungen die große Übersetzung an die Trommel, die kleinste nach der Kurbel zu. Diese Anordnung bezweckt eine

Schonung der Ritzelzähne, welche der Übersetzung entsprechend zum Eingriff gelangen. Zu beachten ist hierbei auch der Einfluß der Massenwiderstände (S. 272) bei Maschinenantrieb.

Umgekehrt ist die Anordnung bei gemischtem Stirnräder- und Schneckenantrieb, bei welchem man das Schneckengetriebe mit der hohen Übersetzung mit dem Motor verbindet, weil sich der Wirkungsgrad bei großen (xleitgeschwindigkeiten günstiger gestaltet.

2. Wirkungsgrad der Rädertriebwerke.

Der Wirkungsgrad rj ermittelt sich in genauer Weise aus dem Produkt der Wirkungsgrade der einzelnen Vorgelegewellen zu

V = Vi • Vi • Vv

Hierbei können folgende Mittelwerte angenommen werden:

Wirkungsgrad

Zahnrädervorgelegewelle . . . Trommelwelle mit Hanfseil

„ Drahtseil . „ Kette . . .

Kettendaumenradwelle

rj =0,91 bis 0,95 (vgl. S. 173)

. r] = 0,91 „ 0,96 . rj = 0,95 . rj = 0,97 . rj == 0,95

Trommelwellen besitzen einen günstigeren Wirkungsgrad als Vorgelegewellen, weil rj in der Hauptsache von der Zähnezahl der Ritzel abhängig ist¹).

Schätzungsweise kann man für Winden bei mittleren Verhältnissen

setzen :

Tabelle 54. Wirkungsgrade der Winden.

Bei Winden mit

einfachem

doppeltem

dreifachem

Vorgelege

Hanfseiltrommel......

Drahtseil- und Kettentrommel Kettennuß oder Daumenrad .

0,8-0.85

0,88

0,75—0,8

0,65—0,75

0,85

3. Lastgeschwindigkeit bei Handantrieb.

Die Lastgeschwindigkeit ist von der Kurbelgesckwindigkeit abhängig. Es bezeichne:

c die Kurbelgeschwindigkeit in m sec, v die Lastgeschwindigkeit, a den Kurbelarm,

M den Trommelradius,

:) Vgl. Hebezeuge von Ernst, 4. Aufl., I. Bd., S. 176.

i das Übersetzungsverhältnis zwischen Kurbel und Trommel, vx die Umfangsgeschwindigkeit der Räder vom Halbmesser rx und Bx,

v₂ die Umfangsgeschwindigkeit der Räder vom Halbmesser r2 und B₂.

Da sich die Geschwindigkeiten wie die Halbmesser verhalten, so gilt nach Fig. 460:

1)

a:c = rx : vx

ferner Bx : vx — B : f, also

Bx. v

v' = -JT

2)

ox in Gleichung 1) eingesetzt:

Bx v

a:c = rx:

oder

Bx

» fei

1-H * <S>

Demnach:

'S*, h-*

In einfacher Weise ermittelt sich die Lastgeschwindigkeit auch aus der Gleichsetzung zwischen Nutzarbeit am Haken einschließlich der Wirkungsverluste und der aufgewendeten Arbeit an der Kurbel:

Qv

— = P.c, V

woraus

P.c

Beispiel: Ist bei einer Räderwinde

a = 400 mm, B = 150 mm, i — 1 :15,

so wird bei Annahme einer mittleren Kurbelgeschwindigkeit von c = 600 mm die Lastgeschwindigkeit

v = 0,6

15 1 40'15

= 0,015 m = 15 mm.

Die Lastwinde eines Bockkranes für 10000 kg Nutzlast erfordert zur Bedienung vier Arbeiter mit je 14 kg Kurbeldruck.

Bei einem Wirkungsgrade rj = 0,74 und einer mittleren Kurbelgeschwindigkeit v — 600 mm erhält man bei Gleichsetzung der Arbeiten die Hubgeschwindigkeit der Last zu

4.14.600

10 000

• 0,74 = 2,48 ~ 2,5 mm pro Sekunde.

Zeit von

Soll diese Last von 10000 kg 4 m hoch gewunden werden, so würde dies eine

4000

2,5

= 1600 Sekunden

27 Minuten

in Anspruch nehmen.

Geschwindigkeitswechsel bei Windwerken.

Bei einem mit normalem Kurbeldruck berechneten Winclwerk tritt der Übelstand zutage, daß zum Heben kleinerer Lasten ein verhältnismäßig zu geringer Kurbeldruck erforderlich ist, daß also die Kraft des Arbeiters nicht voll ausgenutzt wird und die Förderung infolgedessen zu langsam von statten geht.

Bei Windwerken mit auf der Zwischenvorgelegewelle angeordneter Bremse mit getrenntem Sperrad oder mit Sperradbremse verschiebt

Fig. 463.

Fig. 462.

(1

-t--.

-C

(1

I U'

n

VoV !

■

st i y

yr

ii i

DT

Windwerk mit verschiebbarer Kurbelwelle.

man nach Fig. 462 die Kurbel welle derart, daß in Stellung I die Kurbelwelle ausgeschaltet ist. Es greift nur c in das Trommelrad d, so daß die Bremse hemmend auf die Trommelwelle wirkt und die Last durch Lüften der Bremse ohne Mitlaufen der Kurbel gesenkt werden kann. In Stellung II arbeitet die Winde bei voller Last mit doppeltem

Vorgelege, in Stellung III, wobei a direkt in das Trommelrad d eingreift, für kleine Lasten mit einfachem Vorgelege.

Bei Windwerken mit Sicherheitskurbel und Schleuderbremse, die stets gleichbleibende Drehrichtung von Kurbel und Trommel bedingen, hilft man sich in der Weise, daß auf Kurbel- und Vorgelegewelle ein besonderes Bäderpaar angeordnet wird, welches eine Rückübersetzung für schnellen Gang ergibt. Für große Lasten, also langsamen Gang,

Fig. 464.

Fig. 465.

7777///,

Geschwindigkeitswechsel mit Klauenkupplung.

(1

/C

Glesch windigkeits Wechsel von Heinr. de Fries.

wird das lose Rad a (Fig. 464) mit der auf Gleitkeil verschiebbaren Klauenkupplung verbunden, bei kleinen Lasten das lose Rad d.

Eine gedrängte Anordnung des Gescliwindigkeitswecksels bietet das D. R.-P. Nr. 210 942 von Heinrich de Fries, G. m. b. H., in Düsseldorf, bei welchem das Trommelrad d mit Außen- und Innenverzabnung versehen ist. Die Übersetzung, welche durch Verschiebung des Rades a entsprechend erzielt wird, ist ohne weiteres verständlich.

Um das zeitraubende, langsame Heraufkurbeln des leeren Hakens mittels des Windwerkes zu vermeiden, ordnet man auf der Trommelwelle ein Handrad an.

4. Kraftbedarf

für Verschiebung der fahrbaren Winden bei Handbetrieb.

Ist Mw das nach S. 225 zu ermittelnde Fabrwiderstandsmoment,

K der Kurbeldruck, l die Länge des Kurbelarmes, rj der Wirkungsgrad des Fahr tri ebwerkes,

so berechnet sich für Handbetrieb unter Einsetzung des Fahrwider-standsmomentes statt des Lastmomentes die erforderliche Übersetzung wie früher zu

Mw

K.l.rj*

Fahrwiderstandsmoment

Kraftmoment. rj

5. Maschineller Antrieb allgemein.

Größere Geschwindigkeiten kann man nur mittels Antriebes durch Elementarkraft erreichen, und zwar kann Transmissions-, elektrischer, Dampf- oder hydraulischer Antrieb in Frage kommen.

Zunächst hat man über die Geschwindigkeit schlüssig zu werden, die man nach Tabelle 55 wählen kann.

Die Anzahl der Pferdestärken, welche zum Betrieb der Winde notwendig sind, ermittelt sich aus der Arbeitsgleichung :

Q.v

N.lb =

zu j\⁷ = -Qv-.

7o. rj

Hierin bezeichnet Q die Nutzlast,

N die Anzahl der Pferdestärken, v die Hubgeschwindigkeit der Last in m sec, Y] den Wirkungsgrad der Winde.

Die Umgangszahlen der Motoren betragen gewöhnlich:

80 -i- 200, n = 100 -f- 200, n = 400 : 1200.

bei Transmissionswinden bei Dampfwinden . . . bei elektrischen Winden

Die erforderliche Übersetzung bestimmt sich bei Maschinenantrieb nicht wie bei Handwinden, sondern mit Rücksicht auf die Tourenzahlen.

Ableitung: Die Umdrehungszahlen verhalten sich umgekehrt wie die Durchmesser. Bedeutet in Fig. 461 rx das auf der Motorwelle sitzende Ritzel, und sind nMotori % und wTrommei die betreffenden Umlaufzahlen, so gelten folgende Beziehungen:

: ferner: ——

^■Trommel tlo

Ei

b₂

also: n₂ =

B₂ ^Trommel

^2 *    ^ Motor

Setzt man den Wert für n₂ in die erste Gleichung ein, so wird

rx.r₂

i?i

^Trommel

rx.r₂

B\ • B₂    ^Motor    ^

^Motor Trommel

Rechnungsgang: Gewählt wird die Geschwindigkeit v für die gegebene Last Q. Damit erhält man

B₂ . ^Trommel ^Motor

oder:

also:

75. rj

Hierfür wird aus den Katalogen der Fabriken der Motor gewählt, wodurch die entsprechende Tourenzahl wMotor gegeben ist.

Die Tourenzahl der Trommel berechnet sich aus

^Trommel

60v

Dir ’ sofern keine lose Rolle vorhanden ist.

Dann wird die erforderliche Übersetzung zwischen Motor und

Trommel

W Motor ^Trommel

Macht z. B. der Elektromotor für eine elektrisch angetriebene Winde 900 Umdrehungen pro Minute, die Trommelwelle hingegen nur 5 Umdrehungen pro Minute, so muß eine Übersetzung von 900:5 oder 180:1 angeordnet werden. Diese Übersetzung würde sich am einfachsten durch Einschaltung eines Schneckengetriebes und eines Zahnrädervorgeleges erreichen lassen.

Während bei Handbetrieb der Verschleiß infolge der geringen Umdrehungszahl gering ist, muß bei Maschinenantrieb auf die stärkere Abnutzung aller reibenden Teile besondere Rücksicht genommen werden. Größere Rollendurchmesser und kleinere Flächenpressungen sind unbedingt erforderlich.

Ferner ist die Beachtung der Trägheitswiderstände beim Anlauf nach S. 271 und der Stoß Wirkungen beim Abbremsen der größeren lebendigen Kräfte ratsam.

Die Geschwindigkeiten. bei maschinellem Antrieb.

Die Wahl der Geschwindigkeit für die Lastbewegungen ist in erster Linie von den Betriebsverhältnissen, den Anforderungen an die Leistungsfähigkeit und von der Hubhöhe abhängig.

Ferner kommt noch der Preis des Hebezeuges in Frage, der wesentlich von der Wahl der Geschwindigkeiten abhängig ist. Je schneller das Hebezeug arbeitet, desto stärkere und damit teurere Motoren sind erforderlich.

Als Anhaltswerte für die Wahl der Geschwindigkeiten können nachstehende Angaben dienen. Die eingeklammerten Zahlen geben ausgeführte Geschwindigkeiten, welche die angegebenen Mittelwerte erheblich überschreiten.

Tabelle 55. Geschwindigkeiten bei maschinellem Antrieb.

Last

Heben der Last

Fahren der Katze

Fahren des Kranes

kg

m / min

m / min

m / min

Schwenken des Kranes, v in m/min am Auslegerkopf

500

1 000 2 000

3    000

4    000

5    000 7 500

10 000 15 000 20 000 30 000 40 000 50 000 60 000 75 000 100 000 150 000

15-4 75 9-4 60 6 -410 (48) 5-4 9    (36)

4.5    4- 8 4-47

3.5    -4 6,5 3-4 6

2.5    -4 5,5 (18) 2-45

1,75 -4 4    (9,5)

1,5-4 3

1,25 -4 2,5 14-2

0,75-41,5 (2,8)

0,5 -4 1

1,5

30 -4 50 25-4 45 25 -4 45 22 4 40 22-4 40 20 -4 35 20-4 35 18 -4 30 18 4-30 15-4 25 15 -4 25 12-418 12-418 10-4 15 10-415 8-412 8-412

89 —120 80 — 110 70 —100 70— 90 60— 80 60— 80 50— 70 50— 70 40— 60 40— 60 35 -4 55 35-4 55 30 -4 50 30 4- 50 25 4- 45 25 4 45 20-4 40

120 -f- 150 110-4 140 100 -4 130 90 4-120 80 -4 110 70 4- 100 65-4 90 60-4 80 55 4- 70 50-4 60 45 4- 55 40-4 50 35-4 45 30-4 40 25-4 35 20-4 30 15-4 25

Für die Fahrgeschwindigkeit lebhaft benutzter, elektrisch betriebener Dreimotorenkrane wählt mau vielfach etwa so viel Meter in der Minute, wie die Halle lang ist, also z. B. 60 und 120m/min. Laufkatzengeschwindigkeiten betragen gewöhnlich zwischen 15 und 30 m min, bei Hüttenkranen bis 45 m und mehr.

Speicherwinden und Personenaufzüge arbeiten mit 0,5 bis 1 m/sec, in Amerika bei den großen Hubhöhen in Wolkenkratzern mit 2 und 3 m/sec; für Hafenkrane findet man meist 0,2 bis 0,7 m/sec, für Mon-tierungs- und Gießereikrane 0,5 bis 0,66 m/sec.

Zum Vergleich seien folgende Geschwindigkeiten gegenübergestellt:

L m/sec =    60 m/min

Pferd im Schritt . Pferd im Trab . . Pferd im Galopp . Gewöhnlicher Wind Freier Fall . . . . Personenzug . . . Schnellzug ....

4,5    „

9,81 „

to H CM

120

270

180

588

= 1020 = 1500

3,

Die Bremsen bei maschinellem Antrieb.

Bei Motorbetrieb ist auf eine vollkommene Anordnung und Ausbildung der Bremsen besonderes Gewicht zu legen.

Von den im Abschnitt „Bremsen“ (S. 101) behandelten mechanischen Bremsen, welche in der Regel auf der Motorwelle oder ersten Vorgelegewelle angeordnet werden, können hier in Betracht kommen:

I.    Als Stoppbremsen.

a)    Daumenlüftbremse: ohne Gesperre, Bremsscheibe aufgekeilt; Verbindung mit dem Anlasser durch Gestänge; Lüften beim Heben und Senken. Verwendbar bei Schneckengetriebe und Nahsteuerung.

b)    Daumensperradbremse : gesteuerte Klinken, Bremsscheibe lose ; Verbindung mit dem Anlasser durch Gestänge; Lüften nur beim Heben. Verwendung bei Stirnrädern und Nahsteuerung.

c)    Nebenschlußmagnetbremse: ohne Gesperre, Bremsscheibe auf-gekeilt, Lüften beim Heben und Senken. Verwendung bei Stirnrädern und Fernsteuerung.

II.    Als Senkbremsen.

a) Daumenlüftbremse wie unter Ia); gleichzeitig als Stopp- und Senkbremse, wenn beim Senken erst Lüften, dann Stromschluß erfolgt; Verwendung bei Schneckengetriebe und Nahsteuerung.

b)    Daumensperradbremse wie unter Ib); gleichzeitig als Stopp- und Senkbremse, wenn erst Lüften, dann Stromscbluß erfolgt. Verwendung bei Stirnrädern und Nahsteuerung.

c)    Nebenschlußmagnetbremse wie unter Ic); gleichzeitig als Stopp-und Sènkbremse, wenn Lüftdaumen und Gestängeverbindung mit dem Anlasser vorhanden.

d)    Hauptstrommagnetbremse, ohne Gesperre, für Stirnräder und Fernsteuerung.

e)    Seillastdruckbremse, mit Gesperre oder mit Magnet. Verwendung in Verbindung mit Magnetstoppbremse für Fernsteuerung.

f)    Schneckenlastdruckbremse, mit Gesperre oder Magnet, meist ohne besondere Stoppbremse. Verwendung bei Schneckenantrieb und Fernsteuerung.

g)    Gewindelastdruckbremse. Besondere Stoppbremse erforderlich.

h)    Jordandruckluftbremse und gesteuerte Fliehkraftbremse von Becker.

Elektrische Bremsung.

Die Generatorsenkbremse, Kurzschlußsenkbremse und Leonardschaltung sind in dem Abschnitt „Elektromotoren“ behandelt. Diese rein elektrischen Bremsen bedürfen stets noch einer besonderen mechanischen Haltebremse.

6. Die Trägheitswiderstände beim Anlauf und Auslauf der Hebemaschinen.

Um einem ruhenden Körper eine bestimmte Geschwindigkeit zu erteilen, ist ein größerer Arbeitsaufwand erforderlich, als die Fortdauer der Bewegung nach erlangter Geschwindigkeit erfordert.

Umgekehrt muß die dem sich bewegenden Körper innewohnende Energie entzogen werden, wrenn der Körper wieder in den Ruhestand gelangen soll.

Man kann daher in bezug auf die dynamischen Vorgänge bei jeder Hebemaschine unterscheiden :

Anlaufperiode,

Beharrun gszustan d,

Auslaufperiode.

Während bei der Berechnung der von Hand betriebenen Hebezeuge eine Vernachlässigung der Massenwiderstände ohne weiteres statthaft und gebräuchlich ist, erfordert die Bemessung der Motorstärken bei maschinellem Antrieb Rücksichtnahme auf den erhöhten Arbeitsaufwand

während des Anlaufes, insbesondere wenn es sich um Hebezeuge mit großen Leistungen und hohen Geschwindigkeiten handelt.

Triebwerkmassen haben großen Einfluß auf die Widerstände, insbesondere machen sich schnell laufende Anker und massige Bremsscheiben auf der Motorwelle ungünstig bemerkbar. Eine Vergrößerung der Bremsscheibe vermehrt zwar das Bremsmoment, vergrößert aber noch mehr den Massenwiderstand, so daß schließlich der größte Teil der Bremskraft zur Vernichtung der eigenen Energie verwendet werden muß.

Stirnräder von großem Durchmesser, welche unmittelbar in das Motorgetriebe eingreifen, laufen erfahrungsgemäß stoßend an¹) und . verbrauchen viel Strom beim Anlauf, weil die große Masse des schnelllaufenden Badkranzes einen großen Massen widerstand verursacht. Es ist deshalb viel richtiger, den Trommelrädern große und den Motorrädern kleine Übersetzung zu geben. Aus diesem Grunde sind auch langsam laufende Motoren vorzuziehen.

Trägt man Beschleunigungskräften nicht Rechnung, dann wird die Dauer der Anlaufperiode unzweckmäßig verlängert, so daß unter Umständen bereits der Lasthub beendet ist, bevor die Last aus der Anlaufperiode in den Beharrungszustand gelangt ist.

Andererseits ist wieder darauf zu achten, daß kurze Beschleunigungszeiten erhöhte Anfahrwiderstände liefern, daß also der Betriebsmotor bei kurz gewählter Anlaufzeit erheblich stärker gewählt werden muß und somit während des Beharrungszustandes schlecht ausgenutzt wird. Die Anlaufzeit ist zu 2 bis 6 Sekunden anzunehmen.

Große Geschwindigkeiten führen ferner zu beträchtlichen Massenwirkungen, die von großem Einfluß auf die Krangerüste sind. Es wäre z. B. ganz verkehrt, einen schnell fahrenden Kranträger nach denselben Grundsätzen zu entwerfen wie eine feststehende Brücke.

Allgemeine Gesetze zur Ermittelung der Trägheitswiderstände.

a) Bei geradliniger Bewegung.

Aus der technischen Mechanik kommen folgende allgemeine Gesetze zur Anwendung:

1. Gleichförmige Bewegung:

s = v.t,

Weg = Geschwindigkeit x Zeit.

D Zeitschr. d. Ver. deutsch. Ing. 1901, S. 18. Kämmerer, Hebemaschinen auf der Weltausstellung in Paris 1900.

2. Gleichförmig beschleunigte Bewegung (Anfangsgeschwindigkeit = 0):

Endgeschwindigkeit = Beschleunigung x Zeit.

Ausgedrückt wird p in m/sec², nämlich p —

— m/sec².

m/sec

sec

•t,

oder

Weg =

Endgeschwindigkeit

,x Zeit,

pt²

s = - _ und t —

A

ff-

3. Satz von der Beschleunigung:

P = iti . p,

(r

worin

Kraft = Masse x Beschleunigung, Gewicht

g Erdbeschleunigung

und Beschleunigung die in der Zeiteinheit erfolgende Geschwindigkeits-

kg.sec²

Zunahme. Ausgedrückt wird m in

, nämlich

kg. sec²

kg

m/sec²

4. Satz von der Arbeit (Anfangsgeschwindigkeit = 0): mv²

Masse x erlangte Geschwindigkeit²

oder

= Kraft x Weg der Kraft, lebendige Arbeit — mechanische Arbeit der Kraft P.

5. Satz vom Antrieb (Anfangsgeschwindigkeit = 0): Mit s =■ geht die Gleichung unter 4. über in

mv² T.

^- = p-s =

mv = P. t,

Masse x Geschwindigkeit = Kraft x Wirkungsdauer Bewegungsgröße = Antrieb der Kraft P.

also

oder

P-

2*’

<M

09

b) Bei Drehung um eine Achse.

Bezeichnet

s M = Pr das zur Überwindung des Trägheitswiderstandes erforderliche Antriebsmoment des zu beschleunigenden Körpers in bezug auf seine Drehachse,

J das auf die Drehachse bezogene Massenträgheitsmoment,

— die Winkelgeschwindigkeit, oO

die mittlere gleichförmig angenommene Winkelbeschleunigung, t die Anlaufzeit,

so ist

also

M ,t = J.co, M = Jœ = Je.

Die Bezeichnung für J ergibt sich mit g bzw. p = m/sec² zu

T    , G £■

J — mr² = —mr =

kg

•m² — kg. m. sec².

m/sec²

Genau genommen ist die Winkelbeschleunigung 8 nicht konstant, weil sich der Übergang der Winkelgeschwindigkeit von 0 bis co allmählich vollzieht.

<1

Trägheitsmomente verschiedener Körper.

Fig. 467.

Fig.466.

k-S-iH

7*2

Zylinder J = m--

Hohlzylinder J — m

r lg. 468.

Fig. 469.

Fig. 470.

3

Kegel J = m — r². ⁶ 10

Gerader Stab (Drehachse am Stabende)

Ring mit eckigem Querschnitt J

r2-

Fig. 472.

Fig. 473.

Fig. 474.

4 ig. 475.

~A~

ilh

IF

T'

ł-

7/ /

7/ >

lit

7/t

'//

'//

f/ł

\ //

'//

"N

Senkrechter

•ii

if

r2

Senkrechter

Stab (Drehachse Stab (D rehachse — Längsachse) um r entfernt) mr²

Schräger Stab

Schräger Stab

r².

J — mr².

Y (r* + ri r2 + O-

Fig. 471.

Gerader Stab (Drehachse um a entfernt) (nf — rta)

Allgemeine Bezeichnungen.

In den nachfolgenden Abschnitten bezeichnet

G — Zeit für den Anlauf, t₂ = Zeit für den Auslauf,

Sj = Weg, der während der Anlaufzeit t₁ zurückgelegt wird, s₂ = Weg, der während der Auslaufzeit t₂ zurückgelegt wird, = Beschleunigung im Anlauf (gleichförmig angenommen), p₂ = Beschleunigung im Auslauf,

v = die im Beharrungszustande geforderte Geschwindigkeit.

Trägheitswiderstände von Motorankern und Triebwerkteilen.

a) Motoranker.

Zu den Bewegungswiderständen der nachfolgend behandelten Trägheitswiderstände bei Horizontal-, Vertikal- und Drehbewegung tritt noch der Trägheitswiderstand von Anker und Triebwerk.

Das Drehmoment Jf, welches erforderlich ist, um einen Körper aus der Ruhe auf seine normale Winkelgeschwindigkeit » (Umdrehungszahl w) zu beschleunigen, also den Trägheitswiderstand zu überwinden, ist nach S.274 mit der Anlaufzeit U (2 bis 4 Sek.):

Fassen wir den Motoranker annähernd als Vollzylinder auf, so ist

• Denken wir uns die

7YI

dessen Trägheitsmoment nach S. 274 J =    -

so erhalten wir J =

Masse in einem beliebigen Abstand k (Trägheitshalbmesser) angreifen, —— = mk², und mit Einführung des Träglieits-

A

durchmessers D = 2 7c

Gl)*

~W'

, bzw. mit co =

2 7t n

it n

60

30

M=J

jz n

30 ty

ta

Den Ausdruck Gl)² nennt man das Schwungmoment, dessen Wert in den Motorpreislisten für jeden Motor in kgm² angegeben ist, und aus welchem J nach obiger Gleichung ermittelt werden kann. Es sind somit keine weiteren Dimensionen des Ankers erforderlich.

Beschleunigungsmoment des Ankers in bezug auf seine Drehachse

demnach

GD² 7t n _ GH- .n 30 tx — 4g ' 30G — ” 400

Ttn

Tabelle 56. Schwungmomente

von Ankern geschlossener Gleichstrommotoren mit Hauptstromwickelung

für 220 Volt und 45 Minutenleistung der Siemens-Schuckertwerke.

Leistung

Drehzahl

PS

Schwungmoment 6r D2 kgm²

Drehmoment

Ankergewicht

kgm

kg

Höchste

zulässige

Drehzahl

i—

cn 'k- "cs

1210

1030

970

1000

870

965

920

0,03

0,04

0,16

0,24

0,25

0,6

0,7

h-»

M oo Ol to H H Oi to GO M H ^ Ol

~b» 4o bo

570

675

295

265

500

390

315

260

0,9

CO ^4    03 JO ^ O

^4 'î-* 05

Oi

3500

o co o

12

19

31

100

G Ol CO i-1 OO Ci 4“ O

00 00 V| "oi lo 'co

m co o

00 CM

H H CO

10

20

27

35

45

55

64

105

150

210

280

370

520

850

3500

3000

3000

4000

4000

3500

2500

2150

2000

1750

1065

1450

1350

1250

Um einige Vergleichs- und Anhaltswerte bei überschlägigen Rechnungen zu haben, sind in Tabelle 56 die Schwungmomente verschiedener Motorgrößen angeführt.

b) Triebwerk.

Erfolgt die Übertragung durch Schneckengetriebe, so kommen infolge der wesentlich geringeren Geschwindigkeit der Vorgelegewellen in der Hauptsache nur die Trägheitsmomente der auf der Motorwelle sitzenden Massen, also Kupplung bzw. Bremse und eventuell noch die Kranzmasse des Schneckenrades in Betracht. Für die genaue Berechnung der Trägheitsmomente hat man die betreffenden Maschinenteile in Voll- bzw. Hohlzylinder zu zerlegen und die Gleichungen für J von

S. 274 anzuwenden.

Die Trägheitsmomente der Kupplungen können für überschlägige Rechnungen der Tabelle 57 entnommen werden. Bei der Verschiedenheit der Konstruktionen lassen sich allgemein passende Werte nicht angeben.

Tabelle 57. Trägheitsmomente von Kupplungen.

Außen

durchmesser

Bohrung

Nabenlänge

Kranzbreite

Gewicht

mm

mm

mm

mm

kg

Trägheitsmoment ./ kgmsec²

150

30

120

60

10

0,003

200

40

160

80

20

0,01

250

50

200

100

40

0,03

300

60

240

120

70

0,08

400

70

280

140

140

0,28

500

80

320

160

250

0,78

Das Beschleunigungsmoment ergibt sich dann wie für den Motor

n in

anker zu

30 G

^Hrriebwerk — J

bezogen auf die eigene Drehachse.

Reduktion der Beschleunigungsmomente.

Die berechneten Beschleunigungsmomente sind auf verschiedene Stellen des Kranes verteilt (Haken, Triebwerkswellen, Motorwelle). Sie müssen einmal auf den Lasthaken behufs Kontrolle der größten Seilanstrengung vereinigt — reduziert — werden, das andere Mal auf die Motorwelle behufs Kontrolle der Ankerdrehmomente.

a) Reduktion auf den Lastkaken.

Ist

MÄ das Beschleunigungsmoment des Ankers in kgm,

i das Gesamtübersetzungsverhältnis einschließlich Rollenzug, also nach Fig. 476 i = ix. i₂. i₃,

die auf den Haken reduzierte Ankerheschleunigungskraft, r der Trommelhalbmesser in m,

Fig. 476.

A\H

so ist

Mtyiii

1>AH =

1)1

Ebenso wird für

MTrn

Rollenzug

übers. i₃ das Beschleunigungs-

lÜbers. ia

Schneckengetriebe Übers, ii*

Mk.

Ma,

Kuppelung

moment MK der Kupplung die auf den Haken reduzierte Kraft

mk.

--I . 7],

r

Die auf den Haken reduzierte Beschleunigungskraft Vir\u der Triebwerkmassen, z. B. des Schneckenrades mit dem Beschleunigungsmoment MTr, ergibt sich mit dem jeweiligen Übersetzungsverhältnis wie oben zu

Motoranker

Pkih =

Reduktion der Beschleunigungsmomente auf den Lasthaken.

I* Tr H -

b) Reduktion auf die Motorwelle.

Die Beschleunigungsmomente des Ankers und der Kupplung sind direkt in bezug auf die Motorwelle berechnet, bedürfen demnach keiner Reduktion. Hingegen sind die Beschleunigungsmomente der Last und des Triebwerkes zu reduzieren.

Ist

A

PL die Beschleunigungskraft der Last am Haken, r der Trommelhalbmesser,

Mn a das Beschleunigungsmoment der Last, bezogen auf die Motorwelle,

i = ix. i₂ die Gesamtübersetzung,

so ist

M-LjA =

Pi.r

i. rj

Soll das berechnete Beschleunigungsmoment MTr des Schneckenrades auf die Motorwelle reduziert werden, so ist

M TrjA — j

31 'fr i • Vi • V2

<₂ - 972 • VV

Tr •

" i.*

Fig. 477.

Fig. 478.

Übers, ii

Schwenkachse_S^;

Ausleger

-7i

Motoranker

Übers. i₂-^.J<X^MTr

rteT

Übers, ii    ____MA

Übers. ü⁻⁻>

\r

Motorritzel

Reduktion der Beschleunigungs-momente des fechwenkwerkes.

Laufrad

Reduktion der Beschleunigungsmomente des Fahrtriebwerkes.

d) Reduktion auf ein Laufrad. Ankerbeschleunigungsmoment 31A bezogen auf die Laufachse III Maiiii = Ma • L • «2 • V-

Fahrwiderstandsmoment bezogen auf die Motorwelle

MUI

i. 7]

- Mui a =

Trägheitswiderstände bei Horizontalbewegung. (Katzenfahren, Kranfahren.)

Der Gesamtwiderstand beim Anlauf setzt sich zusammen:

1. Aus dem Massenwiderstand des Ankers: Nach S. 276 ist das

GrD² .n

Beschleunigungsmoment

Ma

400 tx

2.    Aus dem Massenwiderstand des Triebwerkes: Das Beschleuni-gungsmoment MTr ist nach S. 278 zu berechnen.

3.    Aus dem Massenwiderstand der Last und des bewegten Körpers. Bezeichnet

= Masse der belasteten

PL die zur Beschleunigung der Masse m erforderliche Kraft, Gr Nutzlast -j- Eigengewicht

Katze oder des belasteten Kranes, r den Laufradhalbmesser,

so ist

.. mv Fl =    ,

und das Beschleunigungsmoment in bezug auf die Laufradachse III

FI l ui = I*i. v.

4. Aus dem Fahrwiderstand _ß, Berechnung nach S. 225: Moment desselben in bezug auf die Laufradachse III

Fl j nu.

Anlaufmoment, bezogen auf die Laufradachse mit Berücksichtigung des jeweiligen Wirkungsgrades. Da MA und MTr für die Motorwelle gelten, so ist rj der Wirkungsgrad des ganzen Triebwerkes einzusetzen

Flui = (FIa + FITr)    Finn -j- Fluni•

Das Moment ist in dieser Form nicht ganz genau. Beim Anlauf wird Fig.479.

■Aj

nämlich zuerst die Masse der Katze beschleunigt, während die an Seilen hängende Last infolge ihrer Trägheit vorläufig zurückbleibt, und zwar solange, bis das Gewichtsmoment das Beschleunigungsmoment überwiegt. Es findet also ein Pendeln der Last statt. Infolge der schon erlangten Beschleunigung der Katze ist MLinj bzw. PL nicht ganz so groß wie angenommen.

iG_jg

Ausschwingen der Last nigungskraft K = mp erhält man die Größe heim Anfahren.

Mit der an der Last wirkenden Beschleu-

der Ausschwingung (Fig. 479 x) aus K = G.tgö

und s = Isind ~ ltgd zu

K=l*.

D Näheres über derartige Schwingungen: Dr.-Ing. Pfleiderer, „Dynamische Vorgänge beim Anlauf von Maschinen“.

Anlaufkraft Z mittels der für Min oben aufgestellten Hauptgleichung

Min

Größte Momentanleistung am Ende der Anlaufperiode

Z.v

max

75

Motorleistung während der Beharrungsperiode

N

norm

R.v

75

Größtes Ankerdrehmoment in der Anlaufperiode nach S. 279

oder auch

max

0,0014 n

bzw. MmaxlA -

Z.r

An lauf weg

•Ü-

Während des Auslauf weges s₂ ist die in den Massen auf gespeicherte Arbeit durch die Bremsarbeit und durch die Reibungsarbeit zu vernichten. Das Bremsmoment in bezug auf die Laufradachse ist

Mr,, uz — Maiiii -f- M r> zii -f- M^iiii— MIt jii.

Darstellung des Bewegungsvorganges durch Diagramme.

In den umstehenden Diagrammen (Fig. 480 bis 482) wurde ein plötzlicher Übergang des Kraftbedarfes beim Anlauf in den Kraftbedarf der Beharrung und schließlich in den des Auslaufes angenommen.

In Wirklichkeit findet aber ein allmählicher Übergang statt und das Diagramm der treibenden Kräfte (-f-) und der Bremskräfte (—) würde sich für horizontale Bewegung nach Fig. 483 gestalten.

Es wird sich dann auch die Beschleunigungszeit und Stoppzeit auf das Doppelte erhöhen und beträgt z. B. statt zwei Sekunden jetzt vier Sekunden. Soll die Auslauf- oder Stoppzeit trotz allmählichen Überganges der Kräfte z. B. wie früher nur zwei Sekunden betragen, so müssen am Schlüsse der Bewegung die doppelten mittleren Bremswiderstände vorhanden sein.

Fig. 483 bis 486.

Treibende (-|-) und verzögernde ( —) Kräfte

Beharrungskräfte +

Bremskräfte —

s₂

Bmnsarbeit

Verzögerungsarbeit ₀

Geschwindigkeiten

Beharrungsarbeit

+!

Gesamlarbeiten

Anzugkräfte -+-

's

An lau larbeit

I+I

+1

7)

Beschleunigungsarbeit

Diagramm für allmählichen Kraftübergang.

Darstellung des Bewegungsvorganges.

Fig. 480 bis 482.

Treibende Kräfte (Motorleistung) -f

Beschleunigungskraft, P

0-

-0

s.

Auslauf

I *

i'Beharrungskraft (= K)

¹ +

Alllaufkraft Z

(= P+R)

Beharrung

Widerstände

-*K

>-

si

Anlauf

k-

] Reibungswiderstand R

Bremswiderstand W

P Beschleunigungs - u. Verzögerungsarbeit

Il"

SP

.§>

Beschleunigungs-

I arbeit ^

,_i_i_

Diagramm für horizontale Bewegung bei plötzlichem Kraftübergang.

Die sich in den Fig. 480 bis 482 durch die Zusammenlegung der

VH V ²    >

Diagramme ergebende Arbeitsfläche gibt nur die während des

Weges Sj oder s.₂ geleistete Gesamtarbeit an.

Um die Arbeitsleistung des Motors in den einzelnen Wegstrecken kennen zu lernen, müssen wir die treibenden Kräfte bzw. Bremskräfte mit den entsprechenden Geschwindigkeiten multiplizieren. Es ergibt sich dann das in Fig. 483 und 486 gezeichnete Arbeitsdiagramm.

Die Geschwindigkeitskurven sind, wie Gleichung v² = 2ps zeigt, im An- und Auslauf Parabeln.

Fig.487 u. 488.

<M

v = 3m

a,

2 v 2.3 » = = —= 3m

■t—

tj -- 2 sk

G esamtwiderstand

1290 kg

Massenwiderstande

900 kg

der Katze

cc £

I Rqllenwiderstaad

90 kg

Widerstände einer Laufkatze.

Trägheitswiderstände bei Vertikalbewegung. (Lastheben und Lastsenken.)

Lastheben.

Der gesamte Widerstand, am Haken gemessen, setzt sich beim Heben der Nutzlast zusammen:

a) Aus dem Massenwiderstand des Ankers. Nach S. 276 war

GD² n 400 'G

und die auf den Haken reduzierte Beschleunigungskraft

Ma .

TT*'*'-

Ma =

Pa\h —

b) Aus dem Massenwiderstand des Triebwerkes. Nach S. 276 war

JMtt —

, nn J 30Jx

und die auf den Haken reduzierte Beschleunigungskraft

•*?5-

JM'j'r

^ 'h'h’Vü”

c) Aus dem Massenwiderstand der Last. Ist Q die Nutzlast einschließlich Haken und Flasche, m deren Masse,

V

Pl =

— die Hubbeschleunigung,

n

so ist die Beschleunigungskraft der Last

PL = mp₁ = m — •

demnach

d) Aus der Last selbst. Gesamte Anzugkraft Z am Haken Z = Pa II T" P TrIH 4- Px. + Q-Größte Momentanleistung am Ende der Anlaufperiode

Z.v

75

Motorleistung in der Beharrung

N

norm

Q-

75

Größtes erforderliches Ankerdrehmoment in der Anlaufperiode

PI-maxjA - -M-A T

H-Vi- V'2

i. rj

In den nachfolgenden Gleichungen und Diagrammen ist der Übersichtlichkeit wegen nur mit der Masse der Last und ohne rj gerechnet.

1.    Anlauf. Beschleunigungskraft P =

Anzugskraft Z = P -f Q.

2.    Auslauf. In der mit v aufsteigenden Last Q steckt die Energie

m v²

2V

tti v²

Nach Abstellen der Triebkraft wirkt nur Q, und zwar verzögernd während des Weges s₂, den Q noch aufwärts steigen will. Daher

mv²

s₂ —

mv²

(W₂ — Q).s₂ =

S₂ =

m v¹/2

w₂-q

Darstellung des Bewegungsvorganges durch Diagramme.

Fig. 493 bis 496.

Treibende Kräfte+ (Motorleistung)

Widerstände

Beschleunigungs- u. Verzögerungsarbeit Geschwindigkeiten

_o_

io

Auslauf

Bremswidersland

w»l

ferzögerungsarbei

Beschleunigungs -kraft, I

!* P T <=Q)

eharrttngs kraft _

Beharrung

->■

mvf

LastQ

Beschleunigungsarbeit

mr²

Ja

;;

I Anzugkraft Z

b-------V

Diagramm für Heben.

Treibende Kraft + (Last Q)

Fig. 497 bis 499.

Widerstände

Beschleunigungs - u. Verzögerungsarbeit

Bremswiderstand

Beschleu

nigungsarbeit

-Q

Beharrung

Beharrungs

widerstand

(W = Q)

ntV'

--t

Auslauf

Gesamt w iderstand W,

V erzögerungsarbeit

mr

Diagramm für Senken.

Das bei der horizontalen Bewegung über allmählichen Kraftübergang und Arbeitsleistung Gesagte gilt auch liier.

Trägheitswiderstände bei Drehung um eine Achse.

M=J

Nach S. 274 war

Dieses Moment wirkt zu Anfang der Bewegung verzögernd, zum Schluß der Bewegung aber treibend.

In obiger Gleichung ist

J = £ (mr²) oder J = ^ 2Gr²,

Trägheitswiderstände. Fig.500. Beharru/7

£■

Befiarrungsmomeiit == Reibungsmoment

ço' Schwenk weg= Y    180°

' Ausladung

<-o

c-

c.

Anlaufmoment = Beschleunigungsmoment -f-Reibungsmoment

, o

^ \ V'

Verzögerungsmoment = Bremsmoment -f Reibungsinoinent

Diagramm der Schwenkbewegung.

wenn G die Einzelgewichte der zu bewegenden Massen, r deren Schwerpunktsabstände von der Drehachse bedeuten.

Wird G in t, die Längen r in m ausgedrückt, dann erhält man M in mt.

Bei der Berechnung der Trägheitsmomente eines Schwenkkranes kann man den Ausleger als ebenes Gebilde ansehen und die Nutzlast als Massenpunkt betrachten.

Mit Hilfe der auf S. 274 angeführten Trägheitsmomente läßt sich das Gesamtträgheitsmoment eines Auslegers — für welches im allgemeinen der Ausdruck J = 2J (m r²) gilt — leicht annähernd berechnen.

Konstruktionsteile, wie Auslegerkopf, Triebwerksteile, welche das Trägheitsmoment des glatten Stabes wesentlich beeinflussen würden, müssen besonders berücksichtigt werden.

Windverbände können vernachlässigt werden.

Die Anlaufzeit kann man bei einem Schwenkwerk für die Rechnung bei gleichförmiger Beschleunigung zu drei Sekunden annehmen.

Bei dem aber in Wirklichkeit vorhandenen allmählichen Übergang des Kraftbedarfes aus der Anlaufperiode in den Beharrungszustand wird diese Zeit auf das Doppelte gesteigert (vgl. Diagramm auf S. 283).

Zu dem ermittelten Beschleunigungsmoment des Kranauslegers nebst Last treten noch die auf die Kranachse reduzierten Beschleunigungsmomente des Ankers und der Triebwerksteile und die Reibungs-momente.

Fig. 492.

Um s₂ muß das Seil durch das auslaufende Triebwerk nachgespannt werden. Fällt die Bremse schroff ein, dann hebt sich die Last vom Seil ab, letzteres wird schlaff. Deshalb ist allmähliches Einfallen der Bremse erforderlich, um das Nachrotieren des Triebwerkes zu ermöglichen.

Ist ein bestimmter Auslaufweg s₂ vorgeschrieben, dann muß noch ein bestimmter Bremswiderstand W₂ vorhanden sein. Nach Fig. 489 sind dann wirksam: Seilspannung K (für Beharrung K = Q), Bremswiderstand W₂ und Last Q.

Aus der Arbeitsgleichung

Fig. 489. >kK=Q

ergibt sich dann mit K = Q

Wo

u i

W₂ =

mv¹ 2 3 4

2 s₂

Lastsenken.

1. Anlauf. Q geht während des Weges sa aus der Ruhe in v über. Dabei sei Bremse nicht ganz gelüftet, sondern erzeuge einen Bremswiderstand W₁. Abwärts treibend also Q — Wu wobei W₁ <C Q-Es ist dann nach Fig. 490

Fig. 490.

MV

m v¹

(Q ^l)⁸! — ~2

Fig.491.

und

w₂ > Q

W₂

tc

00

00

Trägheitswiderstände.

Motor

15 PS

n = 450 30 PS

480

Nebenschluß

23 PS n = 570 Drehstrom 13 PS n = 814 Hauptstrom 16 PS v — 820 Drehstrom, Schnecke.

2 Stück von je 18 PS n = 450 Hauptstrom, Schnecke. »T= 400 Nebenschluß, Riemen, Zahnräder. 30 PS

140

Haupstrom,

Zahnräder.

Tabelle 58. Widerstände von Hubwerken, bezogen auf den Lasthaken.

(2 Sek. Anlauf).

Geschwindigkeit

«Last

«leer

Gesamt

widerstand

Massenwiderstände in t

des Ankers

j des Triebwerkes

der Last

Reibungswiderstand des Triebwerkes

Nutzlast

Kranart

0,3    {

0,5

1,3

0,6

0,8 leer

1,6

1,5

Säulendrehkran . .

1,2

0,425

0,03

0,06

0,04

0,035

0,05

1,2

2,6

0,665

0,385

0,075

0,225

1,25

Tor - Drehkran . .

0,425

9,481

4,072

2,38

0,049

0,049 + 0,26

2,23

Tor - Rollendrehkran mit Greiferbetrieb ....

0,045

30,02

3,0

0,02

6,3 leer

12,6

01

Bocklaufkran

0,06

31,53

«-

1,8

0,03

r-

10

Laufkran

0,06

0,035

0,15

68,8

45,48

ocfoT

<M i-H

*a

CO

00 of

2,05

0,05

leer

11

22,3

25

Bocklaufkran . .

CO

CO

Tf

lO

lO

0,04

0,08

leer

16

25

Turmdrehscheibenkran .

6,3 leer

12,7

30

Laufkran

TI

r.

/.

* Last

^leer

Gesamt

widerstand

k5,717    0,22 I 0,22

0,7

0,7

2,17

1,25

1,5

5,30

^Last

* leer

1,5

1,5

1,5

2,0

0,75

0,75

Anker

Tabelle 59. Widerstände von Fahrwerken.

Massenwiderstände in t

Kran Triebwerk

Last

Reibungswiderstand des Triebwerkes

Fahr

widerstand

Nutzlast .

Kran art

1,105

5 PS, n = 940 0,18

0,36

15 PS, n — 500

Gesamt

widerstand

306

405

0,285    3,574

0,518

0,7    0,56    0,15

Kupplung

1,8    1,8    0,01

cq    co

CO    r-H

o    cT

0,235 0,12 leer

Tabelle 60. Widerstände von Drehwerken.

Massenwiderstände in t

Anker

Kran

Last

Reibungswiderstand des Triebwerkes

kg

0,26

0,6

1,2

Kran

widerstand

kg

75

4 PS, n = 600

13

Kupplung

100

4 PS, n = 750

76

Triebwerk

150

Anker

5 PS, n — 940

70

100

27

20

34

78

28

34

30

39

co

o    o

<N    CO

Nutzlast

1,25

1,5

bd

8»

fl

® Tor-Rollendrehkran

Kran art

Laufkran

<D

bß

3

CO

EL Laufkran

Tor - Rollendrehkran

11,5 m, Ausladung . .

Säulendrehkran 5,168 m Ausladung.....

° Tor - Rollendrehkran

9,27 m, Ausladung mit Greiferbetrieb ....

Fig. 501.

"t

Gewichts- und ' Reibungswider-| stände in t ;

Reibungswiderstand des Triebwerkes

«LSLj I

JJ.LLLlS 11 I I I ?!■ II I I I I I I I I I I I I I I Jli_.

Nutzlast

Massenwider- I stände in t !

Massenwiderstand der Last Massenwiderstand " des Triebwerkes Massenwiderstand des Ankers

^Last in sekm.

h-TvkiT-

in sekm.

Widerstandslinien für Hubwerke (zu Tabelle 58). Fig. 502.

Reibungswider--I stände in t |

1JJM I I 1111 111 111 i. 1111 r? ini- i 111 1 i i 11 11 i i i i i 11

leerer --—.__    |    vollbelasteter j

^    ¹    Kran    i

. Reibungswiderstände des Triebwerkes F ahrwiderstände

Massenwiderstand der Last

Massenwiderstände in t

v!

leer

in sekm.

VL

ast

Massenwiderstand des Kranes

L 4 Massen widerstand f-- des Triebwerkes

j__, Massenwiderstand

i des Ankers •

in sekm.

Widerstandslinien für Fahrwerke (zu Tabelle 59).

Fig. 503.

Schwenk- | und Reibungs--widerstände

JöSS

LIUIIIIIIJJimiljliiiiimMuiiIm l‘

LeistunffstahiHkeit des Drehwerkes:

11111111.111)ii I

Reibungswiderstand des Triebwerkes

Schwenkwiderstand

leerer Kran

.UJ|JU

.1 LLLi L LLLLI. Lül l vollbelasteter Kran

!_-----

Massen widerstand der Last

Massenwiderstände I

Massenwiderstand des Kranes

JL

Massen widerstand des Ankers

,L

VI

«'Gi-

^Last in sekm.

in sekm.

Widerstandslinien für Drehwerke (zu Tabelle 60).

Zusammenstellung von Massen- und Reibungswiderständen.

In den vorstehenden Tabellen 58 bis 60 sind die Widerstände einiger in der Zeitscbr. d. Ver. deutsch. Ing.¹) veröffentlichter Krane zusammengestellt. Hierbei ist in den Fig. 501 bis 503 die von Professor Kämmerer gewählte Darstellungsart¹) beibehalten.

Beispiel. Welche Anzugkraft und welches größte Ankerdrehmoment erfordert das Anfahren eines Laufkranes bei 10 t Belastung und 1 m/sec Fahrgeschwindigkeit? Das Gewicht des Kranwagens beträgt 12 000 kg, dasjenige der Laufwinde 3000 kg.

a) Vorläufige Berechnung für den Beharrungszustand.

Fahrwiderstand: 800 mm Laufraddurchmesser, 100 mm Zapfendurchmesser. Genaue Rechnung nach S. 225 ; hier für den Überschlag 60 Proz. Zuschlag, also

,    25 000

1,1 —    40

Erforderliche Motorleistung mit rj = 0,7

580.1

lTf--

— J)/2 (0,°⁸ + ‘Up '

(0,08 + 0,1.5) . 1,6 = 580 kg.

.Y

= 11 PS.

75.0,7

Gewählt nach Preisliste ein Motor 12,0 PS mit n = 870. Da der Motor nur 11 PS leistet, so erhöht sich die Drehzahl auf n — 896.

Demnach Übersetzung bei einer Drehzahl des Laufrades

norm

60. v

-,    •    ■    896

rv. 24 pro mm; % —

— ⁶+i

n JJ .71    0,8.71

b) Bestimmung der Beschleunigungsmomente mit tx — 4 Sek.

GWn    0^896 ₌

400 t₁ 400.4    ’    &

Bremse auf Motorwelle: 300mm Durchm., nach Tab.57 J = 0,08kgm sec²,

Anker: GD² = 0,65 kgm²; MA —

— 0,08 -

Ti. 896

37.

Last und Katze: m

30.4

- 10000 + 12000 + 3000

= 1,8 kgm.

9,81

= 2550 kg. sec²/m,

Pl =

vi v

2550.1

= 637,5 kg,

M Lj III

Fahr widerstand: /?+= 580 kg,

— 637,5.0,4 = 255 kgm.

.1/

= 580.0,4 = 232 kgm.

min

Anlaufmoment bezogen auf die Laufradachse III:

Mia — (MÄ + MTr). »3. t + MLjIII-\- M-ßijjj-

= (0,365 4-1,8) 0,7.37 4 255 -f 232 = 543 kgm.

= ü = 1365 kg'

Größtes erforderliches Ankerdrehmoment (Momentanleistung):

— Ma + M Tr + (3ILjUI + d+/ui)

= 0,365 + 1,8 4 (255 4 232)

Anzugkraft Z =

max[ A

= 20,96 kgm.

!) Zeitschr. d. Ver. deutsch. Ing. 1901, S. 21 u. f. Kämmerer, Hebemaschinen auf der Weltausstellung in Paris 1900.

Vorhandenes Anzugmornent nach Liste gleich dem dreifachen des normalen Drehmomentes = 3.8,8 = 26,4 kgm. Der Motor genügt demnach für die geforderte Anlaufzeit von 4 Sek.

Anlaufweg =

2'⁴

Bei Durchführung der Rechnung mit 2 Sek. Anlaufzeit hätten wir ein erforderliches Ankerdrehmoment erhalten, welches das dreifache normale Drehmoment wesentlich überschreitet, d. h. der Motor bedarf einer längeren Anlaufzeit.

2 m.

Beispiel. Wie groß sind Anlauf- und Bremswiderstände beim Heben und Senken einer Last von 2000 kg einschließlich Hakengewicht ?

Hubgeschwindigkeit

Anlauf- und Auslaufsweg Sj = s₂ — 0,25 m,

2.0,25

Gewählt:

v — 1 m/sec

2s

= 0,5 Sek.

Vorläufige Rechnung für Beharrung. Tj geschätzt zu 0,7

2000.1

norm

75.0,7

= 38 PS.

Gleichstrom-Hauptstrommotor 36 PS, n = 650.

Gewählt :

Bei 38 PS wird n geringer ~ 640.

Mit 400 mm Trommeldurchmesser wird

^Trommel

60 . v 60.1 0,4. n

Dn

-- 47,8.

Übersetzung :

640

¹    47,8    13,4’

ausgeführt mit einem steilgängigen Schneckengetriebe 1:14.

Kontrolle der Ankerdrehmomente.

Beschleunigungsmoment des Ankers: 6rZ)² = 3,5 kgm²,

(jh²n _ 3,5.640 400 G 400.0,5

Beschleunigungsmoment der Kupplung: J = 0,03 kgm sec² (Tab. 57),

?r . 640 3070~5

= 11,2 kgm.

Beschleunigungsmoment der Last :

= 0,03

~ 4 kgm.

Lastmoment :

2000 JL tx ~ 9,81 ‘ 0,5 Ml = 408.0,2 - 81,6 kgm. Mq = 2000.0,2 = 400 kgm.

?L =

mv

= 408 kg.

Größte Anzugkraft am Haken gemessen:

Z=(Ma + MkŸ-^-+1>l + Q

= (11,2 4- 4). ¹⁴q'^⁷ 4 408 + 2000 = 3153 kg.

Größtes Ankerdrehmoment:

maxi A

(Pz±Q)r

=    +    4

11 O I ,1 (408-f 2000) . 0,2    ...

= 11,2 444 >-0 7J ~ 64kgm.

i. tj

Das vorhandene Anzugmoment ist gleich dem dreifachen Drehmoment = 3.39 = 117 kgm.

Der Motor genügt also für die in Rechnung gestellte Anlaufzeit von 0,5 Sek.

Beim Hubauslauf beträgt der während eines Weges s₂ = 0,25 m auszuübende Bremswiderstand ohne die Massen des Ankers und des Triebwerkes am Haken

gemessen

= 408 kg,

* = £

mit sämtlichen Massenwiderständen hingegen 1153 kg.

Um die Last während der Senkperiode zum Stillstand zu bringen, muß der während des Weges s₂ wirkende verzögernde Bremswiderstand betragen: m v²

2 s₂

— 408 kg,

Fig. 504.

-4 m-

-3 m-

und der zu leistende Gesamtwiderstand ist dann

Q + Wi = 2000 + 408 = 2408 kg,

bzw. mit den übrigen Massenwiderständen — Z — 3153 kg.

H = 8500

Kr, =50 mm

G=400l.

WG = 500 kg

Q= 5000 kg

^G=360

Beispiel: Welche Kraft erfordert das Anschwenken eines

-6 m-

Drehkrans bei 5000 kg Last, 6 m Ausladung und 0,5 m Schwenkgeschwindigkeit am Auslegerkopf?

tU—

r₂ =60 mr a

8500

Berechnungsskizze für das Schwenkbeispiel.

7000 kg

Der Übersichtlichkeit wegen werde vorstehendes einfaches Krangerüst zugrunde gelegt.

Der gesamte Schwenkwiderstand setzt sich aus der Reibung, dem Beschleunigungsdruck und dem Winddruck zusammen.

v=

Reibungsmomente.

Oberer Zapfen Unterer Zapfen

Spurfläche . .

8500.0,1.0,05 = 42,5 kgm 8500.0,1.0,06 = 51,0 „

7000.0,1 • ^ = 21,0 „

J>

Gesamtes Reibungsmoment, bezogen auf die Drehachse 114,5 kgm

Trägheitsmoment der Last

Beschleunigungsmomente.

5000

J =i mr² =

10 • 6² = 18 000 kgm sec²

500

„ Laufkatze J =

• 6²

= 1800

1 400

„ Fahrbahn J = - •

.72

653

„ Strebe J

^2 —

360

3.10

„ Säule werde vernachlässigt

■ 4² =    192

¹

   Beharrung. Q sinkt mit v weiter. Da Q beständig wirkt, so muß, wenn keine Geschwindigkeitsvermehrung eintreten soll, ein Bremswiderstand einschließlich Triebwerkreibung W = Q wirken, der Q auf zehrt (Fig. 491).

²

   Auslauf, v soll während des Weges s₂ auf 0

³

gebracht werden. Es muß daher W auf W₂ erhöht

⁴

werden, derart daß (Fig. 492)

20 645 kgm sec2 2 065    „

-(- 10 Proz. Zuschlag für Armatur und Knotenbleche

'-s-' 22 710 kgm sec²

Beschleunigungsmoment, bezogen auf die Drehachse M = sJ = — -J

mit

wird

- =    = 0,08 m

r 6

M =

und ti = 3 Sekunden,

0,08

- - • 22 710 = 605 kgm.

Moment des Winddruckes Mw.

Bei starkem Wind ist ein Winddruck von etwa 55 kg/qm vorhanden, der auf eine Fläche von 4 qm wirkt.

Es ist demnach der Winddruck = 4.55 = 220 kg, und das auf die Kranachse bezogene Moment des Winddruckes bei einem Abstande des Druckmittelpunktes von 2 m von der Kranachse

] Mw — 220.2 — 440 kgm. Demnach Gesamtschwenkmoment während des Anlaufes

M = Mb 4- Mb -(- Mw = 114,5 -f 605,0 -f 440,0 == 1159,5 mkg, und Schwenkkraft am Auslegerkopf

^ = 193,2

Damit erhält man den größten Arbeitsbedarf während der Anlaufperiode mit

^Triebwerk 0,7.

1,8 PS.

193,2.0,5 _

75.0,7 ~

Für den Beharrungszustand wird das Schwenkmoment nur MR -j- Mw = 114,5 -\- 440

554 5

= 554,5 kgm und die Schwenkkraft am Auslegerkopf —=

92,4.0,5 75.0,7

Für einen Motor von 1,15 PS und 1120 n ist GD² = 0,03, demnach

= 0,88 PS.

92,4 kg, also

0,03.1120 400.3

Ma =

60. y _ 60.0,5 J)n 12.7i Ma bezogen auf -die Schwenkachse:

MAjs = Ma .i.r] = 0,028.1400 .-0,7 = 27,4 kgm.

= 0,028 kgm.

^Ausleger

= 0,8; Übersetzung: i —

1120

0,8

= 1400.

=^ = 0.304 PS-

Der Arbeitsbedarf beim Anlauf wird also durch den Massenwiderstand des Ankers erhöht um

7. Transmissionsantrieb.

Transmissionsantrieb kommt für Speicherwinden, Aufzugwinden und ausnahmsweise noch für Krane dann in Betracht, wenn eine laufende Transmissionswelle für andere Zwecke bereits vorhanden ist. Auch im Baugewerbe erfolgt der Antrieb der Winden meist mittels Riemens von einer Lokomobile aus, weil in der Regel Unabhängigkeit von anderen Energiequellen verlangt wird.

Transmissionsantrieb.

295

Die Nachteile des Transmissionsantriebes bestehen in den großen Arbeitsverlusten der Wellenstränge, den hoben Kosten für Schmierung und Wartung, in der Notwendigkeit des dauernden Umlaufes in Verbindung mit Wendegetrieben und in der Schwierigkeit der Geschwindigkeitsregulierung, die sich aus der konstanten Umlaufzahl der Transmission ergibt, die durch den Regulator der Betriebsmaschine gegeben ist.

Die Leistungen bei Riemen- und Seilbetrieb bleiben meist auf höchstens 10 PS beschränkt. Bei Wellenantrieb kann noch etwas höher (bis 15 PS) gegangen werden.

Die Hubgeschwindigkeiten bleiben in der Regel unter 4 m/min, weil durch den Anlauf in den für die Kraftabzweigung erforderlichen Wendegetrieben starke Stöße entstehen und die Reibflächen der Kupplungen starken Abnutzungen unterworfen sind.

Allgemeine Regeln für Riementrieb auf parallele Wellen.

Bezeichnet

b die Breite des Riemens in cm | f = bs der Riemenquerschnitt

s die Stärke des Riemens in cm

in qcm,

I) den Durchmesser der treibenden Scheibe in cm, n die Umdrehungszahl derselben in der Minute,

N die zu übertragende Leistung in PS,

c einen durch die Zuganstrengung und Zentrifugalkraft gegebenen Wert (Zerreißfestigkeit bei gutem Kernleder 250 bis 450 kg/qcm),

so ist allgemein die zu übertragende Kraft

P = c b s.

In dieser Gleichung ist für c zu setzen:

a)    für langsamen, horizontalen oder etwas geneigten Betrieb und v ~ 15m/sec Riemengeschwindigkeit, wenn

D = 12 c = 4

b)    für langsamen senkrechten Betrieb 20 Proz. weniger als unter a) ;

c)    für rasch laufende Riemen mit über 15 m/sec Riemengeschwindigkeit etwa das Doppelte wie unter a).

Gummi-, Balata-, Kamelhaar- und Baumwollriemen können mit

P — 8 b s bis 10 b . s

20

50

10

100

12

200 cm

13

belastet werden.

Sind mit einer Scheibe von Dm Durchmesser N Pferdestärken bei n minüt

lichen Umdrehungen zu übertragen, so ist

N. 75 = P.n .D £ = cbsnD -!*

60

60’

also

bD =

4500 N

c . Tr . s n

Bei angenommener Stärke s ist nur das Produkt b.D festgelegt. Je größer D gewählt wird, desto kleiner b und damit der Preis des Riemens. Andererseits wächst der Preis der Scheibe mit dem Durchmesser mehr als mit der Breite.

Nach der Rechnung von Gehrckens wird die Belastung nur auf die Riemenbreite, nicht auf den Querschnitt bezogen. Man rechnet worin p ein durch Versuche ermittelter Belastungskoeffizient — abhängig von der Riemengeschwindigkeit und dem Durchmesser der kleinen Scheibe — ist.

Tabelle 61. Werte von p für 1 cm Riemenbreite.

Scheibendurchmesser D in m

Riemengeschwindigkeit in m/sec

10

15

20

25

i-h_    0_

o o o r-T of

vl O) CT K

GO Ol W

O <N

H !-H

CO 05 H CO

3.5    kg

6.5    „

O <M

rH    H

11

CO IO

r-H r—<

Riemendicke und Riemenbreite:

5 mm, steigend bis 8 mm,

Gewöhnliche Stärke .s für untergeordnete Zwecke herab bis auf 3,5 mm. Gebräuchliche Riemendimensionen in Millimetern:

Breite Dicke.

25 -f- 65

100 — 180 5 — 6

180 — 360

6 — 8

65 — 100

4V»

Laufseite ist die Fleischseite, weil hier die Fasern größere Festigkeit besitzen.

Scheibendurchmesser: D — 50 bis 100mal Riemendicke, oder D = 10 „    20 mal Wellendurchmesser.

Übersetzung D₁ : _D₂ zweckmäßig nicht größer als 1:6, weil sonst der umspannte Bogen der kleinen Scheibe zu gering wird.

Riemengeschwindigkeit v — 15 bis 25m/sec, vmax = 30m/sec; im allgemeinen möglichst groß, um schmale billige Riemen zu erhalten.

Gleitverlust 1L5 Proz. Kraftverlust 2-1-5 Proz.

Wellen. Die Wellen sind außer auf Verdrehung stets noch auf Biegung beansprucht. Werden die Scheiben, Räder und Kupplungen in möglichster Nähe der Lager befestigt, so kann mit Berücksichtigung des Biegungsmomentes für Wellen aus Flußeisen die Gleichung

<* = V

jy

= 24 d³

3000 — bzw. Mj n    a

benutzt werden, welche sich mit kd — 120 kg/qcm aus der Gleichung Md = d³ kd

ergibt. Wellenlänge bis zu 50mm Durchmesser höchstens 6m, des Verbiegens wegen, über 50 mm Durchmesser höchstens 7 m, des Verladens wegen.

mi i-*

8. Dampfantrieb.

Der Dampfantrieb hat dort seine Berechtigung, wo der Betrieb unabhängig von einer Zentrale ausgeführt werden muß. Sind die Hebezeuge nicht mit eigener Kesselanlage versehen, sondern mit einer

Dampfantrieb.

297

ortsfesten Kesselanlage verbunden, so kommen als Nachteile die langen Dampfleitungen und die damit verbundenen Dampfverluste durch Kondensation in Betracht. Ausgedehnte Verwendung findet der Dampfantrieb bei den Schiffswinden und den Fördermaschinen der Bergwerke.

Bei den Dampfwinden legt man weniger Gewicht auf eine rationelle Dampfausnutzung als auf möglichst einfache Konstruktion und gute Übersichtlichkeit. Der unwirtschaftliche Betrieb hat seinen Grund in dem Auspuff, dem für den Anlauf erforderlichen hohen Füllungsgrad und in den Betriebspausen, die wieder eine Abkühlung der Zylinder und Leitungen bedingen und Kondensverluste nach sich ziehen.

Die Antriebsmaschinen der Dampfwinden werden meist als Zwillingsmaschinen mit horizontal oder schräg liegenden Zylindern ausgeführt. Zwillingsmaschinen sind zwei gleiche, auf ein und derselben Kurbelwelle arbeitende Maschinen. Die Leistung der Zwillingsmaschine ist die doppelte bis 2,2 fache der Einzylindermaschine mit demselben Zylinderdurchmesser und demselben Hub.

Die Berechnung hat in derselben Weise wie bei der Einzylindermaschine zu geschehen, nur hat man die Hälfte der erforderlichen Pferdestärken zugrunde zu legen.

Die Kurbeln der beiden Maschinen werden gewöhnlich unter 90° gegeneinander versetzt, wodurch ein gleichmäßigerer und ruhigerer Gang als bei einer gleich starken Einzylindermaschine erzielt wird. Sie finden zweckmäßig da Anwendung, wo besondere Schwungräder an der Maschine nicht angeordnet werden können und die Maschinen ohne großen Zeitverlust umgesteuert werden müssen, wie dies in den meisten Fällen bei Dampfwinden, Dampfkranen und Fördermaschinen verlangt wird.

Das Lastsenken kann bewerkstelligt werden durch

Umsteuerung der Maschine mittels Kulissenumsteuerung nach Stephenson, Allan und Gooch,

Umsteuerung durch Wendegetriebe bei gleichbleibender Drehrichtung der Maschine,

Entkuppeln der Trommelwelle und Herabbremsen der Last bei freier Trommelwelle.

Die Kurbelwelle wird gewöhnlich horizontal gelagert, die Bandbremse auf der Trommelwelle angebracht und durch Fuß oder Spindel betätigt.

Der Dampfdruck im Schieberkasten ist mit vom Aufstellungsort des Kessels, also von der Länge der Dampfleitung abhängig. Er schwankt zwischen 4 und 8 at abs.

Der Füllungsgrad ist des sicheren Anlaufens wegen (die Maschine zieht meist unter Vollast an) verhältnismäßig hoch zu wählen und beträgt für normale Verhältnisse und für Zylinderdurchmesser bis zu 250 mm 40 bis 80 Proz., im Mittel 50 bis 60 Proz.

Große Füllungsgrade finden sich nur noch bei älteren Maschinen, .bei denen man häufig den großen Dampfverbrauch durch nachträgliches Anbringen eines Expansionsapparates zu verringern sucht.

Kleinere Füllungsgrade und daher starke Expansion lassen sich mit einem Schieber nur durch große Überdeckung und, als Folge hiervon, auch nur durch eine ungewöhnliche Schieberlänge, sowie durch einen ungewöhnlich großen Hub des Schiebers erreichen.

In der Regel nimmt man bei hohem Dampfdruck über 7 at abs. 0,5 Füllung, bei mittlerem Dampfdruck 0,6 Füllung.

Die Umdrehungszahl der Maschine wählt man mit Rücksicht auf möglichst kleine Abmessungen zwischen

n = 100 bis 200 pro Min.

Bezeichnet

Ne die effektive Leistung in Pferdestärken,

Ni die indizierte Leistung der Maschine,

S die absolute Admissionsspannung,

s die mittlere Dampfspannung hinter dem Kolben infolge der Expansion in kg/qcm,

p den schädlichen Gegendruck, herrührend von dem Druck der Luft in kg/qcm,

Pi — s — p den mittleren Spannungsunterschied hinter und vor dem Kolben in kg/qcm,

£ = y den Füllungsgrad,

F den Querschnitt des Dampfzylinders in qcm, l den einfachen Kolbenhub in m,

I) den Zylinderdurchmesser in cm, c die mittlere Kolbengeschwindigkeit in m/sec _ 2ln

C ~ “6Ö“ — 30’ n die minütliche Anzahl der Umdrehungen (Doppelhübe), rj den Wirkungsgrad der Dampfmaschine,

so ist zunächst die Anzahl der erforderlichen Pferdestärken

Ne =

Q.v

75 • Winde

Dampfantrieb.

und die indizierte Leistung der Einzylindermaschine _ F(s — P)'c.

Nt =

Ne

^Maschine

75

woraus F =

^Maschine ^    t/)

bei Zwillingsmaschinen für jeden Zylinder

_ F(s — V)c.

Ni =

Ne

75

woraus F =

75 Nej2

^/Maschine ^    P)

^Maschine

Mit Berücksichtigung des Kolbenstangenquerschnittes wird mit einem Zuschläge von 1,5 bis 3 Proz. die wirkliche Kolbenfläche

<jr 7)2

.    = 1,015 F bis 1,03 F.

Legt man der Berechnung nicht die Kolbengeschwindigkeit, sondern

die Tourenzahl pro Minute zugrunde, so erhält man mit c =

30

Mit Z =

100

75 JVe

,Î30(S-*J)

2250

rjln(s — p)

qcm.

(da Z in m und D in cm) wird

in cm

in cm

150 000 JVp

'll (S    J)) 7]Maschine

für Einzylindermaschinen, und

150000 NJ 2

^ ('^    1*) ^/Maschine

für Zwillingsmaschinen.

Das Verhältnis des Kolbenhubes Z zum Zylinderdurchmesser D ist

= 1,45 bis 2;

im Mittel

D = '-⁷-

Tabelle 62. Mittlere Spannung s für verschiedene Füllungsgrade¹).

Füllungsgrad s.....

Mittlere Spannung s . .

0,1

0,15

0,2

0,36 S 0,45 S

xu

0,3

0,53 S 0,60 S

0,66 S

Vs

0,70 S

Füllungsgrad e.....

Mittlere Spannung s . .

0,4

0,5

0,6

0,7

0,76 S 0,84 S

0,90 S 0,92 S

0,95 S

0,8

0,98 S

Im vorstehenden ist S die Dampfspannung über Vakuum. Die Admissionsspannung S ist nach Maßgabe der Reibungs- und Drosselungverluste in der Dampfleitung um 0,5 bis 1 Atm. kleiner als die Kesselspannung zu nehmen.

x) Zeitschr. d. Ver. deutsch. Ing. 1881, S. 17.

Der Gegendruck beträgt bei Maschinen ohne Kondensation p = 1,1 bis 1,2 kg/qcm.

Der Wirkungsgrad hängt von der Größe der Ausführung, der Güte der Ausführung, von Dampfspannung, Füllungsgrad und Tourenzahl ab. Für die in Betracht kommenden Verhältnisse kann gesetzt werden

rj = 0,7 bis 0,8.

Einzylindermaschinen werden auch beim Antrieb von Hebemaschinen zweckmäßig mit Schwungrad versehen. Dieselben sind aber nicht unbedingt notwendig, da die rotierenden Teile bei eingerückter Kupplung das Schwungrad ersetzen.

Man wählt

den Schwungraddurchmesser = 5 x Zylinderdurchmesser

die Kranzbreite

= Vs x    „

die Kranzhöhe

= Va X    „    '

Dampfzuleitungsrohr. Ist f der Querschnitt des Zuleitungsrohres, wmax die Dampfgeschwindigkeit bei größter Kolbengeschwindigkeit cmax (zweckmäßig wmax = 30 bis 40 m/sec), so ist

— F. cmax oder f —

w

Ein Überschlagswert für den Leitungsquerschnitt bei kurzen Leitungen (10 bis 20 m) ergibt sich mit w

f ~ 0,03 F. cmax.

Es ist cmax = 1,6 c für ein Längenverhältnis der Schubstange X = i/₆.

f.w

max

max

in qcm.

= 33 m aus

Dampfableitungsrohr. Für eine mittlere Dampfgeschwindigkeit u<^ 15 m/sec wird

F. Cmax

T. cmax

max*

Dampfverbrauch. Drückt man sämtliche Maße in m, F in qm aus, so ist der stündliche theoretische Dampfverhrauch annähernd in kg

Q = 120 Fln[(s 4- ö). y — o.    450 Dÿs — p,

worin bezeichnet:

o das Verhältnis des schädlichen Raumes zum Zylinderinhalt (im Durchschnitt = 0,05);

y das Gewicht eines Kubikmeters Dampf der Spannung S in kg; rj₁ = 0,663.

Druckwasserantrieb.

Die Übersetzung yon der Kurbelwelle zur Trommelwelle wird

^Maschine M Trommel

wenn

^Trommel -

60 v

-^Trommel ^

ist, und worin die Lastgescliwindigkeit

10,6 m/sec für Vollbelastung,

V — 11,0 m/sec für halbe Belastung

gewählt werden kann.

Das Moment an der Trommelwelle ist

MTr = QR,

das Moment an der Kurbelwelle

mk =

QR

i • Yl Winde

9. Druckwasserantrieb.

Der Druckwasserantrieb, welcher durch den elektrischen Antrieb nahezu verdrängt worden ist, kommt bei Aufzügen, Drehkranen und transportablen Hebeböcken zur Verwendung.

Das Prinzip des Betriebes ist das der hydraulischen Presse, d. h. eine Druckpumpe wirkt mit dem Druckwasser auf einen die Nutzlast tragenden Treibkolben. Bei den meisten Ausführungen wirkt aber die Druckpumpe nicht unmittelbar auf den Treibkolben, sondern unter Vermittelung eines Druckwassersammlers oder „Akkumulators“, welcher zwischen Pumpe und Treibzylinder eingeschaltet ist. Dadurch wird der Betrieb der Hebemaschine vom Pumpenbetrieb unabhängig.

Der Antrieb kann jedoch für kleine Lasten auch durch direkten Anschluß an eine Wasserleitung mit einem Betriebsdruck von 1,5 bis 2 at bewirkt werden. In diesem Falle ordnet man zur Vermeidung von Druckschwankungen im Dachgeschosse — also 15 -f- 20 m über dem Treibzylinder — einen Behälter an, von welchem das Wasser dem Hebezeug zufließt.

Der vom Druckwasser im Zylinder vorwärts getriebene Kolben kann die Lasthebung auf zweierlei Weise bewirken, indem man die Last entweder unmittelbar vom Kolben heben läßt, oder indem man die Kolbenbewegung unter Vermittelung von Seilen oder anderen Zugorganen auf die Last überträgt.

Während im ersten Falle Zylinder und Kolben senkrecht stehen müssen und der Kolbenhub gleich der Förderhöhe der Last sein muß,

kann im letzteren Falle der Zylinder stehend oder liegend bei unbeschränktem Aufstellungsort in bezug zur Last angeordnet und seine Hubhöhe beliebig übersetzt werden.

Das letztere System gewährt daher größere Freiheit in bezug auf bauliche Anordnung und konstruktive Durchbildung. Rechnet man dazu, daß bei großen Hubhöhen das direkte System eine Versenkung des Zylinders in die Erde verlangt, so ist ersichtlich, daß das indirekte System den Vorzug verdient. Außerdem gestattet letzteres größere Fahrgeschwindigkeit.

Der Vorteil des Druckwasserbetriebes besteht darin, daß nur für den Lasthub Wasser verbraucht wird, während das Lastsenken durch Ablassen des Wassers mittels Öffnens des Auslaßventils geschehen kann, ferner in der Einfachheit der Steuerungsorgane und Regulier-barkeit der Geschwindigkeit durch dieselben, ferner in dem geräuschlosen Betriebe.

Als Nachteil kommt der stets gleich große Wasserverbrauch bei großen und kleinen Lasten und die Gefahr des Einfrierens der Rohrleitungen in Betracht.

Das Pumpwerk. Die Leistung der Druckpumpe braucht infolge des intermittierenden Betriebes der Hebezeuge nur dem mittleren Wasserverbrauch zu entsprechen. Bei Betrieb nur eines Hebezeuges muß die Pumpe während der Senkperiode und während der Beladungs- und Entladungszeit imstande sein, die ursprüngliche Füllung des Akkumulators zu ersetzen.

Unter Annahme von 10 Proz. Wasserverlust in der Rohrleitung ist die Leistung der durch Zwillingsdampfmaschine oder Gasmotor anzu-treibenden Pumpe

11 V.p

N = 1,1

1000 F 10 p

60760.75. r] ~ 270. rj ’

worin

p — Wasserüberdruck vor den Hebemaschinen,

V = Wasserverbrauch in cbm/st aller Hebemaschinen, p = Wirkungsgrad der Druckwasserleitung.

Der Akkumulator arbeitet mit 25 bis 75 at, gewöhnlich mit 50 at. Er besteht aus einem Zylinder mit Plungerkolben, welcher durch einen angehängten Behälter beschwert ist, der mit Eisenmasseln, Drehspänen oder Steinen beschwert ist. Die Hohlräume der Füllung werden mit Sand ausgefüllt. (1 cbm Steine wiegt 2000 kg.)

Statt der angehängten Behälter findet man häufig gußeiserne

Ringe.

Der Druckwasserinhalt V kann unter der Annahme, daß auch bei stärkstem Betriebe die Pausen größer als die Arbeitszeiten sind, zu V = 0,33 sämtlicher Zylinderfüllungen

angenommen werden.

Ist ferner p der erforderliche Wasserdruck in Atmosphären und D der Plungerdurchmesser, so berechnet sich das Plungergewicht bzw. die Belastung zu

Plungerdurchmesser

Hub

I) 500 bis 600 mm,

H = 6 bis 9 m.

Die Stopfbüchsendichtung erfolgt durch Ledermanschette oder Baumwollpackung.

Reibungswiderstand in der Dichtung:

B = nD .b. p .p,

worin 1) — Kolbendurchmesser in cm,

b = Höhe der Dichtung, soweit dieselbe anliegt, p = 0,1 bis 0,2 der Reibungskoeffizient, und p = Betriebsdruck pro qcm.

Treibzylinder. Das Material ist Gußeisen. Berechnung der Wandstärke nach der Gleichung

-j⁻ u.

ra =

[[z + 0,4 pi

kz 1,3 pi

a = 3 bis 6 mm für Kernverlegung bei nicht ausgebohrtem Zylinder, a = 8 bis 16 mm für Kernverlegung bei ausgebohrtem Zylinder, ra = äußerer Zylinderhalbmesser in cm,

Vi = innerer Zylinderhalbmesser in cm, pi — innerer Überdruck in kg/qcm,

Ttg 300 kg/qcm die zulässige Zuganstrengung des Materials. Außerdem ist zu kontrollieren, ob der Bedingung

I)

Wandstärke s = —-f- 10 mm stehend gegossen,

bzw. s =

^-|-llmm liegend gegossen

mit Rücksicht auf praktische Ausführung Genüge geleistet ist.

Die Werte sind noch um 3 bis 5 mm zu vermehren, um den Zylinder nach erfolgter Abnutzung ein- oder zweimal ausbohren zu können. Die Zylinder verlangen zuverlässige Entwässerungs- und Entlüftungsvorrichtungen.

Treibkolben. Es werden meist Plungerkolben verwendet, die den Vorteil einer großen Widerstandsfähigkeit gegen Knickung besitzen und nicht die Ausbobrung des Zylinders auf die ganze Länge erfordern. Ferner machen sich Mängel in der Stopfbüchse leicht durch Hervorquellen des Wassers bemerkbar.

Bei größeren Durchmessern werden aber auch Scheibenkolben mit Kolbenstange angebracht, deren Liderung aus Lederstulp oder Baum-wollpackung besteht. Nachteile derselben: Ausbohrung des ganzen Zylinders, Dichtung am Kolben und an der Kolbenstange, sowie nicht gut wahrnehmbare Defekte der Kolbenliderung. Als Material der Plungerkolben wird gewöhnlich Gußeisen verwendet, doch kommen auch schmiedeeiserne, gezogene Rohre zur Anwendung.

Rohrleitungen. Für Hochdruckleitungen kommen meist patentgeschweißte schmiedeeiserne Rohre von 25 bis 70 mm Lichtweite mit 6 mm Wandstärke und 3 bis 4,5 m Länge zur Anwendung, die einem Probedruck von 70 at unterworfen werden.

Ferner Mannesmannrohre für 50 at Betriebsspannung und 100 at Probedruck, von 6 bis 300mm Durchmesser und 3 bis 6,5m Länge. Wandstärke 3,5 bei 125 mm Durchmesser und bis 7,5 mm bei 300 mm Durchmesser.

Gezogene, schmiedeeiserne Rohre, sogenannte Gasrohre, für Leitungen mit geringem Druck. Probedruck 12 at. Durchmesser bis 102 mm.

Gußeiserne Rohre, deren normale Ausführung einem Betriebsdruck von 10 at und einem Probedruck von 20 at entspricht. Berechnung derselben nach den Gleichungen für Treibzylinder mit Tcz = 200 kg/qcm.

Rohrleitungen müssen entwässert werden können (Ablaufventil im tiefsten Punkte). Sie dürfen keine Wassersäcke bilden und müssen im höchsten Punkte selbsttätige Entlüftungsventile besitzen. Die Querschnittsberechnung der Rohrleitung erfolgt nach der Gleichung

F.c = f.v,

worin F = Querschnitt des Treibkolbens,

c = Kolbengeschwindigkeit in m/sec, f = Querschnitt des Rohres,

v = Durchflußgeschwindigkeit in m/sec (v = 0,5 bis 3 m/sec).

Steuerungen. Bei Akkumulatorbetrieb sind besondere Steuerungen erforderlich, welche ermöglichen, daß das Wasser aus dem Akkumulator in den Treibzylinder tritt, und das beim Heben verbrauchte Wasser wieder ablaufen lassen.

Es finden Kolbenschieber und Ventilsteuerungen Verwendung, die von Hand gesteuert werden.

Drehkrane erfordern außer dem Hubzylinder noch je nach der verlangten Lastbewegung einen Zylinder für die Katzenbewegung und einen Zylinder für die Schwenkbewegung.

10. Antrieb durch Druckluft.

Druckluftbetrieb kann nur bei Vorhandensein einer Druckluftzentrale für Hebemaschinen mit Treibkolben in Betracht kommen. In Deutschland findet sich dieser Antrieb nur in vereinzelten Ausführungen vor, in amerikanischen Werkstätten jedoch haben insbesondere Hebezylinder für kleine Lasten $ehr große Verbreitung gefunden¹).

Diese Hebezylinder bestehen in der Hauptsache aus einem Zylinder, einem Kolben, dessen Stange den Lasthaken trägt, und einem Steuerhahn. Die Tragkraft schwankt zwischen 0,22 und 14,8 t bei einem Kolbendurchmesser von 76 bis 406 mm und 5,6 at Luftdruck. Bei den größeren Lasten können unter Umständen auch zwei Hubzylinder zu einem Hebezeug vereinigt werden. Hubgeschwindigkeit 3 bis 11 m/min. Hub in der Regel 1,22 m (4 engl. Fuß).

Die Anwendung erfolgt meist in der Weise, daß die Zylinder an eine Laufkatze gehängt werden, die sich auf einer Hängeschiene oder auf einem drehbaren Ausleger von Hand verschieben lassen.

Nachteilig beim Gebrauch der Hebezylinder ist der Umstand, daß die Last infolge der Undichtheiten des Steuerhahns und der aus einem Lederstulp bestehenden Kolbendichtung nicht länger als etwa ¹/₂ Stunde sclrwebend gehalten werden kann.

Ist der Raum genügend hoch, so wird der Zylinder stehend angeordnet, bei niedrigen Werkstätten hingegen liegend. Dabei wird dann die Lastkette entweder an der Kolbenstange befestigt und über eine feste Rolle geführt, oder die verlängerte Kolbenstange wird als Zahnstange ausgebildet und greift in ein auf der Rollenachse sitzendes Stirnrad ein.

Bei Drehkranen wird in einfacher Weise statt der Handwinde ein Druckluftzylinder eingebaut. Das Luftzuleitungsrohr ist durch den Halszapfen des Drehkranes geführt. Bei fahrbaren Drehkranen bildet der nachzuschleppende Schlauch eine lästige Zugabe.

Laufkrane, deren Anschlußschläuche an den Wänden in Ösen aufgehängt sind, kommen ebenfalls vor.

20

11. Antrieb durch Gas- und Benzinmotor.

Gas- und Benzinmotoren können, für Hebemaschinen nur in der Weise Anwendung finden, daß mit denselben eine Transmission angetrieben wird, die auch in den Ruhepausen weiter leer läuft, weil diese Motoren nicht mit Belastung anlaufen. Hebezeuge dieser Gattung sind wie solche mit Transmissionsantrieb zu behandeln. Ihre Verwendung beschränkt sich in besonderen Fällen auf den Antrieb von Aufzügen und Druckpumpen bei Akkumulatorbetrieb.

Im Baugewerbe jedoch wird häufig Unabhängigkeit von ortsfesten Energiequellen verlangt. Es finden deshalb hier neben Lokomobilen vielfach Verbrennungskraftmaschinen zum gleichzeitigen Antrieb von Winden, Mörtelmaschinen und Schleuderpumpen ausgedehnte Anwendung. Gegen die Anwendung von Gas- oder Benzinmotoren spricht das schwankende Drehmoment, welches nur durch schwere Schwungräder ausgeglichen werken kann, und die Bedingung des unbelasteten Anlaufes, welch letztere wieder Trennung des Windwerkes vom Motor durch ausrückbare Kupplungen erfordert. Für die Anwendung spricht die Betriebsbereitschaft zu jeder Zeit; ferner erfordert der Motor in den Ruhepausen keinen Brennstoff und keine Bedienung und ist nicht konzessionspfiichtig.

12. Elektrischer Antrieb.

Einleitung.

1. Das Ohmsche Gesetz.

Soll ein Strömen von Elektrizität vor sich gehen, so muß eine Druckdifferenz und ein Weg für den Strom vorhanden sein. (Vergleich mit dem Vorgang in zwei mit Luft gefüllten, kommunizierenden Gefäßen bei verschiedener Spannung. Das Strömen ist um so intensiver, je größer die Druckdifferenz und je kleiner der dem Strömen entgegengesetzte Widerstand ist.)

Die elektrische Druckdifferenz (elektromotorische Kraft oder Spannung) wird für unsere Zwecke durch Bewegung von metallischen Stäben im Kraftbereich eines Magneten hervorgerufen.

Werden die Enden des im magnetischen Kraftbereich bewegten Leiters außerhalb dieses Kraftbereiches verbunden, so fließt in dem so geschaffenen Stromkreise ein elektrischer Strom, der der elektrischen Druckdifferenz an den beiden Enden des im Kraftbereich des Magneten bewegten Stabes direkt und dem Widerstand des ganzen Stromkreises umgekehrt proportional ist.

Durch den letzten Satz ist das Ohmsche Gesetz ausgesprochen, das sich in

knapper mathematischer Form als J = —

demnach J die Stromstärke (Intensität des Fließens), E die elektromotorische Kraft (abgekürzte Schreibweise EMK) und R der Widerstand.

E darstellt. In dieser Formel bedeutet

2. Stromstärke, Widerstand und elektromotorische Kraft.

Die Einheit der Stromstärke ist {las Ampere, die Einheit des Widerstandes das Ohm (12).

Schreiben wir nun das Ohmsche Gesetz in der Form E = J.B und setzen wir für die Stromstärke ,7=1 Amp. und für den Widerstand ebenfalls die Einheit 1 12, so ergibt sich £'=1.1 = 1, die Einheit der elektromotorischen Kraft, das Volt, als diejenige EMK, die durch einen Widerstand B von 1 12 einen Strom J = 1 Amp. hindurchtreibt.

Die Stromstärke wird mittels des Amperemeters, die EMK mittels des Voltmeters gemessen. Der Widerstand wird indirekt durch Strom- und Spannungsmessung festgestellt.

Der Widerstand eines elektrischen Leiters drückt sich durch die Formel

aus, worin l in m und q in mm² einzusetzen sind. Die Konstante c ist eine Materialkonstante, d. h. der Widerstand eines Leiters von der Länge l = 1 m und dem Querschnitte q = 1 mm², also der spezifische Widerstand.

Statt des spezifischen Widerstandes ç setzt man meistens dessen reziproken

Wert ~ = k, die sogenannte Leitfähigkeit in die Rechnung ein, so daß die Widerstandsgleichung die Form

bekommt.

Der Wert der Leitfähigkeit des Kupfers,beträgt bei -f-15° C k = 57 bis k = 60, der des Aluminiums k = 34,8. Kupfer leitet also fast doppelt so gut wie Aluminium.

Die tabellarischen Angaben von Materialwiderständen beziehen sich auf 15° C. Für andere Temperaturen ist eine Umrechnung nach Bt = B (1 + « T) erforderlich, worin B den Widerstand bei 15° C und T die Temperaturdifferenz zwischen einer beliebigen Temperatur und -j- 15° C angibt. Für Kupfer ist a = 0,004.

Beispiel. Wie groß ist der Widerstand eines Kupferleiters, dessen Länge l = 2000 m und dessen Querschnitt q = 25 mm² beträgt, bei einer Temperatur von + 55° C?

Bei 150 C ist

2000

B — kq ~~ 60.25

= 1,333 12,

bei + 55° C ist

i?₅₅ = B (1 + «T) = 1,333 (1 + 0,004.40) = 1,54812.

3. Unterschied zwischen elektromotorischer Kraft und Spannung.

man

Fig. 505.

In dem geschlossenen Stromkreise (Fig. 505) wirke eine EMK E. Greift aus dem Stromkreise das Stück AB heraus, so herrscht dort eine Spannung, die geringer als die EMK E ist. Wird dagegen ^ der Stromkreis an irgend einer Stelle ge- ( öffnet, so kann man zwischen einem beliebigen Punkte rechts und einem beliebigen Punkte links von der Stromquelle stets eine gleiche, und zwar die maximale Spannung, die gleich der EMK der Quelle ist, konstatieren.

Die Hydraulik liefert ein vorzügliches Analogon für diese Erscheinung.

20*

In dem Röhrensystem (Fig. 506) a, b, c, d, e behalte a durch Zulaufregulierung ständig seinen Wasserstand. Die Röhren b, c, d und e seien offen, so daß das Wasser aus e ausströmen kann. Nun zeigt es sich, daß das Wasser in den Röhren b, c, d tiefer steht als in a, und zwar um so tiefer, je weiter das betreffende Rohr von a entfernt ist. Das Wasser verliert also durch die Reibung an Druck (Spannung). Der Druck nimmt von a nach e ständig ab.

Fig. 507.

Fig. 506.

Wird jetzt das Strömen dadurch unterbrochen, daß e geschlossen wird, so steigt nach dem Gesetz der kommunizierenden Röhren das Wasser überall gleich hoch, und in der horizontalen Röhre a—e herrscht überall der gleiche Druck (Fig. 507). Der Druckverlust des strömenden Wassers sowohl, als der der strömenden Elektrizität wächst mit der Intensität des Strömens und dem Widerstande der Strombahn. Den elektrischen Spannungsabfall können wir also als Produkt: Widerstand x Strom = Spannung mit dem Voltmeter messen.

Addieren wir nun die Einzelspannungsabfälle von Punkt zu Punkt vorwärtsschreitend über eine ganze Strombahn, so ergibt sich als Summe die EMK der Stromquelle.

Aus dem vorher Gesagten ergibt sich nun, daß die Spannung, die wir direkt an den Klemmen der Stromquelle,rsei es einer Maschine, sei es einer Akkumulatorenbatterie, messen, kleiner ist als die EMK, die wir bei geöffnetem Stromkreis konstatieren. Es braucht kaum noch gesagt zu werden, daß der Unterschied lediglich eine Folge des eigenen Widerstandes der Stromquelle, des inneren Widerstandes ist. Wir haben uns als wichtiges Ergebnis zu merken:

Bei der nicht arbeitenden Stromquelle ist die EMK gleich der Spannung an den Klemmen, bei arbeitender Stromquelle ist die EMK größer als die Klemmenspannung.

Beispiel 1. Um wieviel sinkt die Klemmenspannung J einer Dynamomaschine unter den Wert der EMK E (z. B. 520 Volt), wenn der innere Widerstand des stromliefernden Ankers R- 0,005 i2 beträgt und 1000 Amp. abgegeben werden ?

Der Spannungsabfall beträgt d = JR{ — 1000.0,005 = 5 Volt, folglich ist J = E — JRi = 520 — 5 = 515 Volt.

Beispiel 2. Wie groß ist der Spannungsverlust in einer Kupferleitung von 1000 m Länge und 10 mm² Querschnitt, wenn J 50 Amp. beträgt?

1000

Der Widerstand der Leitung R =

ist

60.10

= 1,6667 £2, folglich der

Spannungsabfall d = JR = 50.1,666 = 83,33 Volt.

4. Reihen-, Parallel- und Gruppenschaltung von Widerständen

und Spannungen.

Setzen wir eine einsträngige Wasserleitung aus mehreren Rohren zusammen, so ergibt sich der Gesamtwiderstand als die Summe der einzelnen Rohrwiderstände. Genau so ergibt sich für elektrische Leitungswiderstände: Bei Hintereinanderschaltung von Widerständen ist der Gesamtwiderstand der Leitung gleich der Summe der Einzelwiderstände.

Daß sich der Widerstand einer Strombahn bei parallel geschalteten Widerständen dagegen verringert, ist wohl ohne weiteres klar, wenn wir bedenken, daß bei Parallelschaltung dem Stromfluß ein größerer Querschnitt geboten wird und der Widerstand mit wachsendem Querschnitt abnimmt.

Um den Widerstand eines Systems parallel geschalteter Leiter zu finden (Kombinationswiderstand), bildet man die Summe der Leitfähigkeiten und nimmt davon den reziproken Wert. Sind z. B. rl5 r₂, r₃ die Einzelwiderstände, so

+i+

und der Kombinationswiderstand

r3

»1 r‘i

ist die Gesamtleitfähigkeit -=

*1 • r2 • hj

?'i • r₂ +■ >\ ■ r₃ + r₂.r₃

Setzen wir nun r₁ —    = r₃, d. h. sind die drei parallel geschalteten Wider

stände einander gleich, so ergibt sich

..X. x x

oder allgemein: Der Kombinationswiderstand eines Leitersystems aus nur gleichen Widerständen ist gleich dem Einzelwiderstand dividiert durch die Anzahl der Zweige.

Verbindet man die positive Klemme eines Elementes mit der positiven eines gleichen Elementes und ebenso beide negativen Klemmen, so halten sich beide EMKe das Gleichgewicht, d. h. durch Parallelschalten gleicher EMKe tritt keine Spannungserhöhung ein.

Bei Hintereinanderschaltung dagegen ist die Gesamtspannung, gemessen zwischen der freien Klemme der ersten hgültig ob Akkumulatorenzellen oder Maschinen-

CD P

d. i. die

Stromquelle

drähte) und der freien Klemme der letzten, gleich der Summe der Einzelspannungen.

5. Die elektrische Leistung.

Wird ein Widerstand R vom Strom J durchflossen, so wird in demselben sekundlich eine Wärmemenge A = 0,24 J²R Grammkalorien erzeugt.

Die Zahlenkonstante 0,24 heißt die Joulesche Konstante.

so läßt sich auch schreiben

E

Da nun nach dem Ohmschen Gesetze R =

A = 0,24 EJ.

Das Produkt EJ ist die elektrische Leistung und wird in Watt gemessen (1 Volt X 1 Amp. = 1 Watt).

Die Zahl der Watt ist also mit 0,24 zu multiplizieren, um die Anzahl der Kalorien zu bekommen. Daraus ergibt sich 1 Watt = 0,24 Kalorien.

Nun ist aber 1 Kalorie = 0,424 mkg, folglich ergibt sich 1 Watt = 0,102 mkg,

oder, um eine bekannte Zahl zu bekommen,

1 mkg — 9,81 Watt und 1 kgm/sec = 9,81 Watt/sec.

Da nun 75 kgm/sec = 1 PS, so ist schließlich

1 PS = 736 Watt/sec.

Um nicht mit zu großen Zahlen rechnen zu müssen, wird die elektrische Arbeit (Leistung x Zeit) nicht nach Wattstunden, sondern nach Hektowattstunden und Kilowattstunden verkauft.

1 Hektowattstunde = 100 Wattstunden, 1 Kilowattstunde = 1000    „

0. Magnetismus, Kraftlinien, Feldstärke und magnetische Masse.

Die Intensität der Äußerung irgend einer im Raum nach allen Richtungen wirkenden Energieform ist in jeder Entfernung von der Energiequelle dem Quadrate der Entfernung umgekehrt proportional. Dieses Gesetz gilt gleichmäßig in der Optik, in der Akustik und Wärmelehre, ist im Gravitationsgesetz enthalten und gilt auch für die Wirkung des Magneten.

Da nun die magnetische Kraft eines Eisenstückes als Zug- oder Druckkraft empfunden wird, so liegt es nahe, bei der Größenbestimmung der magnetischen Kräfte genau wie bei den mechanis'chen als Einheit das Dyn zu wählen, und die hypothetische Kraftlinie ist dem Dyn äquivalent, also 1 Kraftlinie = 1 Dyn.

ganzen

Die Kraftlinie stellt man sich als von einem mit magnetischer Masse behafteten Punkte ausgehend vor. Denken wir uns den ausstrahlenden Punkt von konzentrischen Kugeloberflächen umgeben, so werden dieselben senkrecht von Kraftlinien durchsetzt. Wir nennen nun den Punkt mit der magnetischen Masse 1 behaftet, der auf eine ihn umgebende Kugel mit dem Radius 1 cm pro 1 cm² der Oberfläche eine Kraftlinie entsendet. Die magnetische Masse 1 muß also im

4 71

Kraftlinien ausschicken. Die Zahl der die Flächeneinheit durchdringenden Kraftlinien nennt man die magnetische Feldstärke (Zeichen H). Diese Feldstärke läßt sich also nach dem anfangs des Kapitels angeführten Gesetz bestimmen als

- 7ä>

wenn m die magnetische Masse und r die Entfernung des Punktes, für den die Feldstärke bestimmt werden soll, von der magnetischen Masse bedeutet.

Bekanntlich stoßen sich gleichnamige Magnetismen ab, während ungleichnamige sich anziehen. Ein dem Gravitationsgesetz völlig analoges Gesetz gestattet die Größe dieser Kräfte zu berechnen:

f=±

,.2

Dyn

ist die Abstoßungs- bzw. die Anziehungskraft zweier magnetischer Massen und ?n₂ der Entfernung r.

= H, so ist auch f — m₁H. Setzen wir m₁ = 1, so ergibt sich

f = H. Damit ergibt sich noch die Definition der Feldstärke als diejenige Kraft in Dynen, die an irgend einer Stelle auf den Einheitspol ausgeübt wird.

Da nun

7. Die stromdurchflossene Spule (Solenoid).

Eisen im magnetischen Felde und Anziehung zwischen stromdurchflossenen Leitern und magnetischen Massen.

Fig. 508 u. 509.

Ein stromdurchflossener Leiter umgibt sich mit konzentrischen Kraftlinien. Zur Richtungsbestimmung der Kraftlinien benutzt man nebenstehende Fig. 508 und 509. Es bedeutet das Kreuz die in die Papierebene hineintretende Strombahn, der Punkt den herauskommenden Strom. Durch diese Verschiedenheit in der Stromrichtung ist eine entgegengesetzte Kraftlinienrichtung bedingt. Der vom Auge des Beschauers fortfließende Strom wird rechts herum, der auf uns zukommende Strom links herum von Kraftlinien umgeben.

Bildet man nun eine in sich geschlossene kreisförmige Strombahn, so entstehen die in Fig. 510 und 511 angedeuteten Kraftlinienbilder. Die Kraftlinien treten auf der einen Seite des Ringes heraus (Nordpol), auf der anderen hinein (Südpol).

Eine stromdurchflossene Spule bedeutet nun weiter nichts als eine Reihe aufgeschichteter Ringe; daraus ergibt sich, daß eine solche Spule (Solenoid) zu einem Magneten geworden ist, dessen Nord- und Südpol sich auf die gleiche Weise bestimmen lassen wie beim Ringe.

Je größer nun die Anzahl der Solenoidwindungen und je größer der Strom sind, desto mehr Kraftlinien werden erzeugt, d. h. ein desto stärkeres Feld wird hervorgebracht.

Bringt man noch Eisen in die stromdurchflossene Spule hinein, so vergrößert sich die Kraftlinienzahl noch ohne Stromerhöhung, weil das Eisen einen viel geringeren magnetischen Widerstand als die Luft besitzt. Man spricht von magnetischer Durchlässigkeit (Permeabilität). Im Gegensatz zu der Feldstärke H, welche die Anzahl der Kraftlininien pro qcm in der eisenfreien Spule angibt, bezeichnet man die Zahl der Kraftlinien pro qcm Eisenquerschnitt mit Induktion (Zeichen B). Es ist

jg

gleich dem Permeabilitätsfaktor.

Fig. 510.

N\\Yii////

«'S

Fig. 511.

Ælfr

ttx

yjf

Ä::

/f n u H

B = jxH oder /u = ^

Letzterer ist keine konstante Größe, sondern nimmt mit zunehmender Magnetisierung (Sättigung) ab.

Das Produkt aus Windungszahl der Spule und Amperezahl nennt man Amperewindungen.

Befindet sich in der Entfernung r von einem stromdurchflossenen Leiter eine magnetische Masse m, so tritt zwischen dem Leiter und m eine Anziehungskraft auf, die der Länge des Leiters, dem Strom und der magnetischen Masse direkt und dem Quadrat der Entfernung r umgekehrt proportional ist (Fig. 512).

Fig. 512.

Es ist f =

l.J.m

,*2

Dyn und da

^•2

I J

= II, so ist auch flA__

f — l.JH Dyn bzw., wenn wir für Luft H = B setzen (fu für Luft gleich 1),

i/,

/ = UB Dyn.

Soll die Zugkraft f in Kilogramm ausgedrückt werden, so müssen wir schreiben

l.J.B 9,81.10⁶

wobei l in cm, J in Ampere, und B in Kraftlinien gemessen werden müssen. -

i.

8. Induktion.

Die dynamische Erzeugung von elektromotorischen Kräften in den Dynamomaschinen geschieht dadurch, daß auf dem sogenannten Anker der Maschine liegende isolierte Kupferdrähte durch das magnetische Feld der Pole hindurchbewegt werden. Die Größe der erzeugten EMK ist der sekundlich geschnittenen Anzahl Kraftlinien proportional. Es ist:

E = v.l.B. 10-8 Volt.

In der Gleichung bedeuten: v die senkrechte Schnittgeschwindigkeit in cm/sec, l die hintereinander geschaltete Länge der induzierten Drähte in cm und B die

Kraftlinienzahl pro cm². Der Zahlenfaktor 10—8 ist mit Rücksicht auf die technische Maßeinheit des Volt zu setzen.

Am Schlüsse dieses einleitenden Teiles möge darauf hingewiesen werden, daß die drei Formeln

E — JE, f = IJB und E = v.l.E

zum Verständnis aller elektrischen Maschinen und Apparate hinreichend, aber auch durchaus notwendig sinch^

Die Gleichstrommotoren.

9. Der allgemeine Aufbau der Gleichstrommaschinen.

Ein prinzipieller Unterschied im Aufbau von Gleichstromgeneratoren und Motoren besteht nicht. Es ist eben nur der bekannte Unterschied in der Funktion vorhanden: Gleichstromgeneratoren verwandeln mechanische Energie in elektrische, die Motoren die elektrische in mechanische Energie.

In der nebenstehenden Fig. 513 ist der äußere, feststehende Teil das Magnetgehäuse, das aus dem Jochring und dem angegossenen oder angeschraubten Magneten (M) besteht¹). Über die Magneten sind die Magnetwickelungen geschoben, welche den zur Erzeugung des

magnetischen Kraftlinienfeldes notwendigen Strom führen. Zwischen den Magnetpolen und von diesem durch einen kleinen Luftspalt getrennt rotiert der Anker (M), auf dessen Umfange, meistens in Nuten gebettet, die Ankerdrähte in axialer Richtung verlaufend angeordnet sind. Diese in sich geschlossene Ankerwickelung wird bei der Rotation des Ankers (Generatoren) durch das Kraftlinienfeld der Pole hindurch bewegt, wodurch die zur Erzeugung des Stromes nötige EMK hervorgerufen wird. Um den Strom nutzbar fortleiten zu können, besitzt die Wickelung eine große Zahl Anzapfstellen, die mit dem Kommutator der Maschine verbunden sind. Der letztere besteht aus ebenso vielen axialen, voneinander isolierten Lamellen, wie Anzapfstellen vorhanden sind. Von dem aus Kupfer bestehenden Kommutator wird der Strom durch Schleif-bürsten abgenommen, die die Verbindung mit dem äußeren Stromkreis herstellen.

Fig. 513.

fpl

Pf M,

P:

Grleichstrommaschine.

x) Auf die Bedeutung der kleinen Zwischenpole (p), welche nur unter gewissen Umständen vorhanden sind, soll später zurückgekommen werden.

10. Die Erzeugung des Gleichstromes.

In Fig. 514 ist von den zahlreichen Drahtwindungen eines Gleichstromankers eine einzige herausgenommen. Sie soll im Uhrzeigersinne im magnetischen Felde N—S rotieren. Dabei wird eine EMK erzeugt, die nach dem Gesetz E — Blv der Kraftlinienzahl pro qcm des Feldes unter den Polen, der hintereinander geschalteten Länge l in cm und der Geschwindigkeit in cm/sec proportional ist. Die Enden der Drahtschleife sind zu zwei voneinander getrennten Elementen des im vorigen Kapitel erwähnten Kompłlitators geführt.

Fig. 514.

IU i: '

Bei der angenommenen Drehrichtung findet nun im oberen Teile des Magnetfeldes ein Kraftlinienschneiden von rechts nach links, im unteren dagegen von links nach rechts statt. Durch diese Verschiedenheit in der Bewegungsrichtung ist auch eine entgegengesetzte Dichtung der EMK in den beiden die Schleife bildenden Ankerdrähten bedingt. Die Dichtung der EMK läßt sich nach der Faraday sehen Degel wie folgt feststellen. Man denke sich so in den magnetischen Kraftlinienfluß (Nord—Süd) gestellt, daß die Kraftlinien bei den Füßen ein- und aus dem Kopf wieder heraustreten und schaue in der Bewegungsrichtung, dann ist die EMK nach dem rechten Arm gerichtet, hat also rechts das positive (-f) Zeichen und links das negative (—).

Wenden wir das auf die Figur an, so ergibt sich die eingezeichnete Pfeilrichtung als Dichtung der EMK und wir erkennen, daß die beiden Schleifenhälften hintereinander geschaltet sind und ihre EMKe sich addieren. Daraus ergibt sich auch, daß ein Kollektorelement und die zugehörige Bürste positiv sind, während die anderen das negative Zeichen führen.

Bewegt sich die Schleife weiter bis zur horizontalen Lage (1 — 3), so findet in diesem Moment keine EMK-Erzeugung statt, da die Bewegung einen Augenblick lang parallel zur Kraftlinienrichtung erfolgt und die Kraftlinien dabei nicht geschnitten werden können (neutrale Zone). Im nächsten Augenblick vertauschen dann die beiden Schleifenhälften ihre Bewegungsrichtung und damit die Dichtung der induzierten EMK. Der Dichtungswechsel würde sich auch auf die Bürsten und

damit auf den äußeren Stromkreis ausdehnen, wenn nicht in demselben Augenblick die beiden Kommutatorelemente von einer zur anderen der beiden feststehenden Bürsten hinüberschleifen würden. Dadurch behalten die Bürsten immer dasselbe Vorzeichen und im äußeren Stromkreis fließt stets ein Strom gleicher Richtung (Gleichstrom).

Fig. 515.

öS.

sT

Es ist ohne weiteres klar, daß dieser so __erzeugte Gleichstrom die unangenehme Eigenschaft hat, während der Wendeperiode auf den Wert Null herabzusinken (intermittierender Gleichstrom). Um das zu vermeiden, werden auf dem Anker eine große Zahl Drähte angebracht (Fig. 515), so daß sich in jeder Ankerstellung zahlreiche Drähte im Kraftlinienfelde befinden. Der Kommutator erhält dann eine entsprechende Anzahl Lamellen. Damit bekommt die gleichgerichtete EMK auch eine gleichbleibende Stärke, da nur immer die wenigen, in der neutralen Zone liegenden Drähte nicht an der Stromerzeugung teilnehmen.

11. Prinzip der Gleichstrommotoren.

Wenn auch die Gleichstrommotoren erst später eingehend behandelt werden, so muß doch das Prinzip derselben mit Rücksicht auf die im übernächsten Kapitel * zu behandelnde Bürstenverschiebung schon hier

Fig. 516.

besprochen werden.

Für die Generatoren galt der Satz: Durch Bewegung und Kraftlinien wird Strom erzeugt. Für die Motoren gilt: Durch Strom und Kraftlinien wird Bewegung erzeugt.

Mi

<y>

Wie diese Bewegung zustande kommt, mag an nebenstehender Fig. 516 erklärt werden: Bei den Motoren wird von irgendeiner Stromquelle Strom in den Anker und die Magneten hineingeschickt. Von den gesamten Ankerdrähten sind in der Figur wieder zwei eine Ankerschleife bildende herausgenommen. Der Motor soll nun so auf die Stromquelle (Netz) geschaltet sein, daß oben ein Nordpol und unten ein Südpol entsteht und der Strom bei der unteren Schleifenhälfte in die Zeichenebene hinein- <£) und aus der oberen wieder herauskommt O.

Es ergibt sich nun folgendes: Die Feld- oder Magnetkraftlinien der Pole gehen von N nach S. Der untere Draht wird durch den darin fließenden Strom nach bekannter Regel von im Uhrzeigersinne verlaufenden Kraftlinien umgeben, der obere Draht dagegen im entgegengesetzten Sinne.

Feld- und Stromkraftlinien beeinflussen sich nun gegenseitig in der Weise, daß sie sich dort, wo sie in gleicher Richtung verlaufen, addieren, dort, wo sie sich entgegenkommen, aufheben. Es tritt also in der Figur unten rechts und oben links eine Kraftlinienverdichtung ein (magnetischer Überdruck); oben rechts und unten links dagegen eine Kraftlinienschwächung (magnetischer Niederdruck). Wie nun überall, so ergibt sich auch hier eine Bewegung von der Seite des höheren Druckes nach der Seite des niederen Druckes., Hier (Fig. 5IG) erhält also der obere Draht einen Antrieb nach rechts und der untere nach links. Beide Antriebe unterstützen sich also, so daß eine Rotation in der Richtung des eingezeichneten Pfeiles, also rechts herum, zustande kommt.

12. Die verschiedenen Arten der Gleichstromgeneratoren und Motoren.

Je nach der Schaltung von Anker- und Magnetwickelung zueinander unterscheidet man drei Arten von Gleichstrommaschinen.

Fig. 517.

a) Die Hauptstrom- oder Serienmaschine. Bei derselben sind Anker und Magneten hintereinander geschaltet. Anker und Magnete bilden also einen einzigen Stromkreis (vgl.

--->

Fig. 519.

Fig. 517) und werden infolgedessen auch von demselben Strom durchflossen. Da nun der Magnetisierungsstrom in der Magnetwickelung durch deren Widerstand eine nicht nutzbar zu machende Arbeit leistet (J²R) und die Größe des Stromes durch die Maschinenleistung gegeben ist, so kann der Fig. 518.

¹

) Näheres über Druckluftbetrieb Zeitschr. d. Ver. deutsch. Ing.

Bethmann, Hebezeuge. 3. Aufl.

—nnmnr^Cy— —

Hauptstrommaschine.

Arbeitsverlust nur dadurch herabgemindert werden, daß der Widerstand U der Magnetwickelung möglichst klein gewählt wird. Infolgedessen ist eine Hauptstrommaschine äußerlich daran zu erkennen, daß sich auf ihren Magneten wenige, aber starke Windungen befinden. Das in den Fig. 518 und 519 gegebene Schaltungsschema läßt erkennen, daß die

Stromabnahmestellen des Generators bzw. die Stromzuführungsstellen des Motors eine Bürste und das Ende einer Magnetwickelung, oder auch nur die Magnetwickelungsenden sein können.

b) Die Nebenschlußmaschine. Bei derselben sind Anker und Magneten parallel geschaltet. Der Magnetstromkreis wird also nicht vom Ankerstrom durchflossen. Um hier die Magnetisierungsverluste klein zu machen, wird dem Magnetstrom ein großer Widerstand in der Magnetwickelung entgegengesetzt. Die Magnetwickelung der Nebenschlußmaschine hat deshalb sehr zahlreiche, aber dünne Windungen, die von einem kleinen Strome durchflossen werden. Das Produkt aus Windungen und Amperezahl ist aber für Haupt- und Nebenschlußmaschinen für Vollast bei sonst gleichen Maschinen dasselbe.

Die Stromabnahme- bzw. Zuführungsstellen sind gemäß untenstehender Fig. 520 die Bürsten der Maschine.

Fig. 521.

Fig. 520.

Verbundmaschine.

Nebenschlußmaschine.

c) Die Verbundmaschine. Dieselbe stellt eine Vereinigung von Haupt- und Nebenschlußmaschine dar. Die Magneten werden also sowohl durch den Ankerstrom, als auch durch einen parallel zu diesem fließenden Nebenschlußstrom erregt. Entsprechend finden wir auf den Magneten eine aus wenigen dicken Windungen bestehende Hauptstromwickelung und eine Nebenschlußwickelung, die aus zahlreichen schwachen Windungen gebildet ist.

Die Stromabnahme- bzw. Zuführungsstellen gehen aus obenstehender Fig. 521 hervor.

Der Anker ist für alle drei Maschinenarten derselbe. Der Zweck der verschiedenen Schaltungsarten wird später erläutert.

13. Das Ankerfeld, Feldverzerrung und Bürstenverschiebung.

In Fig. 522 ist ein Gleichstromgenerator skizziert, dessen mit zahlreichen Windungen bewickelter Anker mechanisch rechts herumgedreht werden soll. Mit Hilfe der Faradajschen Kegel wurde die Kichtung der induzierten Ströme festgestellt und entsprechend eingezeichnet. In alle Drähte oberhalb des horizontalen Durchmessers (mathematische neutrale Zone) fließt der Strom in die Papierebene hinein, bei den Drähten unterhalb dieser Zone kommt er heraus. Die alle Drähte umfließenden Stromkraftlinien setzen sich gemäß Fig. 522 zu einem Gesamtfelde, dem sogenannten Ankerfelde zusammen, das senkrecht auf dem Magnetfeld (N—S) steht.

Die Ankerfeldlinien addieren sich teils zu den Magnetfeldlinien, teilweise subtrahieren sie sich. Infolgedessen entsteht gemäß Fig. 523 ein verzerrtes resultierendes Feld, dessen Achse gegenüber derjenigen des ursprünglichen Magnetfeldes verschoben ist. Um denselben Winkel verdreht sich aber auch die neutrale Zone aus der

Fig. 522.

WWłłWWWWWWłłWfWWW

■y.

s*

la

«-LA.—    v

horizontalen Lage nach rechts. Damit müssen aber auch die Bürsten nach rechts verschoben werden. Die Bürstenverschiebung findet also bei Generatoren in der Drehrichtung statt.

Fig. 524.

Fig. 523.

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f-m-

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Es ist selbstverständlich, daß die Bürsten um so weiter verschoben werden müssen, je stärker der Anker belastet wird, da mit zunehmendem Strom das Ankerfeld und damit auch die Feldverzerrung wächst.

Zeichnen wir dieselbe Figur für den Gleichstrommotor und nehmen an, daß Magneten und Anker genau so vom Strom durchflossen werden,

wie beim Generator (Fig. 524), so ergibt sich dieselbe Feldverzerrung und dieselbe Bürstenverschiebung. Stellen wir nun aber nach bekannter Regel die Drehrichtung des Motors fest, so erkennen wir: Die Bürstenverschiebung erfolgt bei Motoren in dem der Drehrichtung entgegengesetzten Sinne.

Lassen wir nun die Bürsten an den eben fixierten Stellen steheu, so würde hier doch ein Feuern an ihnen auftreten, obwohl Feldkraftlinien von den Drähten, die an diesen Stellen gerade mit den Bürsten in Verbindung steheu, nicht geschnitten werden. Um den Grund hierfür zu erläutern, ist in Fig. 525 bis 527 ein Teil des früher skizzierten Ringankers mit Kommutator und Bürsten dargestellt. Die Bürsten sollen in der durch die Feldzerrung bedingten Lage stehen, während sich der Anker mit Kommutator an ihnen vorbei bewegt. Es sind drei Momente festgehalten. Bei Fig. 525 befindet sich die Bürste gerade auf einem Kommutatorelement, zu welchem der Strom von beiden Seiten

fl.

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Fig. 525.

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Fig.526.

Fig. 527.

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aus der Ankerwickelung hinfließt. Die beiden rechts und links von der neutralen Zone liegenden Ankerwindungen sind also vom Strom durchflossen und bilden ein Solenoid mit eigenem Kraftlinienfeld. In Fig. 52f> gleitet die Bürste gerade auf das nächste Element hinüber; dadurch wird die beide Kommutatorelemente verbindende Ankerspule o kurz geschlossen, und die beiden Teilströme des Ankers gehen jetzt durch Leitung lx und ?₂ in die Bürste. Durch den Kurzschluß wird aber die Spule stromlos. Beim Verschwinden des Stromes verschwinden aber auch die die Spule umgebenden Kraftlinien. Hierbei müssen sie durch die Spule hindurchschneiden und erzeugen dort eine EMK (EMK der Selbstinduktion), deren Größe von der Anzahl der verschwindenden Kraftlinien, also auch von der Größe des Ankerstromes abhängig ist. Diese EMK sendet einen Ausgleichstrom vom einen Kommutatorelement zum anderen durch die kurzschließende Bürste. Der Strom findet also nirgends einen nennenswerten "Widerstand, so daß er an keiner Stelle hohe Wärmegrade erzeugen kann.

Anders liegt der Fall der Fig. 527. Hier hat der weiter rotierende Kommutator den vorher bestehenden Kurzschluß gerade wieder aufgehoben. Die vorher stromlose Spule wird dadurch plötzlich wieder unter die volle Stromstärke gesetzt. Das dabei entstehende Kraftlinienfeld schneidet wieder durch die Spule und es entsteht abermals eine EMK der Selbstinduktion, deren Strom sich diesmal aber der große Widerstand der Luft zwischen Element und ablaufender Bürstenspitze entgegensetzt. Die überspringenden Funken sind mit einer für den Kommutator sehr schädlichen Wärmeentwickelung verbunden.

Um nun dieses Funken zu vermeiden, müssen die Bürsten aus der neutralen Zone noch weiter verschoben werden, so daß die kommu-tierende Spule in das aktive Magnetfeld rückt, also am Kraftlinienschneiden teilnimmt. Die sp von außen in der Spule erzeugte EMK ist der EMK der Selbstinduktion entgegengerichtet und sucht sie aufzuheben. Das Verschieben der Bürsten wegen des Funkens erfolgt eben bei Generatoren in der Drehrichtung, bei Motoren entgegengesetzt. Die Größe der notwendigen Verschiebung ist ebenfalls von der Belastung abhängig.

14. Ankergegenfeld und Ankerquerfeld.

Fig. 528.

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s'

rrH-

Durch die Verschiebung der Bürsten aus der mathematischen neutralen Zone bekommt das Ankerfeld in seiner Gesamtheit eine schräge Lage. Da die Stromrichtungsänderung eben unter den Bürsten statt-findet, werden alle Drähte oberhalb der Bürstenverbindungslinie im entgegengesetzten Sinne vom Strom durchflossen wie unterhalb derselben (Fig. 528). Dieses Gesamtankerfeld läßt sich nun in zwei komponierende Einzelfelder zerlegen, die wir uns durch zwei Ankerwin dungsgruppen erzeugt denken. Das eine Teilfeld wird durch die Drähte im doppelten Bürstenverschiebungswinkel a hervorgerufen und ist gemäß der Fig. 528 dem Magnetfeld entgegengesetzt (Ankergegenfeld). Dieses Feld wirkt direkt schwächend auf das Magnetfeld und bewirkt, daß auf den Magneten mehr Amperewindungen, als zur Hervorbringung des für die EMK notwendigen Feldes erforderlich, untergebracht werden müssen.

Das zweite Teilfeld steht zum Magnetfeld senkrecht (Ankerquer-feld); wir wollen es als eigentliche Ursache der Feldverzerrung ansehen.

Die Fig. 528 läßt ohne weiteres erkennen, daß das Gegenfeld um größer wird, je größer die Bürstenverschiebung ist; entsprechend stärker wird auch die Schwächung des Magnetfeldes.

so

15. Wendepol- und kompensierte Maschinen.

Um das besonders bei stark wechselnder Belastung lästige häufige Verschieben der Bürsten zu vermeiden, setzt man den kommutierenden Spulen Hilfs- oder Wendepole gegenüber, die vom Ankerstrom magnetisiert werden und das zur Aufhebung der EM Kg der kommutierenden Spule notwendige Feld hervorrufen (vgl. Fig. 513, S. 312). Daß diese Wendepole vom Hauptstrom umflossen werden müssen, ergibt sich daraus, daß die EMKS, wie schon bemerkt, in ihrer Größe vom Ankerstrom abhängig ist. Bei Motoren, die betriebsmäßig reversierbar sind, sind ebenfalls Wendepole am Platze.

Aus dem früher festgestellten Verschiebungssinn der Bürsten bei Generatoren und Motoren erhellt nun, daß im Sinne der Drehrichtung

Fig. 529.

bei Generatoren einem Feldnordpol ein Wendenordpol vorhergehen, bei Motoren dagegen ein solcher folgen muß.

¥/

Durch die Wendepole wird das Funken an den Bürsten in zulässigen Grenzen gehalten, so daß nach Einstellen der Bürsten ein weiteres Verschieben im Betriebe nicht notwendig ist.

Eine vollkommene Lösung der Kommutierungsfrage bilden allerdings erst die Maschinen mit Kompensationswickelung in Verbindung mit Wendepolen. Die am Magnetgehäuse untergebrachte, vom Hauptstrom durchflossene Kompensationswickelung hebt das Ankerfeld in seiner Gesamtheit auf. Der in der Mitte eines Kompensations-poles liegende Hilfspol sorgt für das Wendefeld. In Fig. 529 ist die Unterbringung des Kompensationsfeldes schematisch angedeutet. In bezug auf die Folge von Magnet- und Kompensationsfeld gilt das für die Wendepolmaschinen Gesagte.

16. Die elektromotorische Gegenkraft des Motors.

Ein Rechenbeispiel diene der Begriffserläuterung. Ein Motor von 10 PS liegt an einer Netzspannung von /I = 500 Volt. Der Ankerwiderstand sei ra = 0,5 ß. Der Wirkungsgrad rj = 0,85.

Der hierin liegende Widerspruch löst sich in einfacher Weise: Bei der Rotation schneiden die Drähte des Motorankers genau so wie die des Generatorankers durch die Kraftlinien der Magneten. Und genau so wird hier nach dem Gesetz E — v.l.JB eine EMK erzeugt, die der Netzspannung (Klemmenspannung des Motors) entgegengesetzt¹) gerichtet ist und die fast ebenso groß ist wie dieselbe. Die Differenz zwischen der Klemmenspannung z/ und der gegenelektromotorischen Kraft E ist der Ohmsche Spannungsabfall im Anker J. ra. In unserem Falle ist derselbe 18,4.0,5 = 9,2 Volt.

Die gegenelektromotorische Kraft ist also:

"    E = /HJ. ra = 500 — 9,2 = 490,8 Volt.

Da der Ohmsche Widerstand der Maschine stets sehr klein ist, können wir annähernd z/ = E setzen. Klar ist jedoch, daß die Differenz J.ra bei ein und demselben Motor um so größer ist, je stärker der Motor belastet ist, d. h. je größer J ist.

17. Die Tourenzahl der Gleichstrommotoren.

Lösen wir die Gleichung E — vlB nach v auf, so erhalten wir in

V — IB

ein Fundamentalgesetz für die Elektromotoren. Dasselbe lautet in Worten: Die Umfangsgeschwindigkeit des Ankers und damit die Tourenzahl des Motors ist der (gegenelektromotorischen Kraft =) Klemmenspannung des Motors direkt, derFeld-stärke B und der hintereinander geschalteten Drahtlänge umgekehrt proportional.

Die einfache Gleichung gibt uns über das Verhalten der Gleichstrommotoren in bezug auf die Tourenzahl vollständig ausreichende Auskunft.

x) Die Richtigkeit erhellt aus dem Gesetz von der Erhaltung der Energie.

21

10.736

= 9200 = EJ. Die V

Dann ist der Energiebedarf in Watt Stromstärke ergibt sich dann zu:

EJ _ 9200 E *    500

Wollte man fälschlich den Strombedarf nach dem Ohmschen Gesetz ausrechnen, so würde sich ergeben:

0,8

= 18,4 Amp.

E 500

ra

0,5

= 1000 Amp.

Bethmann, Hebezeuge. 3. Aufl.

a) Hauptstrommotor. Verfolgen wir in der nebenstehenden Fig. 530 den Stromverlauf : Der Motor ist der aus dem Netz Strom empfangende Teil. Der Strom geht von der -{--Leitung des Netzes in die -Klemme des Motors hinein, durchläuft nacheinander Anker und

Fig. 530.

Magneten und kehrt in die —Leitung des Netzes zurück. Der Erregerstrom ist wie beim Hauptstromgenerator mit dem Ankerstrom (Belastungsstrom) identisch. Daraus ergibt sich folgendes: Ist der Belastungsstrom groß, so ist auch der Magnetstrom groß, folglich auch die Induktion B. Ist dagegen der Motor schwach belastet, so wird damit auch Anker- und Magnetstrom, also auch das Feld schwach. Ist der Motor unbelastet, so würde für einen verlustlos arbeitenden Motor Ankerstrom und damit auch Magnetstrom und Magnetismus verschwinden.

Drücken wir nun die drei Belastungszustände durch die mathematische Formel aus:

1.    Stark belasteter Hauptstrommotor:

Konstante

l.B Konstante x B (B sehr groß).

Der Wert des Bruches ist klein, da der Nenner groß ist. v wird also einen kleinen Wert erhalten.

2.    Motor mit normaler Vollast:

Konstante ~ l.B Konstante x B (B normal).

Daraus ergibt sich für v ein mittlerer Wert für Vollast.

3.    Unbelasteter Hauptstrommotor:

Konstante

V l.B Konstante x B (B — 0),

für diesen Fall ergibt sich also für v der Wert oc. Da der Motor nicht reibungslos ist, werden J und B niemals Null und auch nicht v = oo werden können. Praktisch folgt aus den Erläuterungen: Die Tourenzahl des Hauptstrommotors sinkt mit zunehmender Belastung, der unbelastete Hauptstrommotor geht durch, d. h. er nimmt eine gefährliche Tourenzahl an.

b) DerNebenschlußmotor. V erfolgen wir in der nebenstehenden Fig. 531 zunächst wieder den Stromverlauf: Aus der Plusseite des Netzes tritt der Strom in die Zuleitung zum Motor. An der Stelle a teilt er

sich in den Magnetisierungs- und Ankerstrom. Im Punkt b vereinigen sich beide Teilströme wieder und gehen gemeinsam in die Minusseite des Netzes zurück. Der Magnetisierungsstrom ist also vom Ankerstrom, d. h. vom Belastungsstrom vollständig unabhängig. Die Magnetwickelung liegt an der konstanten Netzspannung, und da auch der Magnetwickelungswiderstand konstant ist, muh auch der Magnetisierungsstrom und damit die Feldstärke B konstant sein. Infolgedessen wird für den Nebenschlußmotor

Fig.531.

N3\

ß'¹

b

~ Konstante.

~ Konstante / . B ~~ Konstante x ~ Konstante

Die Tourenzahl des Nebenschlußmotors ist also von der Belastung nahezu unabhängig.

c) Der Verbundmotor (Fig. 532). Die Hauptstromwickelung des Verbundmotors wird vom Ankerstrom durchflossen. Die Nebenschluß

Fig. 532.

roJLSAMJL'—°

wickelung liegt wie beim Nebenschlußmotor an der konstanten Netzspannung. Aus der letzten Tatsache ergibt sich, daß der Verbundmotor keine gefährliche Tourenzahl annehmen kann, da stets das vom Nebenschluß erzeugte Feld vorhanden ist. Es lassen sich nun zwei Fälle unterscheiden:

1. Die Hauptstromwickelung verstärkt bei wachsender Belastung das Feld. Dabei ist +_ die Forderung selbstverständlich, daß Haupt— und Nebenschlußstrom die Magneten in demselben Sinne umfließen. Infolgedessen wird für den so geschalteten Verbundmotor wie beim Hauptstrommotor ein mit wachsender Belastung steigender Tourenabfall zu konstatieren sein.

2. Der Hauptstrom umfließt die Magneten in entgegengesetzter Richtung wie der Nebenschlußstrom. Die dadurch mit wachsender Belastung hervorgerufene Feldschwächung würde im allgemeinen eine Tourenerhöhung zur Folge haben. Die letzte Schaltung wird jedoch dazu benutzt, um eine völlig konstante Tourenzahl zwischen den Belastungsgrenzen des Motors zu erhalten. Die Hauptstrom Wickelung wird so dimensioniert, daß

der Quotient v = j-g genau eine Konstante wird.

Wie ja im vorigen Abschnitt erläutert wurde, ist E nicht völlig unveränderlich, sondern nimmt mit wachsender Belastung um den Betrag

21*

des Ankerspannimgsabfalles ab. Sorgt man nun dafür, daß B in demselben Maße kleiner wird, so wird damit die gewünschte Tourenkonstanz erreicht.

18. Die Zugkraft der Gleichstrommotoren (Drehmoment).

Wenn wir irgend ein Material, Gußeisen, Schmiedeeisen, Stahl oder dergleichen dadurch magnetisieren, daß wir dasselbe in eine stromdurchflossene Spule hineinbringen und dann die Magnetisierung durch Steigern des Stromes anwachsen lassen, so wird nach Fig. 533 anfangs zwischen Strom und Magnetismus nahezu Proportionalität herrschen.

Fig. 533.

Dann wird ziemlich plötzlich eine bedeutend geringere Zunahme des Magnetismus bei wachsendem Strom erfolgen. Man sagt: Das Fasen ist gesättigt. Die Fig. 533 zeigt also die Magnetisierungslinien, d. i. Abhängigkeit des Magnetismus vom Magnetisierungsstrom für verschiedene Eisensorten.

> Jw

Magnetisierungslinien.

Mit Rücksicht auf die Magnetisierungsverluste einerseits und auf die elektrische Stabilität andererseits wird normal das Motoreisen so stark magnetisiert, daß die Magnetisierungsstärke gleich rechts hinter dem Knick A etwa in C auf der Kurve liegt, so daß weder bei geringer Abnahme noch Zunahme des Magnetisierungsstromes die Kraftlinienzahl stark sinken bzw. steigen kann.

Wenden wir nun das früher auf gestellte Gesetz

f= l.J.B¹)

auf die verschiedenen Gleichstrommotoren an, so ergibt sich für

a) den Hauptstrommotor: Es sei J der normale Yollaststrom und B die normale Feldstärke, dann ist auch f die normale Zugkraft und f R (B = Ankerradius) das normale Drehmoment Md des Motors. Gestatten wir nun, daß der Motor beim Anlassen die doppelte Vollaststromstärke aufnimmt, so wird, da ja beim Hauptstrommotor Ankerund Magnetstrom ein und dasselbe sind, auch der Magnetstrom um

100 Proz. anwachsen. Würde nun zwischen Strom und Magnetisierung Proportionalität herrschen, so würde man für den Anlauf des Motors bekommen:

fa = l. 2 J. 2 B = 4 /*,

die Anzugskraft das Anlaufdrehmoment . . Md =4f.R — 4Md.

Da nun aber bei Normal last das Eisen des Motors bereits gesättigt ist, wird bei normalen Motoren bei doppeltem Vollaststrom als Anlaßstromstärke die Feldstärke um etwa 50 Proz. wachsen.

Wir bekommen infolgedessen

die Anzugskraft..... fu — 12 J. 1,5 B = 3/’,

das Anlauf drehmoment . . Mda = 3 f‘E = 3 Md.

b) Für den Nebenschlußmotor liegen die Verhältnisse durchaus einfach. Da der Nebenschlußstromkreis vom Ankerstrom unabhängig ' ist, herrscht zwischen Belastungsstrom und Zugkraft bzw. Drehmoment des Motors Proportionalität.

Wir bekommen also unter der Annahme des doppelten Vollaststromes als Anlaßstromstärke:

die Anzugskraft

fa = 12 JB = 2 /•, das Anlauf drehmoment . . Mda = 2 fR = 2 Md.

Die Anzugskraft des Hauptstrommotors ist also unter gleichen Bedingungen der Anzugskraft des Nebenschlußmotors um 50 Proz. überlegen.

c) Beim Verbundmotor wird die Anzugsstärke bzw. das Anzugsmoment die normale Zugkraft bzw. das normale Drehmoment ganz in dem Maße übersteigen, wie der Anlaufstrom den normalen Vollaststrom überschreitet und wie die magnetisierende Kraft der Hauptstromspule die Gesamtmagnetisierung erhöht. Der Einfluß auf die Magnetisierung kann ganz nach Bedarf gewählt werden. Der Compoundmotor kann also den Hauptstrommotor in bezug auf Anlaufdrehmoment und Zugkraft erreichen oder auch übertreffen. Die vorhandene Nebenschlußwickelung hat in einem solchen Falle den Motor lediglich vor dem Durchgehen bei Entlastung zu schützen.

Ist die Hauptstromwickelung der Nebenschlußwickelung entgegenwirkend, so wird die Zugkraft bzw. das Drehmoment des Motors bei größer werdender Belastung wachsen, gleichbleiben oder sinken, je nachdem das Anwachsen von J |= Sinken von B ist.

19. Die Leistung des Motors¹).

Bedeuten

P die zu hebende Last oder den zu überwindenden Bewegungswiderstand in kg,

v die Hubgeschwindigkeit bzw. die Fahrgeschwindigkeit in m sec, Q die gesamten zu beschleunigenden oder zu verzögernden, auf den Lastweg bezogenen Gewichte in kg, g die Erdbeschleunigung in m/sec² (= 9,81), rj den Wirkungsgrad des Getriebes,

co die Winkelgeschwindigkeit der rotierenden Massen und Gl)² das Schwungmoment der rotierenden Massen,

so drückt sich die in jedem Augenblick abzugebende Leistung L des Motors durch die Formel

P.v 7b. rj

[2(

GrD² da CO 4g dt 75

Q d v v~ g dt 75

PS

aus, worin das -f-- Zeichen für die Periode der Beschleunigung, das — Zeichen für die Bremszeit gilt.

Für den Beharrungszustand (co und v = Konstante) wird der Klammerausdruck gleich Null; er übt jedoch, wie sich leicht denken läßt, einen wesentlichen Einfluß aus auf die Bemessung des Motors in mechanischer Hinsicht.

P. v

Die Größe P =    / ' ^ wird als Leistung des Motors bezeichnet,

ine daß zu große Erwärmung eintritt.

Die elektrische Leistung des Motors drückt sich durch

und zwar muß nach den Vorschriften des V. D. E. diese Leistung von einem Kranmotor eine Stunde lang vom kalten Zustand aus abgegeben werden können.

EJ. ri

736

aus, woraus sich die Stromstärke als

L. 736

7]. E

ergibt.

Beispiel :

— 173 Amp.

L — 100 PS, rj — 0,85, E = 500, 100.736

0,85.500

D Über Stunden- und Stromleistung ist später in einem besonderen Abschnitt noch die Rede.

20. Die Tourenregulierung von Gleichstrommotoren.

Die Diskussion der Gleichung v = ^ß gibt uns drei Möglichkeiteu

an die Hand, die Tourenzahl des Gleichstrommotors zu verändern.

Fig. 534.

/0

1. Durch Veränderung der gegenelektromotorischen Kraft E. Dieselbe wird dadurch erreicht, daß man dem Anker einen Widerstand R vorschaltet, der bei Stromaufnahme einen Teil der Netzspannung abdrosselt (Fig. 534). Die Netzspannung zerfällt dann in die drei Teile E, Jra, JR, so daß

/I = E -f Jra + JR.

A2 ³ 45X oa=rj ⁶c

Die im Vorschaltwiderstand R geleistete Stromarbeit ist J²R und geht nutzlos verloren, weshalb man sich zur Anwendung dieser Reguliermethode nur selten entschließen wird. Ohnehin gestattet das Vorschalten eines Widerstandes vor den Anker bei konstanter Netzspannung nur eine Regulierung der Tourenzahl nach unten.

Diese Art der

2. Durch Veränderung der Feldstärke B.

Regulierung gestattet, die Tourenzahl eines Motors in weiten Grenzen mit sehr geringen Verlusten zu verändern. Der Regulierungswiderstand (NR) liegt, wie Fig. 535 zeigt, im Nebenschlußstromkreis vor den Magneten. Je nachdem Widerstand ein- oder ausgeschaltet wird, wird der Magnetismus geschwächt oder verstärkt und damit nach

Fig. 535.

Fig. 536.

Gleichung v = ^ß die

Tourenzahl erhöht oder vermindert. Die im Regulierwiderstand des Nebenschlußmotors verlorengehende Arbeit ist gering, da der Erregerstrom ebenfalls klein ist. Selbstverständlich liegt auch die Möglichkeit vor, den Magnetismus von Haupt- und Verbundmotoren in ähnlicher Weise zu regulieren. Die Schaltung des Widerstandes hei dem Compoundmotor zeigt die Fig. 536, sie entspricht völlig der Schaltung beim Nebenschlußmotor (Fig. 525). Auch der Hauptstrommotor kann mit einem Regulierwiderstand parallel zu der Magnetwickelung versehen werden. Im allgemeinen

AR

yo

o\J mnnmnri

NR'

wird jedoch bei Verbund- und Hauptstrommotoren ein Nebenschlußwiderstand nur zum einmaligen Einstellen der Motoren auf eine bestimmte Tourenzahl vorhanden sein, aber nicht für Dauerregulierung wie beim Nebenschlußmotor.

Nach den Erörterungen über das Ankergegenfeld ist uns noch ein zweites Mittel an die Hand gegeben, die Tourenzahl zu variieren; das ist die Bürstenverstellung. Da mit zunehmender Bürstenverstellung aus der mathematisch neutralen Zone das Ankergegenfeld vergrößert wird, so wird das Magnetfeld mehr und mehr geschwächt und damit die Tourenzahl des Motors höher und höher.

Bei der Höherregulierung der Touren durch einen Nebenschlußregulator hat man stets im Auge zu behalten, daß der Motor bei gleicher Stromaufnahme, d. i. bei gleicher Leistung in demselben Maße am Drehmoment einbüßt, wie die Feldstärke abnimmt. Auch ein anderer Gesichtspunkt ist besonders bei Motoren ohne Wendepole noch maßgebend. Je schwächer nämlich das Feld, um so stärker wird das Feuern an den Bürsten, da die zur Kommutation nötigen Kraftlinien nicht vorhanden sind. Ein Vorteil der Wendepolmotoren ist mithin auch der, daß die Tourenregulierung ohne Schaden in viel weiteren Grenzen erfolgen kann wie beim gewöhnlichen Motor.

3. Die dritte Möglichkeit der [Änderung von v liegt darin, die hintereinander geschaltete Länge der Drähte l zu verändern. Das kann z. B. dadurch geschehen, daß auf dem Anker zwei Wickelungen und zwei Kommutatoren angeordnet werden, so daß die Umlaufsänderung durch Umschaltung erfolgt. Diese an sich teuere und umständliche Methode wird heute schon deshalb nicht mehr ausgeführt, weil sich Tourenregulierungen im Verhältnis 1:6 mit Wendepolmotoren ohne weiteres erreichen lassemj

Zum Schluß sei noch darauf hingewiesen, daß man bei stark schwankender Netzspannung, wie sie bei schweren Betrieben (z. B. Walzwerken, Straßenbahnen) an der Tagesordnung sind, dennoch, wenn nötig, konstante oder doch annährend konstante Umlaufszahlen erreichen kann, wenn man Motoren mit schwachem Feld wählt, bei denen sich B also proportional der Spannung ändert. Selbstverständlich sind diese Motoren von vornherein etwas größer und deshalb teurer.

21. Das Anlassen von Gleichstrommotoren.

Das Ohmsche Gesetz hat übrigens seine Gültigkeit für den in Ruhe befindlichen Motor. Wollte man also den früher erwähnten 10 PS-Motor ohne weiteres an ein Netz von 500 Volt Spannung legen, fließen. Der Yollaststrom des Motors beträgt nach früher 18,4 Amp. Darf dem Motor ein Anlaufstrom von dem 2,5-fachen des Vollaststromes, also 46 Amp. zugeführt werden, so muß der Gesamtwiderstand des Stromkreises beim Anlauf

\E 500

so würde durch denselben bei einem Ankerwiderstand ra = 0,5 ß ein Strom

500

= 1000 Amp.

U^O

4# = ¹⁰.87ß

sein. Dem Motoranker muß also ein Widerstand Rv von der Größe R —ra — 10,87 — 0,5 = 10,37 £1 vorgeschaltet werden. Der Motor wird nun anlaufen. Durch die dabei entwickelte gegenelektromotorische Kraft wird der Anlauf ström so lange verringert, bis der Motor eine konstante Tourenzahl erreicht hat, die der Größe seiner'Belastung und der ihm infolge des Anlaßwiderstandes aufgedrückten geringeren Spannung entspricht. Nachdem der Motor auf konstante Touren gekommen ist, kann ein Teil des Anlaßwiderstandes abgeschaltet werden, der Widerstand ist dazu in mehrere Stufen unterteilt (Fig. 534). Da der Gesamtwiderstand des. Stromkreises dadurch geringer wird, bekommt der Motor wieder einen Stromstoß. Die überschüssige Energie wird wiederum zur Beschleunigung des Ankers ausgenutzt. Ist wieder eine Tourenkonstanz und damit die der Belastung und dem vorgeschalteten Widerstand entsprechende größte gegenelektromotorische Kraft erreicht, so kann mit der Anlaßkurbel wieder ein Kontakt weiter gegangen werden, bis schließlich der gesamte Anlaß widerstand aus dem Stromkreis ausgeschaltet ist.

Bei dem Übergang von einem Kontakt auf den anderen soll der Stromstoß die Anlaufsstromstärke nicht überschreiten. Aus dem Grunde sind die Anlaßwiderstände genau abgestuft. Bei der Abstufung spielen zulässige Ankerstromstärke, Anzähl der Stufen und Anker- bzw. Anker--f- Magnetwiderstand eine Rolle. Daraus ergibt sich ohne weiteres, daß nicht zu einem beliebigen Motor irgend ein Widerstand genommen werden kann, der nicht für ihn berechnet ist. Es ist der reine Zufall, wenn sich bei einer solchen fehlerhaften, durchaus zu verwerfenden Wahl von Anlassern gesunde Anlaufsverhältnisse ergeben. Besonders empfindlich sind in dieser Beziehung die Nebenschlußmotoren, weniger die Hauptstrom- und Verbundmotoren. Letztere beiden Arten erhöhen bei zu großem Anlaßstrom auch zugleich ihre Feldstärke, so daß schneller als bei den Nebenschlußmotoren eine größere gegenelektromotorische Kraft erzeugt wird.

Auch mit dem richtig abgestuften Anlasser kann dem Motor in der Anlaßperiode ein zu großer Strom zugeführt werden; nämlich dann, wenn man weiter schaltet, bevor die vorhin erwähnten konstanten Umlaufszahlen erreicht sind. Es gilt deshalb die Regel: Langsam einschalten!

Beim Ausschalten unter Vollast dagegen muß rasch mit der Kurbel zurückgegangen werden, da sonst die Anlaßwiderstände sich zu stark erhitzen bzw. verbrennen würden. Also: Rasch ausschalten!

22. Regulieranlasser und Anlasser mit Regulator.

Regulieranlasser sind solche, welche die Tourenzahl im Hauptstromkreise des Motors dauernd regulieren. Sie müssen aus diesem Grunde dauernd den Belastungsstrom aushalten können, ohne sich übermäßig zu erwärmen. Die einzelnen Stufen bestehen deshalb aus Elementen von großem Querschnitt und großer Oberfläche (Wärmeabfuhr).

Um die Tourenzahl über die normale zu erhöhen, wird bei Nebenschlußmotoren, wie schon gesagt, in den Magnetstromkreis ein Regulierwiderstand eingebaut, der ebenso wie der Anlaß widerstand in Stufen

Fig. 537.

o-

ICMJ

.7__

unterteilt ist. Dieser Regulator wird in den weitaus meisten Fällen mit dem Anlasser gemäß Fig. 537 zusammengebaut. Der Zusammenbau soll verhindern, daß der Ankerstromkreis geschlossen werden kann, ohne daß die Felderregung vorhanden ist. Ein solches verkehrtes Einschalten würde zum Verbrennen des Ankers führen, da derselbe ohne Feld nicht anlaufen, also auch keine gegenelektromotorische Kraft entwickeln kann. Beim Verfolgen der Fig. 537 erkennen wir, daß der Ankerstrom den gesamten Anlaßwiderstand durchfließen muß, wenn die Kurbel auf Kontakt 1 steht, während der Erregerstrom nur den Weg über die starke Gleitschiene in die Magnetwickelung zu nehmen hat. Verläßt die Kurbel nach rechts die erste linke Gleitschiene, so bleibt bei weiterer Bewegung nach rechts der Anker ohne Anlaßwiderstand am Netz liegen, während den Magneten der zur Umlaufserhöhung notwendige Widerstand vorgeschaltet wird.

Ein rasches Hinübergleiten vom ersten zum letzten Regulatorkontakt ist zu vermeiden, da die plötzliche Feldschwächung eine Verringerung der gegenelektromotorischen Kraft hervorruft, was einen starken Ankerstromstoß zur Folge hat. Ein rasches Zurückschalten, d. h. eine plötzliche Feldverstärkung schadet dagegen nichts, der Motor wird dann, wie wir später sehen, unter Umständen als Generator laufen, bzw. weniger Strom aufnehmen, bis er auf die der Last entsprechende Umlaufszahl zurückgegangen ist.

Die in der Fig. 537 gezeichnete Verbindungsleitung a hat den Zweck, der beim Ausschalten des Motors in der Magnetwickelung entstehenden EMK der Selbstinduktion einen Ausgleichsweg zu schaffen. Diese EMK wird hervorgerufen durch das Schneiden der verschwindenden Kraftlinien beim Ausschalten des Erregerstromes. Sie kann besonders bei größeren Maschinen die Netzspannung um ein beträchtliches Vielfaches übersteigen und sich dann hei fehlender Ausgleichsleitung einen Weg durch die Drahtisolation suchen, d. h. die Wickelung zerstören.

23. Die Drehrichtung der Gleichstrommotoren.

Eine große Anzahl von Maschinen verlangen, daß ihre Motoren rechts und links herumlaufen (Krane, Straßenbahnen, Rollgänge usw.).

Es sollen nun die für alle Motoren gültigen Umschaltbedingungen an einem Nebenschlußmotor studiert und alle möglichen Umschaltungen vorgenommen werden, um die Verhältnisse klar überblicken zu können.

Fig. 541.

Fig. 538.

Fig. 539.

Fig. 540.

MR51

Drehrichtung der Gleichstrommotoren.

In der Figurenreihe 538 bis 541 sind jedesmal zwei überemander-stehende Zeichnungen zusammengehörig. Die Stromrichtung in den oberen Teilfiguren sind willkürlich gewählt, während die Stromrichtung in den unteren Schemen der oberen entsprechen muß.

In Fig. 538 tritt der Motorstrom aus dem -[--Netz an die -f -Bürste des Motors und verzweigt sich hier in den Anker- und Nebenschlußstrom, so daß sowohl Anker- wie Magnetwickelung von links nach rechts vom Strome durchflossen werden. Dieser Strom soll nun in Fig. 538 oben einen Nordpol und unten einen Südpol erzeugen, so daß die Feldkraftlinien von oben nach unten verlaufen. Die Ankerwickelung soll der Strom dabei so durchlaufen, daß er unter dem Nordpol in die Ankerwickelung hinein- und am Südpol aus dem Anker wieder herauskommt. Infolgedessen ergibt sich nach bekannter Hegel oben rechts und unten links eine Kraftlinienanhäufung # und oben links und unten rechts eine Verminderung O. Daraus resultiert die durch den Pfeil angedeutete Drehrichtung, also links herum.

Wir wollen jetzt versuchen, die Drehrichtung dadurch in die entgegengesetzte zu verändern, daß wir die Motorzuleitungen vertauschen. Dadurch erhält der Motor gemäß Fig. 539 oben einen Süd- und unten einen Nordpol, gleichzeitig ergibt sich aber auch eine Stromrichtungsänderung im Anker.

Die Kraftlinienanhäufung und -Schwächung tritt aber an denselben Stellen wie in der vorhergehenden Figur auf. Wir erkennen also, daß sich die Drehrichtung eines Motors durch Vertauschen der Anschlußklemmen nicht verändern läßt.

Wir erreichen aber unseren Zweck, wenn wir gemäß den nächsten beiden Fig. 540 und 541 entweder nur den Ankerstrom (Fig. 540) oder nur den Magnetstrom (Fig. 541) in anderer Richtung seinen Weg laufen lassen. In beiden Fällen erhalten wir eine Drehrichtung des Motors im Uhrzeigersinne.

Im allgemeinen wird man, besonders dann, wenn es sich um betriebsmäßiges Reversieren eines Motors handelt, stets den Ankerstromkreis umschalten; und zwar deshalb, weil in den Magneten immer ein nützlicher Rest von Magnetismus zurückbleibt, der beim Neueinschalten des Motors wieder die Anzugskraft unterstützt.

Würde man also die Magneten umschalten, so wird dieser remanente Magnetismus immer erst vernichtet werden müssen und der Motor würde einen Augenblick lang ohne jeden Magnetismus sein, so daß trotz des vorhandenen Stromes keine Zugkraft entwickelt werden könnte.

Bei Nebenschlußmaschinen vermeidet man außerdem durch das Ankerumschalten die die Magnetwickelung gefährdende EMK der Selbstinduktion.

24. Die Motoren als Generatoren.

Wir hatten früher für die Klemmenspannung eines Motors z/ die Formel aufgestellt:

z/ = E 4- Jra.

Darin war JE = v .1. B die gegenelektromotorische Kraft des Ankers.

Unterstützen wir nun den Motor, indem wir z. B. mit einem zweiten schneller laufenden Motor kuppeln, so wird der Strom des ersten Motors kleiner werden. Das ist eine ganz natürliche Folge davon, daß die gegenelektromotorische Kraft durch die schnellere Bewegung größer wird.

Fig. 543.

Fig. 542.

Betrachten wir nun zunächst einen Nebenschlußmotor, dessen Feld durch den vom Belastungsstrom unabhängigen Magnetisierungsstrom erregt wird. Es erhellt da leicht, daß die Tourenzahl von außen gar nicht bedeutend erhöht zu werden braucht, um JE so groß wie z/ zu machen, da der Spannungsabfall J. ra ja nur wenige Prozente von z/ ausmacht. Jetzt wird der Motor also vollkommen entlastet sein, da seine gegenelektromotoriscke Kraft genau so groß wie die ihm entgegenwirkende Klemmenspannung ist, ihm also von der letzteren kein Strom mehr aufgedrückt werden kann. Ohne weiteres ist nun klar, daß, wenn wir jetzt den Motor noch schneller an treiben, die gegenelektromotorische Kraft des Motors zur EMK eines Generators wird. Der Motor ist also Generator geworden und liefert Strom ins Netz zurück.

|\

Aus dem Gesagten geht zweierlei hervor:

/(Eh

mw-

1.    Eine Nebenschlußmaschine läuft ohne Umschaltung in derselben Drehrichtung als Motor wie als Generator.

2.    Wird ein Nebenschlußmotor als Generator benutzt, so muß er schneller angetrieben werden, als er vorher als Motor lief, vorausgesetzt, daß die Netzspannung beim Motor dieselbe ist wie beim Generator.

Der Satz 1 läßt sich bequem noch an Hand der Fig. 542 und 543 beweisen. Der in Fig. 542 dargestellte Generator soll oben einen Nord-

uud unten einen Südpol besitzen. Bei mechanischer Rechtsdrehung des Ankers ergibt sich der eingezeichnete Ankerstromverlauf. Im Schaltungsschema ist der Stromverlauf entsprechend eingezeichnet. Lassen wir die Maschine vom Netz Strom empfangen, so kehrt sich nur der Ankerstrom um (vgl. Fig. 543). Eine Betrachtung der Fig. 543

zeigt die sich aus der Addition und Subtraktion der Feld- und Stromkraftlinien ergebende Drehrichtung.

Für den Verbundmotor liegen die Verhältnisse klar, wenn man die Regeln für Haupt- und Nebenschlußmotor zusammen anwendet.

Der Verbundmotor wird im allgemeinen als Generator im selben Sinne bei ungeänderter Schaltung wie als Motor laufen. Dabei wird aber das Feld bei wachsender Belastung mehr und _ mehr geschwächt, da die Hauptstromwickelung beim normalen Motor die Haupstrommotoreigen-schaften besitzt, jetzt in entgegengesetzter Richtung vom Strom durchflossen wird. Es macht sich deshalb eine Umschaltung der Hauptstrommagnetwickelung notwendig.

Die Fig. 544 und 545 erklären die Verhältnisse ohne weitere Worte.

Fig. 544.

Fig.545.

rt©n

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tfi&ÖL

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Die Wechselstrommaschinen.

25. Aufbau der Wechselstrommaschinen.

Der Aufbau der Wechselstrommaschinen unterscheidet sich von dem der Gleichstrommaschinen insofern, als bei ihnen das Magnetsystem gewöhnlich rotiert, während der Anker feststeht. Es hat sich deshalb für den Anker der Ausdruck Stator oder Ständer, für das Magnetsystem die Bezeichnungen Polrad, Rotor, Läufer oder auch Induktor eingebürgert. Bei den Motoren finden wir nicht immer ein Polrad mit ausgeprägten Polen; bei den am häufigsten vorkommenden Asynchronmotoren fehlen dieselben.

Die feste Anordnung des Ankers bei Wechselstrommaschinen ergibt sich daraus, daß der erzeugte bzw. zugeführte Strom meistens von

höherer Spannung ist als bei den Gleichstrommaschinen. Der Gleichstromspannung ist durch die schwierige Kommutierung eine relativ niedrige Grenze gesetzt (normal 550 bis 600 Volt). Bei den Wechselstrommaschinen kann bei der üblichen Anordnung des Läufers und Ständers der hochgespannte Strom von festliegenden Stellen der Ständerwickelung bequem abgenommen bzw. dahin zugeführt werden.

Fig. 547.

Die auf der Läuferwelle befindlichen Schleifringe haben bei Generatoren und Sychronmotoren den Polen den zur Erregung nötigen Fig. 546.

v_

es

ei

Zweipoliger Generator mit Erregung.

0^2

Gleichstrom zuzuführen, bei den Asynchronmotoren bilden sie die Verbindung zum Anlassen. Asynchronmotoren mit Kurzschlußläufer haben überhaupt keine Schleifringe.

In Fig. 546 ist die prinzipielle Skizze eines zweipoligen Generators mit Erregung dargestellt. Fig. 547 zeigt eine vierpolige Maschine, an deren Stator die Wickelung eingezeichnet ist. Die Stromabnahme erfolgt an den Stellen e₁, e₂ und e₃.

26. Die Erzeugung des Wechselstromes und die verschiedenen Wechselstromgrößen.

Um die Erzeugung des Wechselstromes darzustellen, ist des leichteren Verständnisses wegen, und um den Vorgang durch neue Figuren nicht fremd oder neu erscheinen zu lassen, dieselbe Figur benutzt, wie bei dem Kapitel über die Erzeugung des Gleichstromes. Die Armatur soll also der rotierende Teil sein. Wir hatten schon früher gesehen, daß innerhalb des Gleichstromankers Wechselstrom fließt, daß es lediglich die Aufgabe des Kommutators ist, diesen Wechselstrom in Gleichstrom zu verwandeln.

Bei der Wechselstrommaschine (Fig. 548) sind die Enden der Drahtwickelung fest mit zwei voneinander isolierten Schleifringen verbunden, von denen der Strom durch Schleifbürsten abgenommen wird.

Ändert sich nun innerhalb des Ankers infolge des Polwechsels die Stromrichtung, so muß auch Wechselstrom in die äußere Leitung

Fig. 548.

Fig. 549.

(5) 1

fließen, da die Bürsten stets mit ein und demselben Wickelungsende durch die Schleifringe verbunden sind.

Es soll nun an Hand der Fig. 549 der Verlauf der induzierten EMK während einer Umdrehung des Ankers untersucht werden. Dabei wollen wir folgende Voraussetzungen machen:

1.    Es soll nur einziger Draht vorhanden sein.

2.    Das Magnetfeld soll vollständig homogen sein.

3.    Die Drehrichtung soll dem Uhrzeigersinne entsprechen.

In Fig. 550 denke man sich den Umfang 2 % der Armatur abgerollt und die der jeweiligen Lage des Drahtes entsprechende EMK in der Ordinatenrichtung aufgetragen.

Wir beginnen bei Stellung (5) 1 des Drahtes. Hier befindet sich der Draht in der neutralen Zone, und in diesem Augenblick erfolgt seine Bewegung parallel zur Kraftlinienrichtung des Feldes. Es können also keine Kraftlinien geschnitten und damit keine EMK erzeugt werden

weiter, ist die

(E — 0). In Stellung 2, also um einen Winkel von

Bewegungsrichtung senkrecht zur Kraftlinienrichtung. Der maximalen Schnittgeschwindigkeit an dieser Stelle entspricht auch eine maximale EMK (E = Emax). Bei einer weiteren Drehung bis 180° können wiederum Kraftlinien nicht geschnitten werden (E = 0). Bei der Stellung 270° ist die Bewegungsrichtung derjenigen bei 90° entgegengesetzt. Daraus

ergibt sich für 270°: (E = -Emin — —Emax). Bei einer Drehung um 2 % wird die Stellung 5(1) wieder erreicht und damit der ursprüngliche Zustand der EMK E = 0. Von nun an wiederholt sich der Vorgang bei jeder weiteren Umdrehung, oder, wenn wir es mit mehrpoligen Maschinen zu tun haben, bei jedem Vorübergang an zwei aufeinanderfolgenden Polen entgegengesetzter Polarität. Den in Fig. 550 gezeichneten Verlauf der EMK bei einem solchen Vorbeigang bezeichnet man Periode. Da die EMK in einer Periode einmal ihre Richtung wechselt, ergeben sich für eine Periode zwei Wechsel.

Um nun das Gesetz aufzustellen, nach welchem die EMK verläuft, müssen wir die Größe derselben an einer beliebigen Stelle bestimmen, z. B. an der Stelle a (Fig. 549). In dem bekannten Gesetz

E = v.l.B

ist v die senkrechte Schnittgeschwindigkeit; dieselbe ist aber an der Stelle « nicht gleich der Armaturumfangsgeschwindigkeit v₀. Ihre Größe bestimmt sich vielmehr zu:

Emax.

Fig.550.

mom

71

ln

2 7t

Emin. =-E

max.

v = v₀ sin u,

d. h. wir bekommen den Momentanwert der induzierten EMK an der Stelle a\

Emom

= v₀.l.B sin a.

Die EMK des Wechselstromes ändert sich also nach dem Sinusgesetz. Für die Stellungen 0°, 90°, 180°, 270° und 360° ergibt sich die momentane EMK (abgekürzt Emom) in einfacher Weise:

für

= v₀ sin u l B

0° wird Ef

= v₀lBsin 0° = v₀lB . 0 = 0, da sin 0° = 0,

= v₀ sin alB

= v₀l B sin 90° = v₀l. B . 1 . — E = v₀ sin alB

= v₀lBsin 180° = v₀lB . 0 = 0, da sin 180° = 0, = V₍₎ sin alB

= v₀lB sin 270° = v₀lB (— 1) = — E = v₀ sin cclB .

— v₀lB sin 360° = v₀lB . 0 = 0, da sin 360° = 0.

für 90° wird E

für 180° wird E

für 270° wird E

für 360° wird E

max >

da sin 90° = 1,

maxi

da sin 270° = — 1,

Setzen wir in diesen Gleichungen überall v₀l. B = E gibt sich ganz allgemein

maxi

so er-

E — E

mom - -LJ'

sin a.

Dieses Gesetz gilt auch für den praktisch ausgeführten Generator mit vielen Drähten und vielen Polen.

sin a.

Jmom J*

Das Ohmsche Gesetz besagt, daß bei gleichbleibendem Widerstand R im Stromkreise der Strom der EMK proportional ist. Folglich ergibt sich auch

Der Strom ändert sich also ebenfalls nach dem Sinusgesetz.

Wie schon bemerkt, war die Dauer einer Periode gleich der Zeit des Vorüberganges eines Statorpunktes an einem Polpaare. Setzen wir nun den praktischen Fall einer 64poligen Maschine mit n = 94 Umdrehungen pro Minute, so ergibt sich 32.94 _

pn

C — 60 60

50 Perioden pro Sekunde,

wenn p die Zahl der Polpaare bedeutet.

Daraus ergibt sich, daß Instrumente, die die Momentanwerte von Strom oder Spannung anzeigen, für die Bestimmung der Leistungsabgabe des Generators bzw. der Energieaufnahme des Motors nur äußerst umständlich zu gebrauchen wären. Glücklicherweise stellen sich aber die gebräuchlichen Wechselstrommeßinstrumente infolge der Trägheit ihres Zeigerapparates auf einen Mittelwert ein, und zwar auf den effektiven Mittelwert. Dieser Effektivwert des Stromes bzw. der Spannung ist die Quadratwurzel aus dem Mittelwerte der quadratischen Momentanwerte. Daß diese Werte zur Bestimmung der Leistung notwendig sind, erhellt aus der Tatsache, daß sich die elektrische Leistung einmal ausdrücken läßt durch

EJ = </²jR, denn E = JR, also EJ = JJR, das andere Mal durch

E*

EJ =

Das Produkt der Effektivwerte von Strom und Spannung ergibt die scheinbare Leistung des Wechselstromes und wird in Voltampere gemessen (Voltampere dividiert durch 1000 ergibt Kilovoltampere). Die Berechtigung der Bezeichnung „scheinbare“ Leistung ergibt sich aus den folgenden Kapiteln.

27. Die Selbstinduktion und ihr Einfluß auf die Leistung der Maschine. Phasenwinkel und Leistungsfaktor.

In Fig. 551 ist ein Wechselstromgenerator D dargestellt, dessen Stromkreis durch eine Spule geschlossen ist. In der Spule wird durch den Wechselstrom ein Feld erzeugt, das seine Richtung und Größe

mit der Stromriclitung wechselt. Beim Entstehen und Verschwinden des Feldes werden die Windungen der Spule geschnitten. Die dadurch entstehende EMK der Selbstinduktion sucht aus Naturnotwendigkeitsgründen¹) die Stromänderung zu verhindern. Mit Hilfe des Kurvenbildes Fig. 552 werden die Verhältnisse durchaus klar: Mit dem Strome

Fig. 551.

Fig. 552.

Es

»fiSfe

TÎ77w/-.- C V

itigp

na

Wmm-

(Kurve J) wächst und fällt das Feld (Kurve i?, ebenfalls eine Sinuskurve). Feld und Strom sind in Phase. Die von dem Feld erzeugte EMK (Kurve Es) ist am größten, wenn die Kraftlinienänderung im Zeitelement am größten ist; das ist aber entsprechend der Steilheit der B-Kurve beim Durchgang derselben durch den Nullwert der Fall. Umgekehrt wird die EMK ihren Nullwert erreichen, wenn die Kraftlinienänderung gleich 0 ist. Dieser Fall tritt aber ein, wenn J bzw. B den Maximal- bzw. Minimalwert erreicht haben.

Ist also der Strom gleich 0, so ist die EMK der Selbstinduktion ein Maximum, hat J den Maximalwert erreicht, ist die EMKS gleich 0.

Fig. 553.

Man sagt: Die EMK der Selbstinduktion ist gegenüber dem Strom um 90° in der Phase im Sinne einer Nacheilung²) verschoben. Entsprechend dieser Betrachtung ist die Kurve der EMKS in der Fig. 552 ein- p gezeichnet.

In Fig. 553 ist wieder ein Wechselstromkreis gezeichnet, der aber außer dem induktiven Widerstand S (Spule) auch einen Ohmschen Widerstand R besitzt. Der in R erzeugte

von

D Im entgegengesetzten Falle würde ja durch die Unterstützung des Generators seiten der Spule der Strom bis zur Vernichtung von Maschine oder Spule gesteigert werden, ganz abgesehen davon, daß das Gesetz von der Erhaltung der Energie über den Haufen geworfen würde.

²) Nacheilung bzw. Voreilung sind konventionelle Festsetzungen.

Spannungsabfall JE ist bei konstantem E dem Strom J proportional, er muß also mit J in Phase sein.

Soll nun der Generator durch beide Widerstände Strom schicken, so muß seine Spannung in jedem Augenblick für beide Spannungsabfälle EMKg und JE aufkommen. Die Addition der Momentanwerte

von JE und der EMKS müssen also die Momentanwerte der Klemmenspannung der Maschine geben. Die Addition ist in Fig. 554 ausgeführt; dabei ist beachtet, daß die EMKS der Klemmenspannung entgegengesetzt gerichtet ist und negativ zu JE addiert. So ergibt sich das Kurvenbild Fig. 554, woraus hervorgeht, daß der Strom J gegenüber der Spannung der stromliefernden Maschine um einen gewissen Betrag im Sinne einer Nacheilung¹) verschoben ist. Da die Abszissenachse als Abwickelung des Kreises vom Umfang 2 n auf getragen, ist die Bezeichnung Phasenwinkel (qp) genommen.

Diese Bezeichnung wird noch klarer, wenn wir die effektiven Werte von JE und EMKs entsprechend ihrer gegenseitigen Verschiebung im rechten Winkel zueinander auftragen (Fig. 555) und sinngemäß die geometrische Addition von JE und der negativen EMKS vornehmen. Diese Darstellung im Vektorendiagramm hat den Vorzug, daß neben dem wirklichen Winkel <p auch gleich der Effektiv wert der Spannung auftritt. Um

den Einfluß der Phasenverschiebung auf die Leistung der Maschine zu zeigen, sind in Fig. 556 die Momentanwerte der Spannungskurve E mit den zugehörigen Werten der Stromkurve J multipliziert; dadurch ergibt sich die Leistungskurve L. Die Leistungswerte werden innerhalb des Phasenwinkels negativ, da hier negative und positive Größen miteinander zu multiplizieren sind. Der Generator verbraucht also innerhalb

Fig. 554.

E AJ

Fig. 555.

JR

ES I

i.

b~V-

-®s

<P

Ut-Cp>-

Fig. 556.

li

'•(-Cp

D Nacheilung bzw. Voreilung sind konventionelle Festsetzungen.

des Phasenwinkels Arbeit. Dieser Verlust wird um so größer, je größer cp wird. Ist cp = 90°, so würde von der Arbeitskurye ebensoviel auf der positiven Seite wie auf der negativen Seite der Abszissenacbse liegen, die abgegebene Arbeit würde gleich 0 werden. Würde dagegen die Phasenverschiebung verschwinden (cp = 0), so würde die Leistungskurve nur im Positiven verlaufen. In diesem Falle gibt die Maschine die maximale Leistung. Die Funktion, welche den Winkel cp mit ' dem Produkt Ampere x Volt verknüpft, ist die Kosinusfunktion und JE .J, cos cp ergibt die wirkliche Leistung in Watt.

cos cp(,p _ go) = 0, Leistung = JEJ.O = 0,

cos cp(rp = o) = 1, Leistung = EJ 1 = Maximum.

cos cp in der Verbindung mit der scheinbaren Leistung EJ wird Leistungsfaktor genannt. Die wirkliche Leistung, (in Kilowatt gemessen) ist also kleiner als die scheinbare (in Kilowattampere gemessen), da cos cp 1. Die Bestimmung der Größe von cos cp wird durch Messung mit Amperemeter, Voltmeter und Wattmeter festgestellt. Das Wattmeter zeigt die wirkliche Leistung EJ cos cp an. Dividieren wir also die Wattmeterangabe durch das Produkt aus Amperemeter- und Voltmeter-

,    ,    . , EJ cos cp

angabe, so ergibt sich: —= C0S(P-

28. Der Dreiphasenstrom.

Fig. 557.

,III>

Auf dem Stator des in Fig. 557 prinzipiell dargestellten Generators sind drei um 120° gegeneinander verschobene Wickelungen vollständig voneinander getrennt angebracht. Die Drehrichtung des Polrades ist rechts herum angenommen. Im dargestellten Moment findet sich der Nordpol gerade vor Mitte der Phase I. In diesem Augenblick wird in dieser Phase auch der größte Wert der EMK erreicht werden. Bei einer Drehung des Rotors um 90° ist Nord- und Südpol gleich weit von Phase I entfernt, Kraftlinienschnitte treten nicht auf und die induzierte EMK ist 0. Bei weiterer Drehung um 90°, also bei 180°, wird Phase I vom Südpol induziert. Die EMK hat ihr negatives Maximum. Bei 270° tritt wieder ein Nullwert auf und bei 360° das Maximum. Wir haben also in Phase I wie beim Einphasengenerator einen periodischen Verlauf des Wechselstromes, der bei geeigneter Konstruktion der Pole sinusförmig ist.

Genau wie Phase I werden auch die Wickelungen von Phase II und III induziert, nur sind die Sinuslinien dieser Phasen entsprechend der räumlichen Verschiebung auch zeitlich um 120 bzw. 240° ebenfalls um dasselbe Maß gegen die Kurve von Phase I verschoben. Infolgedessen ergibt sich das in Fig. 558 dargestellte Bild des Dreiphasenstromes bzw. der Dreiphasenspannung.

Fig. 558.

ÎL ł JS

'MM

_i

ln

Drei um 120° gegeneinander verschobene Sinuskurven haben nun die Eigenschaft, daß die Addition der Ordinatenwerte an jeder Stelle die Summe Null ergibt. Dabei ist zu beachten, daß die Ordinaten oberhalb der Abszissenachse positiv und unterhalb derselben negativ zu nehmen sind. Die Addition ist an verschiedenen Stellen des Kurvenbildes (Fig. 558) angedeutet. Die besonders bezeichneten Punkte a sind als Doppelpunkte zu betrachten, da sie zwei verschiedenen Kurven angehören.

Aus dieser Eigenschaft der Sinuskurven ergibt sich dann mit Notwendigkeit die Tatsache, daß die Summe der drei Phasenströme bzw. der drei Phasenspannungen in jedem Augenblick ebenfalls Null ist.

Hieraus resultiert eine Ersparnis, die dem Dreiphasenstrom die ungeheure Verbreitung geschaffen hat. Es brauchen nämlich statt der den sechs Enden der drei Phasenwickelungen entsprechenden sechs Netzleitungen nur drei ausgeführt zu werden, da infolge der vorher beschriebenen Eigenschaft des Dreiphasenstromes ohne Gefahr eine Verbindung der drei Phasen innerhalb der Maschine vorgenommen werden kann.

29. Stern- und Dreieckschaltung.

Das statthafte Verbinden der drei Phasenwickelungen kann in zweierlei Weise geschehen. In Fig. 559 ist es so gemacht, daß die Anfänge der drei Phasen zu

Fig. 559.

Fig. 560.

,Vr JP

-"'En

einem gemeinschaftlichen Punkt, dem Sternpunkt geführt sind, während die En Efj drei Enden mit den drei Netzleitungen in Verbindung stehen. Die prinzipielle Schaltung ist in Fig. 560 wiedergegeben (Sternschaltung). Aus ihm ergibt sich, daß der Netzstrom gleich dem Phasenstrom ist, denn Netzleitung und Phasenwickelung bilden eine Serienleitung; und da in einer Leitung nur ein Strom fließen kann, so ist auch Netzstrom gleich Phasenstrom oder JN = Jp.

Die Netzspannung wird zwischen zwei Netzleitungen gemessen. Dieselbe setzt sich zusammen aus zwei um 120° gegeneinander verschobenen Phasenspannungen. Infolgedessen ergibt sich die resultierende (verkettete) Netzspannung zu

en =

Die verkettete Netzspannung ist also gleich dem V3-fachen der Phasenspannung.

Die zweite mögliche Schaltung ist die Dreiecksschaltung. Hier bilden sämtliche Phasen eine in sich geschlossene Wickelung, so daß jedesmal das Ende einer Phasenwickelung mit dem Anfang der nächsten verbunden ist (Fig. 561 und 562). Bei dieser Schaltung muß die Netzspannung gleich der Phasenspannung sein,

Fig. 561.

Fig.562.

h = JpvÇ

en

denn zwei Netzleitungen sind von den Enden einer Phasen Wickelung abgezweigt, und zwischen zwei Punkten kann nur eine Spannung herrschen. Der Netzstrom dagegen ist da sich die Phasenströme geometrisch unter 120° addieren. Bei der Dreiecksschaltung ist also der Netzstrom verkettet und gleich dem ITT- fachen des Phasenstromes.

Die Leistung des Generators ist bei Sternschaltung dieselbe wie bei Dreiecksschaltung, wie aus folgender Zusammenstellung hervorgeht (vgl. Fig. 560 und 562).

Sternschaltung

Dreiecksschaltung

Leistung einer Phase . . . „ dreier Phasen . . .

*pEp

*JpEp

JN = Jp, Ep = y-

3 JN-Vn

JPEP

JN

= En, Jp=^ N• J,N

1/3

L — y3 JN. En

ys jnen

Unter Berücksichtigung des Leitungsfaktors cos cp bei Phasenverschiebung zwischen Strom und Spannung ergibt sich dann die für beide Schaltungsarten gültige Leistungsgleicbung

L =. y 3 E. J. cos cp.

Die Wechselstrommotoren.

30. Das Drehfeld.

Tn Fig. 564 ist ein Eisenring dargestellt, welcher mit zwei um 90° voneinander verschoben liegenden, getrennten Phasenwickelungen versehen ist. Seine Wickelungen sollen von einem Zweiphasengenerator mit Wechselstrom gespeist werden. Dieser Wechselstrom soll den in Fig. 563 gezeichneten Verlauf haben. Jetzt werde folgende Übereinkunft getroffen: Der in den Anfang a einer Phasenwickelung eintretende Strom soll das positive Vorzeichen besitzen, während der in das Ende e einer Wickelung eintretende Strom negativ sein soll. Die Fig. 564 entspreche dem mit 1 bezeichueten II Zustand der Ströme im Kurvenbild. Dann ist offenbar der Phasenstrom I gleich Null, folglich kann in der Phasenwickelung I kein Magnetismus erzeugt werden. In demselben Augenblick hat j"° der Phasenstrom II JJ sein Minimum erreicht N) und nach Übereinkunft fließt jetzt der Strom II in das Ende der Phasenwickelung e₂ hinein. In dieser Phase wird also jetzt der maximale Magnetismus erzeugt. Die Pole der einzelnen Phasenwickelungsteile bestimmen sich nach bekannter Regel, wie in Fig. 564 eingezeichnet. Die beiden Nordpole der Spulen vereinigen sich zu einem gemeinsamen Nordpol in der Mitte einer Phasenwickelungshälfte I. Die beiden Südpole vereinigen sich in einem Südpol in der anderen Spulenhälfte I, so daß das

Fig. 564.

Fig. 563.

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Fig. 565.

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Motor

Fig. 566.

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Fig. 567.

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Schließen der Kraftlinien von oben nach unten, quer durch den freien Raum stattfindet. Bringen wir eine Magnetnadel mitten in dieses Feld, so wird sich der mit Südmagnetismus behaftete Nordpol der Nadel so einstellen, daß die Nadel die in Fig. 564 dargestellte Lage einnimmt. Ändert sich der Zustand der beiden Phasenströme um eine viertel Periode, so ist Phasenwickelung II entsprechend Stellung 2 im Kurvenbilde stromlos, während Wickelung I yom Maximalstrome in positiver Richtung durchflossen wird. Die sich infolge dieses Stromdurchflusses ergebenden Pole sind in Fig. 565 eingezeichnet und die Kraftlinien schließen sich von rechts nach links. Das Feld hat also eine Vierteldrehung im Uhrzeigersinne ausgeführt. Die eingeführte Magnetnadel folgt der Drehung. Der Stellung 3 im Kurvenbilde entsprechend wird die Wickelung I wieder stromlos, während Spule II in umgekehrter Richtung wie in Fig. 564 durchflossen wird (Fig. 566). Daraus ergeben

Fig. 568.

Fig.569.

a₂,

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ii

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e2

Motor

sich auch die entgegengesetzten Lagen von Nord- und Südpol. Das Feld hat sich nun abermals 90° rechts herum gedreht, und die Magnetnadel folgt der Drehung. Bei dem Zustand 4 (Fig. 567) der Phasenströme liegen die Verhältnisse gerade umgekehrt, wie im Fall 2. Wickelung II ist stromlos und Wickelung I wird vom Maximalstrom in negativer Richtung durchflossen. Es ergibt sich rechts ein Nordpol und links ein Südpol. Der Zustand 5 entspricht dem Zustand 1 der Kurven; also wird das Magnetfeld am Ende einer Periode auch wieder denselben Verlauf haben wie am Anfang, also wie in Fig. 564. Das Magnetfeld hat demnach innerhalb einer Periode eine Umdrehung vollführt. Mit ihm hat sich die Magnetnadel einmal im Sinne des Uhrzeigers herumgedreht.

Es mag hier gleich gezeigt werden, wie die Drehrichtung in eine solche entgegengesetzter Richtung verwandelt wird. Vertauschen wir die Klemmen von Phase I, so behält Fig. 564 ihre Richtigkeit, da ja in Phase I in dem Augenblick, der durch die Fig. 568 bzw. 564 dargestellt

ist, der Strom Null ist. Im Zustand der Fig. 565 vertauschen dagegen Nord- und Südpol ihre Lage, da die Spule I jetzt im umgekehrten Sinne vom Strom durchflossen würde. Entsprechend erfolgt die Drehung rechts herum (Fig. 569).

Um also die Drehrichtung eines Wechselstrommotors umzukehren, ist es nur notwendig, die zu einer Phase gehörigen Zuleitungen zu vertauschen.

In ganz entsprechender Weise wie beim Zweiphasenstrom läßt sich auch für den Dreiphasenstrom die Entstehung des Drehfeldes zeigen. Fig. 570.

Fig.571.

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v\\s

Bei den Fig. 570 bis 573 sind dieselbenVor-aussetzungen gemacht wie beim Zweiphasendrehfeld. Die drei

Phasenwickelungen des Eisenringes werden von den in dem Kurvenbild (Fig 574) dargestellten drei Sinusströmen durchflossen. In Fig. 574 ist entsprechend Stellung 1 der Kurven der Phasen-ström III ein Maximum, während die beiden Phasenströme II und I den negativen halben Wert des Phasenstromes III besitzen. Daraus ergeben sich die in Fig. 570 eingezeichneten Spulenpole, die zusammen ein resultierendes Feld in der Richtung N—S diametral durch die Kingfläche senden. Die diametrale Lage des Feldes erklärt sich aus dem Übergewicht, den die Pole der Spule III infolge des größeren Stromes gegenüber den Polen von II und I haben. In Stellung 2 ist der Phasenstrom III gleich Null, während die beiden anderen Phasenströme gleich groß sind, aber entgegengesetzte Richtung haben. Es ergeben sich die in Fig. 571 eingezeichneten Pole; dadurch wandert Nord- und Südpol

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Motor

Fig. 572.

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Fig. 574.

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Fig. 573.

Um

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um 90° nach rechts, entsprechend der Änderung um 90° im Kurvenbild.

Ein weiterer Schritt um 90° im Kurvenbild zeigt an der Stelle 3 die umgekehrten Stromverhältnisse wie an Stelle 1. Infolgedessen hat auch das Feld die umgekehrte Lage, wie die der Stellung 1 entsprechende.

Es ist also eine Drehung des Feldes um 180° gegen die Anfangslage zu verzeichnen. Fig. 572 zeigt wieder mit Rücksicht auf Stellung 4 im Kurvenbild umgekehrte Stromrichtungen und Magnetpole wie Fig. 573. Entsprechend hat sich das Feld um 270° gegen die Anfangslage verschoben. Eine viertel Periode später ist der Anfangszustand wieder erreicht. Das Drehfeld des Dreiphasenmotors macht also genau wie , das des Zweiphasenstromes eine Umdrehung während einer Periode. Dabei ist ein Polpaar vorausgesetzt.

Für Vertauschung der Drehrichtung genügt es ebenfalls, zwei Zuleitungen zu vertauschen.

Entsprechend der Periodenzahl 50 pro Sekunde würde das Drehfeld und damit der rotierende, mechanische Arbeit abgebende Teil eines Wechselstrommotors mit zweipoligem Drehfeld 3000 Umdrehungen pro Minute machen, eine Tourenzahl, die für die weitaus meisten Fälle viel zu hoch liegt. Um die Tourenzahl zu beschränken, bildet man durch zweckmäßige Unterteilung der Einphasenwickelungen und dadurch, daß man die Einzelteile der verschiedenen Phasen aufeinander folgen läßt, ein mehrpoliges Drehfeld, das sich während einer Periode immer nur um eine doppelte Polteilung bewegt. Immerhin aber erhalten wir nur Tourenzahlen, die an die Polzahlen gebunden sind, also:

n = 3000 Touren bei 2 p — 2 Polen, n = 1500 n = 1000 n = 750

usw.

In dieser beschränkten Mannigfaltigkeit der Tourenzahlen des Drehstrommotors liegt gegenüber dem Gleichstrommotor, der für jede beliebige Tourenzahl gebaut werden kann, ein großer Nachteil.

31. Synchronmotor und Asynchronmotor.

Die sich mit dem Magnetfeld des Eisenringes drehende Magnetnadel stellt das Prinzip des Synchron motors dar. Statt des permanenten Magneten wird in praxi ein Magnetrad mit von Gleichstrom erregten Elektromagnetpolen gewählt. Die Polzahl desselben entspricht der des Drehfeldes. Die Magnetpole sind gezwungen, den Feldpolen zu folgen, d. h. einem Drehfeld-Nordpol steht ein Polrad-Südpol gegenüber und

umgekehrt. Werden infolge Überlastung gleichnamige Pole gegenübergestellt, so tritt zunächst eine Abstoßung in radialer Richtung und damit kein Drehmoment mehr auf; die Folge davon ist, daß im nächsten Augenblick das rotierende Polrad zurückbleibt. Dann tritt Abstoßung in einer dem ursprünglichen Drehsinn entgegengesetzten Richtung auf, und der Motor bleibt plötzlich stehen; er fällt aus dem Tritt. Diese unangenehme Eigenschaft erklärt eine zweite, nämlich die, daß ein Synchronmotor nicht von selbst anläuft. Er muß erst mechanisch auf eine der Drehfeldtourenzahl entsprechende Umlaufszahl gebracht werden, , ehe er ans Netz geschlossen und belastet werden kann. Für Hebezeuge ist deshalb der Synchronmotor nicht brauchbar, und auf eine eingehende Besprechung desselben soll verzichtet werden.

Der für uns wichtigste Drehfeldmotor ist der Asynchronmotor, dessen Prinzip an Fig. 575 erläutert werden soll: In einem Eisenring,

Fig. 575.

it

iii

in welchem ein Drehfeld rechts herum rotieren soll, befindet sich ein um seine Achse frei beweglicher Eisenkern. Durch die Kraftlinien des Drehfeldes wird der Eisenkern magnetisiert, f|\ so, daß er dem Nordpol des Ringes gegenüber I ] ) einen Südpol und dem Südpol des Ringes gegen-j über einen Nordpol erhält. Denken wir uns w nun den Eisenkern feststehend, während das Feld rotiert, so wird das Material desselben bei jedem Drehfeldumlauf vollständig ummagnetisiert. Durch dieses Ummagnetisieren wird eine ganz bedeutende Wärmearbeit geleistet. Freiwillig übernimmt das Eisen die Arbeit nicht. Es entzieht sich derselben dadurch, daß es an der Rotation des Drehfeldes teilnimmt. Würde man den rotierenden

Eisenkern belasten, so würde sich zeigen, daß derselbe mit wachsender Belastung sehr rasch in den Touren abfällt. Das ließ sich im voraus denken. Der Eisenkern hat ja keine festen Pole. Sie können durch Ummagnetisieren um den ganzen Umfang wandern; und, wird einem solchen Motor eine größere Arbeit zugemutet, als zu seiner Ummagnetisierung notwendig ist, so wird er sich eben auf diese Ummagnetisierungsarbeit beschränken und im übrigen nicht mehr mitmachen; er bleibt also stehen. Da die Ummagnetisierungsarbeit aber relativ klein ist, würden für geringe Leistungen sich schon gewaltige Motoren ergeben.

Um nun das Drehmoment des Motors zu erhöhen, wird der Eisenkern mit einer Wickelung versehen. Von dieser Wickelung sind in

Fig. 575 zwei Drähte gezeichnet. Einer befindet sich gerade vor dem Nordpol, der andere gerade vor dem Südpol des Drehfeldes. Das Drehfeld soll nun mit einer der Periodenzahl entsprechenden Geschwindigkeit im äußeren Teil, dem Stator, rotieren, und zwar rechts herum. Denken wir uns nun den Rotor feststehend, so schneiden offenbar die Drähte von rechts nach links im Sinne des Doppelpfeiles durch die Kraftlinien. Die Faraday sehe Regel ergibt dann die eingezeichneten Richtungen der induzierten Ströme. Diese Ströme umgeben sich dann wieder mit Kraftlinien, die sich oben links und unten rechts mit den Feldkraftlinien addieren, während sie an den anderen Seiten die Kraftlinien des Drehfeldes zum Teil auf heben. Dadurch erhält der Rotor einen Antrieb im Sinne des dreifachen Pfeiles, also in der Rotationsrichtung des Drehfeldes. Die in der Wickelung des Rotors induzierten Ströme unterstützen das Drelifeld. Wir erkennen aber jetzt auch, daß ein Schneiden von Kraftlinien und damit ein Stromfluß im Rotor nur stattfinden kann, wenn sich der Rotor langsamer als das Drehfeld bewegt, d. h. wenn der Motor schlüpft. Je größer dieser Schlupf wird, desto größer wird die sekundliche Kraftlinien schnittzahl, desto größer wird der dadurch induzierte Strom und damit die Zugkraft des Motors. Der asynchrone Drehstrommotor gleicht in seiner Arbeitsweise stark dem Gleichstrom-Nebenschlußmotor. Nur kann er in der Anlaufperiode größere Zugkräfte entwickeln, und kommt hierin dem Gleichstrom-Serienmotor gleich. Selbstverständlich kann auch die Belastung des Asynchronmotors nicht bis zum Stillstand des Motors getrieben werden, da die in diesem Falle entstehenden Ströme den Motor zerstören würden. Bei Vollbelastung wird vielmehr der Motor nur eine geringe Anzahl Prozente, welche von der liefernden Firma mit Toleranz garantiert wird, schlüpfen. Die Schlüpfung s gibt an, wieviel Touren der Rotor weniger macht als das Statorfeld. Bezeichnet n die Drehfeldtourenzahl und nx die Rotortourenzahl, so ist die Schlüpfung

_(w — n,) 100 Proz.

Die Wickelung des Asynchronmotors kann nun in zweierlei Weise ausgeführt werden : Erstens als sogenannte Kurzschluß Wickelung (Motoren mit Kurzschlußanker), zweitens als eine mit der Wickelung des Stators übereinstimmende Phasenwickelung (Motoren mit Phasenanker).

In umstehender Fig. 576 ist eine unter dem Namen Käfigwickelung bekannte Kurzschlußwickelung gezeichnet. Die auf dem Rotor liegenden Drähte sind vorn und hinten am Rotor durch einen Ring sämtlich kurzgeschlossen. Solche Kurzschlußwickelungen besitzen einen sehr geringen Widerstand; sie werden also in der Einschaltperiode einen großen Strom durchlassen, der um so größer ist, je stärker die Leistung des Motors normal ist. Lurch die große Einschaltstromstärke sind der Ausführung ziemlich enge Grenzen gesetzt. Kurzschlußmotoren von 50 PS können im allgemeinen nur an sehr elastische Netze (Leitungen mit großen Querschnitten, von großen Maschinen gespeist) angeschlossen werden, da sich sonst der Spannungsabfall beim Einschalten solcher Motoren in der Nachbarschaft unliebsam bemerkbar macht.

Die Kurzschlußmotoren übertreffen in bezug auf Einfachheit der Bauart und der Handhabung jeden anderen Motor. Ein einfacher Schalter genügt, um sie in und außer Betrieb zu setzen.

Fig. 576.

Fig. 577.

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Anlasser

Motoren mit Schleifringanker (Phasenanker) werden für die kleinsten und größten Leistungen hergestellt. Das ganze Wickelungsprinzip ist in Fig. 577 zu erkennen: Der äußere Teil, der Stator, hat hier eine dreieckgeschaltete Phasenwickelung, während die Wickelung des Rotors im Stern geschaltet ist. Die drei Anfänge der Rotorphasen sind zu einem gemeinschaftlichen Ring (Sternpunkt) geführt, die drei Enden sind mit drei voneinander und von der Welle isolierten Schleifringen verbunden. Auf den letzteren schleifen feststehende Bürsten, die mit einem ebenfalls in drei Phasenwiderstände geteilten Anlasser in Verbindung stehen. Die Anlaßkurbel besteht aus drei Kontaktstücken, welche den Abstand eines geschlossenen Ringkontaktes zu den einzelnen Widerstandskontakten überbrücken.

Bei der eingezeichneten Stellung steht die Kurbel auf „Unendlich“ („Aus!“). Ist der Stator eingeschaltet, so werden zwar in den Rotordrähten EMKe erzeugt, aber nicht Ströme, da alle Phasenstromkreise offen sind. Wird die Kurbel nach rechts gedreht, so werden die drei Stromkreise geschlossen, und mit dem Entstehen des Stromes zieht der

Elektrischer Antrieb.

Motor an. Da aber bei Stellung der Kurbel auf den Kontakten A der gesamte Widerstand des Anlassers noch in Serie mit den Phasen-wickelungen des Rotors geschaltet ist, kann der Strom eine gefährliche Größe nicht annehmen. Der Rotor beginnt zu laufen und schwächt dadurch die Rotorspannung, so daß nach und nach die Anlaß widerstände Yollständig ausgeschaltet werden können.

Es ist eben das Wort Rotorspannung gebraucht worden; damit ist angedeutet, daß wir es bei Drehstromasynchronmotoren mit zwei Spannungen zu tun haben. Die Statorspannung ist identisch mit der Netzspannung; die Rotorspannung tritt, wie gesagt, durch Schneiden der Drähte des Rotors durch das Drehfeld ein. Sie ist am größten beim Anlassen und wird mit zunehmender Geschwindigkeit des Rotorumfanges immer kleiner. Die Anlaufrotorspannung kann je nach der hintereinander geschalteten Rotordrahtlänge beliebig groß ausfallen und eine den Anlasser unvorsichtig behandelnde Person gefährden. Die Statorspannung und die maximale Rotorspannung sind deshalb auf den Phasenmotoren angegeben. Der bei Belastung fließende Rotorstrom geht bei der in Fig. 577 gezeichneten Anordnung stets über die Bürsten und die Anlaßkurbel. Das bringt die Mißhelligkeit mit sich, daß die Bürsten ständig schleifen und hierdurch eine nicht ausnutzbare Reibungsarbeit geleistet werden muß. Um diese Unannehmlichkeit zu vermeiden, versieht man, wo irgend angängig, die Phasenmotoren mit einer Bürstenabhebe- und Kurzschlußvorrichtung, welche nach Inbetriebsetzung des Motors das Abschalten des Anlassers gestattet. Für die Hebezeuge kommt diese Einrichtung nicht in Frage, da sie in kurzen Pausen ab-und eingeschaltet, bzw. reguliert und umgeschaltet werden müssen. Die Drehstrommotorenanlasser werden als Metallanlasser und als Flüssigkeitsanlasser ausgeführt, von denen wiederum nur die Metallanlasser für den Kranbetrieb in Frage kommen.

Das Prinzip der letzteren ist aus dem Schema Fig. 577 zu erkennen.

Fig. 578.

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CH

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B51

32. Kurze Erklärung des Transformators.

In Fig. 578 sind zwei sich umschließende Drahtspulen dargestellt. Eine von ihnen, die primäre, wird von dem Strom des Wechselstromgenerators Gr durchflossen. In ihr wird eine EMKg erzeugt, die gleich der Klemmenspannung des Generators ist; andererseits ist sie auch gleich dem Produkt: Kraftlinienzahl in der Spule x Windungszahl der Spule x Pęriodenzahl des Wechselstromes x Konstante; d. h. sie ist proportional

Ei

-W,

■w₂

¹

) l bedeutet in dieser Gleichung die gesamten im Bereich der Kraftlinien liegenden (induzierten) Leiter.

der sekundlichen Anzahl der Kraftlinienschnitte. Die Konstante ist abhängig von der Form der Feldkurve. Nennen wir die EMKg der primären Spule Ex, die Windungszahl wx, so gilt für die primäre Seite:

Ex = Ccwx <I>,

worin </> die beide Spulen durchsetzende Kraftlinienzahl und c die Periodenzahl bedeuten.

so gilt hier

Da die zweite Spule, die sekundäre, von demselben Feld durchsetzt wird, dividieren wir die erste durch die zweite Gleichung, so erhalten wir in

Ei iv i

E%    IV-2

das Gesetz: Die Spannungen der beiden Transformatorspulen verhalten sich wie

Fig. 579.

ihre Windungszahlen.

EXJX — E₂J₂

Unter der Voraussetzung des verlustlos arbeitenden Transformators erhellt die Gleichung

oder, wenn wir

t/₂ Jl/X

Jl _IV'2

J'2 IVl ’

d. i. das zweite Grundgesetz für den Transformator: Die Ströme der beiden Transformatorspulen verhalten sich umgekehrt wie ihre Windungszahlen.

Die Fig. 579 zeigt noch den praktischen Aufbau eines Transformators.

und

ersetzen,

-,    , Wo

durch —

Wi

33. Die Kommutatormotoren.

Die Möglichkeit, durch hochgespannten Wechselstrom gewaltige Energiemengen auf große Entfernungen ohne große Verluste zu übertragen, und die Möglichkeit, mit Gleichstrommotoren jede beliebige Tourenzahl und verlustlose Tourenregulierung in weiten Grenzen erreichen zu können, hat das Bestreben des Ingenieurs darauf gelenkt, beide Vorteile miteinander zu vereinigen, also einen Motor zu konstruieren, der mit Wechselstrom läuft und dessen Touren möglichst zu regulieren sind. Eine solche Maschine ist bereits durch den Gleichstromserienmotor gegeben. Wie wir im Kapitel über die Drehrichtung von Gleichstrommotoren gesehen haben, ändert ein solcher Motor seine Drehrichtung nicht, wenn die Motorzuleitungen ausgetauscht werden. Eine solche Austauschung geschieht aber, wenn wir den Hauptstrommotor an ein Wechselstromnetz legen, fortwährend. Infolgedessen muß ein Hauptstrommotor auch als Wechselstrommotor laufen.

Läßt man einen gewöhnlichen Gleichstrom-Serienmotor durch ein Wechselstromnetz speisen, so zeigt sich, ganz besonders in der Anlaßperiode, ein ungemein starkes Feuern an den Bürsten. Die Haupt-

».

ft

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WD

unendlich kurzen Moment auswählen, während dessen Nord- und Südpol z. B. die in Fig. 583 bis 585 gezeichneten Lagen haben. Wir betrachten zuerst den Fall, in dem die Kurzschlußbürsten die Lage in der Kraftfeldachse haben. Denken wir uns die Ankerwickelung in dieser Achsenrichtung aufgeschnitten und nach oben bzw. nach unten

23

strommotoren werden deshalb mit Kompensationswickelung und Wendepolen ausgeführt. Fig. 580 zeigt das Schema des gewöhnlichen Serien^ motors und Fig. 581 das des Motors mit Kompensationswickelung. Darin ist F die Feldspule und C die Kompensationsspule. Wie man Fig. 580.

Fig. 581.

Fig. 582.

sieht, sind sämtliche Teile der Maschine, Feld, Anker und Kompensationswickelung hintereinander geschaltet.

Eine Anordnung eigner Art sind die Repulsionsmotoren, von denen der von Thomson in Fig. 582 schematisch dargestellt ist. Hier ist der Anker wie bei den gewöhnlichen Drehstrommotoren vollständig vom Netz getrennt. Der Netzstrom wird nur dem felderregenden Stator zugeführt. Der Gleichstromanker ist mit Bürsten versehen, die in der Ruhelage in der Richtung der Feldachse bzw. in der neutralen Zone liegen und kurzgeschlossen sind. Um die Wirkungsweise dieses Repulsionsmotor zu verstehen, müssen wir uns die Kraftlinienbilder konstruieren. Das kann natürlich nur geschehen, indem wir uns einen

Fig. 585.

Fig. 583.

Fig. 584.

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Bethmann, Hebezeuge. 3. Aufl.

gestreckt, so erkennen wir sofort, daß wir den Anker als die sekundäre Spule eines Transformators auffassen können. Beim Entstehen und Verschwinden der Feldkraftlinien schneiden dieselben durch die Ankerwindungen hindurch, so daß hei kurzgeschlossenen Bürsten ein Strom entstehen kann, der seinerseits nun wieder ein Ankerfeld erzeugt, das den Feldkraftlinien entgegengesetzt gerichtet ist. Da bei der eingezeichneten Stellung der Kurzschlußbürsten die Achse des Statorfeldes genau mit der Achse des Rotorfeldes zusammenfällt, so kann überall nur eine Verminderung der Feldkraftlinien auftreten, nirgends aber eine Anhäufung. Infolgedessen wird in dieser Lage ein Drehmoment nicht ausgeübt werden können. Der Motor befindet sich also in einer Ruhestellung. Der Rotor bildet hier die kurzgeschlossene Sekundärwickelung des Transformators. In Fig. 584 ist das Ankerfeld durch Verstellung der Kurzschlußbürsten um den Winkel a verschoben; dadurch entsteht aber im doppelten Bürstenwinkel 2 a ein Querfeld, das auf der einen Seite der beiden Pole eine Kraftlinienvermehrung und auf der anderen Seite eine Kraftlinienverminderung herbeiführt, so daß jetzt ein Drehmoment vorhanden ist, und zwar im Sinne der Bürstenverstellung aus der Feldachse heraus rechts herum.

In Fig. 585 ist die Bürstenverschiebung nach der anderen Seite vorgenommen. Die Kraftlinienanhäufungen und Verminderungen finden dementsprechend auch auf entgegengesetzten Seiten wie in Fig. 584 statt, so daß die Drehrichtung ebenfalls vertauscht wird.

Es leuchtet nun aber ohne weiteres ein, daß wir den Motor auch zum Stillstand bringen können, wenn wir die kurzgeschlossenen Bürsten in die mathematisch neutrale Zone verschieben. Hier werden offenbar zwei Punkte der Ankerwickelung verbunden, die gleiches Potential besitzen, so daß kein Strom und damit kein Drehmoment erzeugt werden kann. Der Strom wächst erst allmählich bei der Verschiebung der Bürsten aus der neutralen Zone heraus und der Motor beginnt zu laufen, und zwar im entgegengesetzten Sinne der Bürstenverschiebung. Die Ruhelage der Bürsten in der neutralen Zone ist insofern unangenehm, als durch Transformatorwirkung in den durch die Bürsten kurzgeschlossenen Spulen starke Ströme induziert werden, die nicht gestatten, den Motor dauernd am Netz liegen zu lassen. Wie leicht einzusehen, findet die Bewegung der Bürstenverschiebung aus der neutralen Zone entgegen der Verschiebungsrichtung statt.

Beide Unannehmlichkeiten, sowohl die große Ankerstromstärke der Nullstellung in 90° zur neutralen Zone als auch die großen Selbstinduktionsströme unter den Bürsten bei der Nullstellung in der Stellung

der Bürsten in der neutralen Zone, vermeidet Deri durch Anwendung von zwei Bürstenpaaren in der Anordnung Fig. 586. Hier sind die Bürsten A und A' fest angeordnet. Die Bürste B fällt mit A und B' mit A' in der Nullstellung zusammen. Die zuerst erwähnte Art der Wechselstrom-Kommutatormotoren, bei denen Feld-, Kompensationsund Ankerwickelung hintereinander geschaltet sind, arbeitet mit einem Wechselfeld, während die anderen auch mit einem Drehfeld arbeiten, da das im Rotor erzeugte Feld zeitlich und räumlich gegenüber dem Statorfeld verschoben ist.

Man kann also auch bei den Einphasenmotoren von einem synchronen Lauf reden.

Der synchrone Lauf ist insofern der günstigste, als dabei die Kommutierung am einwandfreiesten geschieht, da die Transformator-EMK der kurzgeschlossenen Spule dabei gerade aufgehoben ist. Immerhin ist die Kommutierung bei 40 Proz. Über- und Untersynchronismus bei modernen Maschinen mit gutem Bürstenmaterial und Wendespulen durchaus einwandfrei..

Der Motor von M. Latour, Winter und Eichberg stellt in seiner Schaltung eine Kombination vom einfachen Serienmotor und vom Repulsionsmotor dar (Fig. 587). Die Wirkungsweise ist kurz folgende: Durch die kurzgeschlossenen Bürsten A A als sekundäre Transformatorklemmen fließt der zum Drehmoment erforderliche Ankerstrom, während

Fig. 588.

Fig. 586.

A«

B.

'A

Fig. 587.

Fig. 589.

Netz

a₄

a₃

ia2nai

fA A'

a a, Anlaßstellung a a, Laufstellung

das nötige Feld senkrecht zum Ankerfeld A A durch die Erregerbürsten EE geschaffen wird. Der Anker läuft also im selbsterzeugten Felde, während die gesamte Statorwickelung als Arbeitswickelung aufzufassen ist. Um bei diesen Motoren gute Anlauf Verhältnisse zu erzielen, wird das Erregerfeld in der Anlaßperiode durch Verwendung von Erregertransformatoren geschwächt. Fig. 588 zeigt die Anordnung.

23*

Die Charakteristik der Motoren Fig. 587 und 588 ist die des Serienmotors. Um dem Motor Nebenschlußcharakteristik zu geben, ist es nur nötig, die Erregerwickelung an eine vom Arbeitsstrom unabhängige Spannung zu legen (Fig. 589).

Bei den DreipbasenWechselstrom-Kommutatormotoren wird sowohl

dem Stator wie dem Rotor Drehstrom zugeführt. Beide Drehfelder

erzeugen durch ihre gegenseitige Lage das Drehmoment. Ständerund Läuferdrehfeld rotieren stets

Fig. 590.

Fig. 591.

Nx\

'S

synchron, ganz gleichgültig, ob I ffff J/j>^ jAVtj der Läufer steht oder rotiert. Je ' yjJj/j nac^ ^er Bürstenstellung wird aber ^as Botorfeld dem Statorfelde vor- oder nacheilen; daraus ergibt sich die in den Fig. 590 und 591 mit einem einfachen Pfeil bezeichnete Drehrichtung des Rotors gegenüber der mit einem Doppelpfeil angegebenen Drehrichtung der Felder. Der Drehstrom-Kommutatormotor kann also je nach der Bürstenstellung im oder gegen den Sinn des Drehfeldes laufen. Eine betriebsmäßige Reversierung durch Bürstenverschiebung ist jedoch deshalb nicht angängig, weil beim Lauf des Rotors gegen das Drehfeld erstens

die Rotorspannung dauernd höher ist als bei Stillstand, zweitens die Schlupfperiodenzahl und damit die Ummagnetisierungsverluste stark ins Gewicht fallen und drittens, weil beim Lauf gegen die Drehfeldrichtung die Transformatorströme in den durch die

%\\V

cs

s-

Fig.592.

Bürsten kurzgeschlossenen Spulen bald eine unzulässige Höhe erreichen. Es ist ohne weiteres einzusehen, daß auch hier wie bei den Einphasenkommutatormotoren der synchrone Lauf die günstigsten Verhältnisse ergibt.

Die Fig. 592 stellt im Prinzip einen Seriendrehstrom-Kommutatormotor dar. Die

Abhängigkeit des Rotorstromes vom Statorstrom, die die Seriencharakteristik ergibt, geht ohne weiteres aus der Schaltung hervor.

Das Aufbringen eines zweiten Bürstensatzes bei diesen Motoren (Fig. 593) hat den Hauptzweck der feinstufigen Regulierung bei sicherer Beherrschung des ganzen Regulierbereiches. Ihm liegt nicht wie beim

Derimotor der Gedanke der Unschädlichmachung der Kurzschlußströme bzw. der Transformatorströme in den Nullstellungen zugrunde. Den für den Kranbau weniger in Betracht kommenden Nebenschluß-Fig. 593.

Fig. 594.

Um/ws

L-wwvh

¹-WAAAA-¹

---»AAA/W

Jtttl

Kommutatormotor zeigt Fig. 594. Die aus dem Schaltbild erkennbare Unabhängigkeit der Statorerregung vom Rotorstrom gibt die gewünschte Charakteristik.

Gleichstrom oder Drehstrom für Kranbetrieb.

34.

Trotzdem nun schon eine ganze Reihe von Jahren der asynchrone Wechselstrommotor im Kranbau verwendet wird, so ist doch das Urteil über seine Verwendbarkeit nicht feststehend. Diese Tatsache hat einfach darin ihren Grund, daß Kranbesitzer oder deren Angestellte, auf deren Veranlassung irgend ein System gewählt wurde, auf Befragen nach dem Funktionieren selbstverständlich antworten werden: „vorzüglich!“ Andererseits werden die Elektrizitätsfirmen stets bestrebt sein, das, was sie bauen, in allen möglichen Verhältnissen arbeiten zu lassen, denn nur so können sie am Ausbau der einzelnen Type Weiterarbeiten und das Urteil „vorzüglich“ ist unter diesen Umständen nur zu begrüßen.

Die augenfälligen Vorteile und Mängel des Dreh- und Gleichstromes sollen jedoch im folgenden ganz objektiv aufgezählt werden.

Der Hauptvorteil des Gleichstrom-Serienmotors liegt wohl darin, daß er seine Geschwindigkeit der jeweiligen Last anpaßt, d. h. bei großer langsam und bei geringerer Last rasch hebt, und es macht ohne Frage für den, der lange in Werken gewesen ist, wo die Arbeitskrane nur mit Gleichstrom betrieben werden, einen etwas toten Eindruck, wenn er in Drehstrombetrieben die kleinsten Lasten ebenso langsam heben sieht wie die schwersten, ganz abgesehen davon, daß Zeit Geld ist.

Die Möglichkeit, den Gleichstrommotor ohne weiteres als Generator zu schalten, ergibt insbesondere für das Senken der Last eine äußerst bequeme Art der Geschwindigkeitsregulierung an die Hand. Diese Tatsache bietet auch die Möglichkeit einer elektrischen Bremsung, indem der Ankerstromkreis über Widerstände mit einer oder mehreren Stufen kurzgeschlossen wird.

Ein weiterer Vorzug des Gleichstrommotors ist der, daß seine Stromaufnahme stets dem tatsächlichen Bedarf entspricht und daß er bei Spannungsrückgang im Netz nicht ohne weiteres stehen bleibt.

Der offensichtliche Nachteil des Gleichstrommotors liegt in der Notwendigkeit des Kommutators, auf dem durch starkes Feuern und durch Verschmutzung leicht Überbrückungen von Kollektorelement zu Element hervorgerufen werden, die ihrerseits Kurzschlüsse und Verkohlen der Ankerspulen zur Folge haben.

Der größte Vorzug, den der Drehstrommotor für sich in Anspruch nehmen darf, ist die Einfachheit seines Rotors, dessen Schleifringe viel weniger zu Störungen Anlaß geben als der Kommutator des Gleichstrommotors. Unterhaltung und Bedienung des Drehstrommotors wird dadurch wesentlich beeinflußt. Im Gegensatz zum Gleichstrom-Serienmotor läuft der Drehstrommotor bei allen zulässigen Belastungen mit nahezu derselben Tourenzahl. Sein Anzugsmoment erreicht nicht ganz die Größe wie beim Gleichstrommotor (Verhältnis 2,8 : 3). Bei stärkerem Rückgang der Netzspannung bleibt er leicht stehen.

Eine wesentliche Rolle spielt der Leistungsfaktor cos cp. Bei Leerlauf oder geringer Belastung bedeutet der Asynchronmotor eine starke induktive Belastung des Netzes, d. h. er nimmt starke wattlose Ströme auf, die ihn erwärmen und außerdem eine größere Reserve in der Zentrale bedingen. Besonders unangenehm wirkt die Sache, wenn mit Rücksicht auf wenige Größen vorhandener Type ein reichlich großer Motor gewählt wurde. Zudem ist der „reine“ Betriebsmann leicht geneigt, zu große Type zu wählen, um sich auf alle Fälle zu sichern und der Drehstrommotor verrät ja auch nicht diesen „Fehler“ durch zu rasches Laufen. Der Leistungsfaktor cos cp wird um so größer, je mehr sich die Belastung der Vollast nähert. Außerdem ist er in starkem Maße abhängig von der Kleinheit des Luftspaltes zwischen Rotor- und Statoreisen, der im allgemeinen beim Gleichstrommotor wesentlich größer ist. Dadurch ist aber die Forderung einer äußerst sauberen Präzisionsarbeit beim Asynchronmotor unerläßlich und besonders dann, wenn, wie bei den modernen Kranmotoren der Siemens - Schuckertwerke, der Stator als besonderer herausnehmbarer Ring ausgebildet ist.

In bezug auf Regulierfähigkeit ist der Gleichstrommotor dem Drehstrommotor immer noch etwas überlegen; es sind jedoch die Steuerapparate heute so vervollkommnet, daß die Regulierung nicht mehr von ausschlaggebender Bedeutung sein kann, zumal für ganz besondere Fälle, z. B. schwere Gießkräne, die später zu beschreibende Leonardschaltung sowohl für Gleichstrom- als für Drehstromnetze in Frage kommt. Das Abbremsen des sich stets mit voller Umlauf zahl drehenden Drehstrommotors ist ein letzter Nachteil desselben.

35. Auswahl der Motoren. Stundenleistung J).

Da die Kranmotoren stets nur intermittierend arbeiten, d. h. da ihnen immer eine gewisse Zeit zur Verfügung steht, sich wieder abzukühlen, so wäre es nicht wirtschaftlich, einen Motor zu wählen, der dauernd die maximale Belastungsstromstärke aushielte, ohne sich übernormal zu erwärmen. Je nach Bedarf wird man mithin einen Motor elektrisch so bemessen, daß er eine gewisse Last nur während einer ganz bestimmten Zeit erträgt. Man unterscheidet da:

1.    30-Minutenleistung, als solche Leistung, die der Motor eine halbe Stunde ununterbrochen abgeben kann, ohne übermäßig warm zu werden. Solche Motoren kommen für Krane in Kraftwerken, Drehscheiben, Spills, Schiebebühnen, Fahrwerke von Verladebrücken und Portalkrane, die selten verfahren werdeD, in Frage.

2.    45-Minutenleistung (allgemein ’auch Kranleistung genannt) für mittelmäßig angestrengten Betrieb wie: Hafenkrane für Stückgüter, Werkstatt-, Gießerei- und Werftkrane.

3.    60-Minutenleistung für die angestrengten Betriebe, wie Hafenkrane für Massengüter, Hebezeuge mit Selbstgreifern, die meisten Hüttenkrane.

4.    90-Minutenleistung für die sehr angestrengten Betriebe von Stripperkranen, Gießkranen und Hebetischen.

Die mechanische Konstruktion eines Kranmotors muß natürlich so durchgeführt sein, daß selbst die 30-Minutenleistung dauernd ausgehalten werden kann.

D Der Inhalt dieses und der folgenden Kapitel des elektrischen Teiles ist im wesentlichen aus den Preislisten der Allgemeinen Elektrizitätsgesellschaft und der Siemens-Schuckertwerke und der vorzüglichen Druckschrift „Elektrische Kranausrüstungen der Siemens - Schuckertwerke nach 25 jähriger Entwickelung“ zusammengestellt.

Zum näheren Verständnis seien folgende Daten eines SSW- und eines AEG-Motors angeführt:

AEG-Motor, Typ WD 90 (Hauptstrommotor).

Drehmoment Leistung mkg

PS

Drehzahl

Wirkungsgrad

Proz.

187

45

60

90

J?

143

HO

126,8

103,5

485

520

85

69

555

600

co_ co^

oo oT crT oo oo oo oo oo

SSW-Motor, Typ GH 280 (Hauptstrommotor).

30-Minutenleistung bei ÖCOVolt . .

„ 500 „    .    .

» 500 „    .    .

221

105

340

89

45

60

90

„ 500 „    .

185

160

128

93

84

71

360

375

400

89,5

90

89,5

Diese Zahlen bestätigen das, was früher über die Hauptstrommotoren im allgemeinen gesagt wurde, nämlich, daß die Tourenzahl mit wachsender Belastung abnimmt, wobei selbstverständlich das Drehmoment wächst.

Die Leistung fällt natürlich beträchtlich, sobald die Zeit der Belastung vergrößert wird. Sie beträgt z. B. für den Motor WD 90 für eine Dauer von 540 Minuten nur 24,1 PS.

Es möge hier darauf aufmerksam gemacht werden, daß der Begriff der Stundenleistung nur für Kranmotoren spezialisiert ist. Es sind aus den obigen Zahlen auf keinen Fall Analogieschlüsse für Motoren zu ziehen, die für normalen Dauerbetrieb mit Yollast bestimmt sind. Irrige Anschauungen dieser Art, denen man in Maschinenbauerkreisen häufig begegnet, führen dazu, dem Motor eine größere Leistung zuzumuten, als er mechanisch vertragen kann.

Aus dem Gesagten geht bereits hervor, daß die Erwärmung des Motors eine Hauptrolle spielt. Man wird also die Leistung des Motors ohne Frage erhöhen, wenn man für eine gute Wärmeabfuhr sorgt. Das geschieht am besten durch offene Bauart. Da aber offene Motoren nur in staubfreien Räumen und da, wo sie der Feuchtigkeit nicht ausgesetzt sind, gebraucht werden können, so werden die Kranmotoren zum weitaus größten Teil geschlossen ausgeführt, was natürlich größere Modelle bedingt.

Bei den Drehstrommotoren führt die Frage der Erwärmung zu noch größeren Modellen, da der Motor bei geringer Belastung doch noch große wattlose Ströme auf nimmt, die eine Abkühlung nicht in

genügendem Maße eintreten lassen. Der Umstand, daß Drehstrommotoren nur das 2- bis 2¹/₂ fache des Stundenleistungs-Drehmomentes heim Anlauf entwickeln, läßt ebenfalls die Wahl größerer Type als gegeben erscheinen.

Da die Kranmotoren häufig stillgesetzt oder reserviert werden müssen, sind die Firmen darauf bedacht, die kinetische Energie durch kleine Tourenzahlen möglichst herabzumindern. Das Verfahren ergibt zwar größere rotierende Massen, kann aber für besonders angestrengte Betriebe nicht hoch genug angeschlagen werden.

Da der Wunsch nach geringen Anlagekosten aber zur Wahl von möglichst hohen Umdrehungszahlen treibt, so wird man überall dort, wo es auf schnelles Anfahren und präzises Halten nicht ankommt, Motoren mit höheren Touren (bis 1500 in der Minute) wählen. Das gilt z. B. für Katzfahrwerke von Kranen mit geringen Fahrgeschwindigkeiten, für Fahrwerke selten verfahrener Verladebrücken und Portalkrane, für Laufkatzen und Fahrwerke von Werkstatt- und Montagekranen. Jedoch ist überall da, wo Fahr- oder Drehwerk schnell und häufig umgesteuert werden müssen und ein geringes Überfahren des Zieles schon Nachteile mit sich bringt, die Wahl langsam laufender Motoren (n = 500 bis 750) zu empfehlen (Stripperkrane, schnell fahrende Laufkatzen mit angebautem Führerstand usw.).

Beim Hubwerke ist die Wahl der Drehzahl des Motors sowohl mit Bücksiclit auf etwaiges Durchgehen, als auch auf die geforderte Steuerfähigkeit maßgebend.

Bei Verwendung von selbstsperrenden Getrieben oder von Lastdruckbremsen ist ein Durchgehen des Motors an und für sich ausgeschlossen und ein Motor mit hoher Drehzahl (1500) zulässig, anderenfalls müssen, abgesehen von später angegebenen Sicherheitsmaßnahmen, Motoren von geringerer Drehzahl gewählt werden. Dies trifft besonders dann zu, wenn das Getriebe einen hohen Wirkungsgrad besitzt, so daß schon kleine Lasten den Motor stark beschleunigen, oder wenn der Motor, um den leeren Haken oder kleine Lasten zu senken, im Senksinne auf Arbeitsstellung geschaltet wird. Eine zu große Beschleunigung gefährdet den Motor in mechanischer Hinsicht. Besonders vorsichtig muß die Drehzahl gewählt werden, wenn das Senken der Last, wie z. B. beim Härten von großen Geschützrohren, mit einem Vielfachen der Hubgeschwindigkeit erfolgt.

In der Tatsache, daß die Tourenzahlen der Motoren gleicher Leistungen, aber verschiedener Fabrikate ziemlich stark differieren, liegt für Kranbesitzer in gleicher Weise wie für den Krankonstrukteur und die Elektrizitätsfirmen ein Übelstand, dessen Beseitigung anzustreben wäre. Auch die Zahl der Type zu beschränken, liegt mit Rücksicht auf die Reserve zum mindesten im Interesse des Konsumenten.

Dipl.-Ing. C. Michenfelder macht folgende in der Tabelle enthaltene Vorschläge.

Motorleistung

PS

V erwendungsgebiet

12

25

45

75 bis 80

Katzfahrwerk kleiner Krane, Drehwerke, Kipp werke von Chargier-maschinen, Stripperkranen usw.

Katzfahrwerke größerer Krane, Kranfahrwerk kleinerer Krane, Hubwerk kleiner Krane, Kranfahr werk mittlerer Krane,

Hubwerk mittlerer Krane, Kranfahrwerk größerer Krane,

Hubwerk und Kranfahrwerk von Kranen größerer Tragkraft bzw. solcher mit sehr großen Arbeitsgeschwindigkeiten.

36. Verhalten der Motoren im Betriebe.

(Fig. 595 bis 600.)

Das Verhalten der verschiedenen Motoren im Betriebe sollen die folgenden Fig. 595 bis 600 illustrieren. Nach den Darlegungen im theoretischen Teile erübrigt es sich, weiteren Text hinzuzufügen.

Wie die Fig. 596 zeigt, tritt bei Drehstrommotoren mit Kurzschlußläufer bzw. Phasenrotor mit kurzgeschlossenem Anlasser ein wesentlicher Abfall in den Touren nicht auf, was für den Kranbetrieb allerdings, wie schon erwähnt, einen Nachteil des Drehstrommotors gegenüber dem Hauptstrommotor bedeutet.

Das Verhalten der Motoren in bezug auf ihren Wirkungsgrad geht aus nebenstehenden Fig. 598 bis 600 hervor.

37. Steuerverfahren.

Der Hebezeugführer muß durch die Steuervorrichtungen vorwärts und rückwärts fahren und bremsen können. Diese Vorgänge müssen nach Bedarf langsam oder schnell ausgeführt werden. Je nach der Belastung und den Eigenschaften des Motors sind, um die gewollte Bewegung des Motors zu erreichen, verschiedene Steuerverfahren erforderlich, die in zwei Gruppen zerfallen. Die erste Gruppe umfaßt Schaltungen für Fahrwerke, bei denen dieselben Bewegungen in beiden Richtungen gefordert werden. Für Drehwerke gelten dieselben Schaltungen. Die zweite Gruppe umschließt die Hubwerke, bei denen das Hinzutreten der Senkbremsung eine Unsymmetrie in der Schaltung erfordert. Die Schaltungen sind im folgenden durch Bilder, in denen der Schaltweg des Steuerapparates als Abszisse und das Motordrehmoment als Ordinate aufgetragen sind, anschaulich gemacht. Das in der Bewegungsrichtung ausgeübte Moment des Motors ist beim Heben nach oben, beim Senken nach unten und das Bremsmoment in beiden Fällen entgegengesetzt aufgetragen. Im übrigen sind Eigenschaften und Anwendungsgebiete nur in kurzen Stichworten angegeben.

200

160

=3 80

% 140

1120

<D

3 60

.a

.2

80

40

tL

■5

60

CA

40

Si

20

20

20    40    60    80    100    120 140

20 40 60 80 100 120 140 160 180 200 220

Drehmoment i. Hundertteilen d. Drehmomentes b. Stundenleistung. Abhängigkeit der Drehzahl von der Belastung beim Gleichstrom-Kranmotor.

Drehmoment in Hundertteilen des Drehmomentes bei Stundenleistung.

Wirkungsgrad eines Gleichstrom-Kranmotors.

200

180

Drehzahl in Hundertteilen.

160

140

120

100

80

60

40

Wirkungsgrad in Hundertteilen.

60

40

20

20

20    40    60    80    100    120    140

20 40 60 80 100 120 140 160 180 200 220

Drehmoment i. Hundertteilen d. Drehmomentes b. Stundenleistung. Abhängigkeit der Drehzahl von der Belastung beim Drehstrom - Kranmotor.

Drehmoment in Hundertteilen des Drehmomentes bei Stundenleistung.

Wirkungsgrad eines Drehstrom - Kranmotors.

200

180

100

Drehzahl in Hundertteilen.

160

140

100

80

60

40

Wirkungsgrad in Hundertteilen.

80

60

40

20

20    40    60    80    100    120    140

Drehmoment in Hundertteilen des Drehmomentes bei Stundenleistung.

Wirkungsgrad eines Einphasenstrom-Kranmotors.

2 0 40 60 80 100 120 140 160 180 200 220

Drehmoment i. Hundertteilen d. Drehmomentes b. Stundenleistung. Abhängigkeit der Drehzahl von der Belastung beim Einphasenstrom • Kranmotor.

Schaltungen für Fahrwerke (Gleichstrom).

1. Einfache Umkehrung (Schaltung a der SSW, Fig. 601). Symmetrischer Aufbau des Kontrollers ohne Bremsstufen. Für Katz- und Kranfahrwerke bei

Fig. 601.

Rückwärts

fmnïïiïiïïïïmTmTTm—    ?

Vorwärts

Fig. 602.

dl

Fahrtstellungen.

A Anker, B Bremsmagnet, F Feld, W Widerstand.

Ruhestellung.

Fahrtstellungen.

kleineren Massen, bis 0,4 m/sec Geschwindigkeit. Bremsen durch Gegenstrom vermeiden. Stromverlauf bei den Einzelschaltungen zeigt Fig. 602.

2. Umkehrung mit Nachlaufbremsung (Schaltung c der SSW, Fig.603). Für 1 m/sec Fahrgeschwindigkeit. Anker arbeitet beim Bremsen als Generator auf

Fig. 603.

Rückwärts

Vorwärts

Widerstände. Bei größeren Geschwindigkeiten mechanische Hilfsbremsung. Im Schaltbild Fig. 604 ist zu bemerken: Beide Fahrtrichtungen gemeinsame Bremsstellungen, J?₂ Ruhestellung. Da Wirkung elektrischer Bremsung mit Rotationsgeschwindigkeit abnimmt, einfallende Haltebremse erforderlich.

Für Drehstrom gibt es eine der Schaltung a genau entsprechende Schaltung, für Schaltung c nicht, da der Drehstrommotor sich nicht in einen Generator mit Selbsterregung verwandeln läßt.

Kommutatormotoren mit Bürstenverstellung haben besonders dann den Vorzug größter Einfachheit, wenn die Bürstenbrücke unmittelbar vom Kranführer bedient werden kann. Steuerwalzen und Widerstände sind überflüssig. Bei Verwendung von Serienmotoren mit Stufentransformatoren ist Fernsteuerung ohne weiteres möglich.

Fig. 604.

Y"⁰    -J

ill,

\

j-M, röT¹-!

!—:^Êrc~ra !—'Oi M

j—°na^(0=0= o t>—j

ill

Fahrtstellungen. Ruhestellung.

Bx B₂ Bi

Fahrtstellungen.

Bremsstellungen. Ruhestellung.

A Anker, F Feld, IF Widerstand.

Gleichstromschaltungen für Hubwerke.

Einfache Umkehrung (Schaltung a der SSW). Bei selbstsperrenden Schnecken und Senken mit Lastdruckbremsen gleich Schaltung a für Fahrwerke. Gewöhnlich wird dabei Haltebremse vorgesehen.

Senkbremsschaltung mit starker Fremderregung.

Fig. 605.

i U^Senken

Heben

XJ

(Schaltung h der SSW.) Für nicht sperrende Hubwerkantriebe. Für Montage-und Gießereikrane, für stoßfreies Bewegen auf ganz kleine Hub- und Senkstrecken (siehe Fig. 605 und 606). Für Senken der leeren Haken oder kleiner nicht durchziehender Lasten. Zwei Senkkraftstellungen, dabei wird der Motor im Senksinne angetrieben.

Fig. 606.

•fl

IY

Hubstellungen.

Ruhestellung.

Freifall- Senkkraft-

Senkbr

Stellungen. Stellung. Stellungen.

ems-

A Anker, B Bremsmagnet, F Feld, W Widerstand.

Senkbremsschaltung mit schwacher Fremderregung.

(Schaltung k der SSW.) Für schnelles Arbeiten ohne feine Regelung. Der Bremsmagnet versieht in der ersten Bremsstellung die Stelle des Yorschaltwider-standes in Schaltung h (schwächere Erregung, siehe Fig. 607).

Fig. 607.

PQ

I__(m\

-    —1

1 1 ITT

IY

Hubstellungen.

Senkbrems- Freifallstellungen. Stellung. A Anker, B Bremsmagnet, F Feld, W Widerstand.

Ruhestellung.

Senkkraft

stellungen.

Sicherheitssenkschaltung (Schaltung l — D. R.-P. der SSW, Fig. 608).

[WÏÏÏÏTïïTÏÏTTTTrrrrrT^

Fig. 608. Senken mit q el. Bremsung

Heben

Senken mit Kraft

Durchgehen der Last ist ausgeschlossen, solange die elektrische Anlage in einwandfreiem Zustande.

Motor arbeitet beim Heben als Hauptstrommotor; beim Senken als Nebenschlußmaschine, bei kleinen Lasten als Motor, bei großen als Generator (siebe Fig. 609).

Fig. 609.

« <9

III

Hubsteilungen.

Ruhestellung.

A Anker, B Bremsmagnet, F Feld, W Widerstand.

Senkstellungen.

Schaltung für mechanische Senkbrenisen (Fig. 610).

Die als Senksperradbremse ausgebildete Manöverierbremse wird durch den Steuerhebel des Anlassers gelüftet. Motor beim Senken abgekuppelt oder von Last

Fig. 610.

\ rn /

//

v\

\\

(/

Mm

durchgezogen. Die letzten Stellungen links 1, 2 (Fig. 610) sind als Senkkraftstellungen ausgebildet, für leeren Haken und ganz leichte Lasten.

Drehstromschaltungen für Hubwerke.

Einfache Umkehrung (Schaltung a) wTie bei Gleichstrom für selbstsperrende Getriebe oder beim Senken mittels Lastdruckbremse. Nachlauf kann durch Bremsmagneten abgebremst werden. Im Falle der Gefahr Gegenstrombremsung.

Wenn Antrieb keine selbstsperrende Schnecke oder Lastdruckbremse enthält, dann Sicherheitssenkschaltung (Schaltung a g der SSW). Dabei wird Motor im Senksinne eingeschaltet, von der Last übersynchron durchgezogen, wirkt bremsend als Generator. Je nachdem großer oder kleiner Widerstand im Rotorstromkreise wird, die Geschwindigkeit des Senkens groß oder klein. Zum Abbremsen des Nachlaufes sowie Festhalten der angehobenen Last in beliebiger Stellung muß bei Schaltung a g eine doppelt wirkende magnetische Haltebremse vorgesehen werden.

Schaltung g der SSW (Fig. 611) für mechanische Senkbremse. Für Hafendrehkrane, Portalkrane und Laufkatzen mit angebautem Führerstand. Last wird durch einseitig wirkende Senksperradbremse gesenkt. Senkkraftstellung für leicht-oder unbelasteten Haken.

Stromstoß

Heben

Fig. 611.

Senken

Fig. 612.

ÜMifeïïimr^ ? P^^Senken

Heben

Gegenstromsenkschaltung (Schaltung e — D. R.-P. der SSW, Fig. 612). Für Krane mit genauen Bewegungen. Gießerei- und Werkstattkrane. Motor ist auch beim Senken im Hubsinne eingeschaltet mit viel Widerstand im Rotorstromkreise, so daß Durchziehen entgegen dem Drehfelde erfolgt. Schwere Lasten werden in den Anfangsstellungen in der Schwebe gehalten. Kleine Lasten würden in diesen Stellungen' gehoben werden. Um das zu vermeiden, ist einseitig wirkende Hubsperradbremse eingebaut, die nur das Drehen im Senksinne gestattet. Die außerdem angebrachte Haltebremse verhindert dagegen ein Sinken schwerer Lasten in den ersten Hubstellungen. Beide Bremsen werden vereinigt, von gemeinsamem

Fig. 613.

I îg. 614.

€>

Beliebiges Netz.

Gleichstromnetz.

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FOT

4-

S|

4-

I—fl —i—u

Leonardschaltung.

A Steuermotor, B Steuerdynamo, C Arbeitsmotor, I) Steuerhebel.

Motorbremsmagnet bedient, mit für Heben und Senken entgegengesetzten Anschlägen (vgl. Fig. 613). Für rascheres Senken sind Freifallstellungen vorgesehen.

Für Hebezeuge mit sehr großen Motorleistungen mit sehr feiner Regelung und Steuerung während langer Arbeitszeiten wird die Leonardschaltung (Fig. 614) verwendet. Dabei erhält der Anker des Arbeitsmotors erst Strom aus einer Gleichstromsteuerdynamo. Die Steuerung erfolgt durch Betätigung des Nebenschlußregulators, also durch Änderung der dem Arbeitsmotor zugeführten Spannung. Die Steuerdynamo kann natürlich durch jeden beliebigen Motor (Dampfmaschine, Gasmaschine usw.) angetrieben werden.

38. Steuervorrichtungen.

Die Steuerapparate müssen um so reichlicher gewählt werden, je angestrengter der Betrieb ist, d. h. je häufiger geschaltet wird. Für kleine Leistung und geringe Genauigkeit im Anfahren und Absetzen der Last und wenn Regelung nicht erforderlich, genügen einfache Umschalter. Bei Leistungen bis 0,5 PS Gleich-

ström und 2 PS Drehstrom ohne Vorschaltwiderstand. Bei Leistungen über 0,5 bzw. 2 PS sind dauernd im Stromkreise liegenbleibende Widerstände erforderlich, wobei selbstverständlich ein Abfall in der Spannung und damit in der Drehzahl stattfindet, der von der Größe des Belastungsstromes abhängig ist.

Fig. 616.

Für Leistungen von 5 bis 70 PS werden Steuerwalzen gebraucht. Für die Wahl von Größe und Stärke sind dieselben Gesichtspunkte maßgebend wie für die Motoren selbst. Auf alle Fälle sollen Steuerwalzen nicht länger als fünf Minuten Fig. 615.

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Steuerwalze, geöffnet.

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und die Widerstände nicht länger als höchstens drei Minuten belastet bleiben, worauf wieder eine ausreichende Abküh-

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lungszeit erforderlich ist.

Die Fig. 615 zeigt eine Steuerwalze; links ist der zurückgeklappte Blasmagnet zu sehen, der das Schaltfeuer an den Schaltkontakten zu löschen hat. Für Krane, die sehr schnell arbeiten müssen, oder für solche, die eine größere Anzahl gleichzeitig arbeitender Motoren besitzen, werden vielfach zwei Kontroller von einem

Steuerschalter mit Handrad, Abdeckung abgenommen.

Hebel bedient, so daß eine Bewegung des Hebels z. B. von vorn nach hinten eine

Fig. 617.

M.

V.

Kontrollerwalze, und eine Bewegung von rechts nach links die zweite Walze betätigt.

Ft

Für sehr angestrengte Betriebe verläßt man das Prinzip der Schleifkontakte und schließt die einzelnen Widerstandsstufen durch Schalter kurz. Diese Schalter, die Steuerschalter, (Fig. 616) sind so ausgebildet, daß ihre Druckkontakte sowohl beim öffnen als auch beim Schließen sofort mit ihrer ganzen Fläche abheben bzw. aufliegen, wodurch eine große Lebensdauer bedingt ist.

24

Da, wo die Motorleistung ganz beträchtlich ist, wo also die Schaltapparate durch ihre Größe nur schwer zu betätigen wären, ist die sogenannte Schützensteuerung am Platze. Die Schütze (Fig. 617 und 618) vertreten die Stelle der Einzelschalter im Steuerschalter, nur werden sie von einem Hilfsstrom geöffnet und geschlossen. Für den Hilfsstrom genügt Bethmann, Hebezeuge. 3. Aufl.

dann wieder eine kleine leicht zu betätigende Steuerwalze (Meisterwalze). Eine prinzipielle Änderung der Schaltung wird als durch die Schützensteuerung nicht dargestellt, doch ist mit Rücksicht auf die durch die vielen Leitungen gegebenen

Fig. 618.

A Anker. M Magnet. S Schütze.

k I“

im

MW

R Widerstand. MW Meisterwalze.

MMAWVwVWWW

R R R R R R

Prinzipielle Schaltung einer Schützensteuerung.

Fehlerquellen die Anwendung der Schützensteuerung nach Möglichkeit zu beschränken.

Die Widerstände werden für kleine Leistungen und schwachen Betrieb aus Draht hergestellt und vielfach direkt an den Steuerapparat *montiert. Für große Leistungen und schweren Betrieb werden die in Fig. 619 abgebildeten Gußspiralwiderstände benutzt, die ihren Platz am besten außerhalb des Führerhauses auf

Fig. 619.

der Kranbühne bekommen. Der starken Wärmeentwickelung wegen sind die den Gesamtwiderstand bildenden Einzelwiderstände wenn irgend möglich nebeneinander, nicht übereinander anzuordnen; vor allen Dingen sind sie nicht in vollständig abgeschlossene Blechkästen unterzubringen.

39. Bremsmagneten.

Die an die Bremsmagneten zu stellenden Anforderungen sind folgende: Sie dürfen nicht zu reichlich gewählt werden, da sie sonst das Bremsgewicht zu schnell anziehen, wodurch ein „Schlagen“ hervorgerufen wird, andererseits lassen sie das Gewicht beim Einfallen der Bremse nicht rasch genug los. Durch dieses „Kleben“ wird natürlich ein sicheres Halten erschwert.

Die Gleichstrom-Hauptstrombremsmagneten sind im allgemeinen nur im Notfälle anzubringen, da, wo infolge großer Länge der Schleifleitungen eine besondere Zuleitung gespart werden soll (z. B. Yerladebrücken). Der große Spannungsabfall und die mit der Motorbelastung schwankende Zugkraft der Hauptstrommagneten machen sie besonders für Hubwerke nicht geeignet. Bei Senkbremsschaltungen ist dieser Magnet auf alle Fälle ausgeschlossen, da der Motorstrom beim Senken der Last durch den Motor selbst erzeugt wird und die Bremse bereits vorher gelüftet sein muß.

Die Nebenschlußbremsmagneten werden durch besondere auf der Steuerwalze angebrachte Kontaktringe geschaltet und sind vom Motorstrom unabhängig. Es ergeben sich deshalb natürlich besondere Zuleitungen, als erforderlich.

In Fig. 620 ist ein Bremsmagnet für Gleichstrom dargestellt. Die Drehstrombremsmagneten werden stets parallel zu den Motoren, meistens unmittelbar an die

Fig. 620.

Klemmen des Stators gelegt. Die nach der Art der Gleichstrombremsmagneten ausgebildeten Drehstromapparate haben den großen Übelstand, daß sie im Augenblick des Einschaltens großen Strom verbrauchen, da der Eisen weg anfangs nicht geschlossen Fig.621.

I?

und die Selbstinduktion gering ist. Die Lebensdauer ist deshalb hauptsächlich von der Zahl, weniger von der Dauer der Einschaltungen abhängig. Den erwähnten Übelstand vermeiden die Motorbremsmagneten Fig. 621. Da der Drehsinn dieser Magneten sich mit der des Hauptmotors ändert, muß die Übertragung auf die Bremse so eingerichtet werden, daß dieselbe bei beiden Drehrichtungen in gleicher Weise betätigt wird. Wenn Hub- und Senkbremse vorhanden sind, so bedient der Motorbremsmagnet bei einer Drehrichtung die eine, bei der anderen die zweite Bremse.

40. Sicherheitsvorrichtungen.

Dieselben haben den Zweck, das Überfahren der Endstellungen sowie zu große Geschwindigkeiten oder zu großes Anwachsen der Stromstärke zu vermeiden. Unbedingt sicheres Funktionieren dieser Apparate ist die erste an sie zu stellende Forderung.

Fig. 622.

'^//////^

Vorwärts

Rückwärts

'//////////y

Vom Steuerapparat.

Vom Steuerapparat.

Zum Motor. a Anschlag, e Endausschalter.

Bei Kranfahrwerken mit größerer Geschwindigkeit genügen die Puffer als Fahrtbegrenzung nicht. Für Fahrt und Hub werden Endausschaltungen angebracht.

Für die Hubbegrenzung ist es vielfach vorteilhaft, den Endausschalter so außerhalb des Führerhauses anzubringen, daß der Kranführer ihn, wenn auch auf ungefährlichem, so doch auf unbequemem Wege erreichen kann, um ihn nach dem Herausfallen wieder von Hand einzuschalten. Anderenfalls benutzt der Kranführer den Endausschalter leicht als betriebsmäßige Steuerung. Das Schema für einfache Endausschaltung für Vorwärts- und Rückwärtsfahrt ist in vorstehender Fig. 622 dargestellt. Hier ist es nach Überfahren des rechten Anschlages a durch den rechten Endausschalter e möglich, mit Hilfe des linken Endausschalters e zurückzufahren, wobei der rechte Ausschalter durch eine Feder wieder geschlossen wird. Es ist selbstverständlich, daß die Entfernung der beiden Schalter e, der Nachlaufweg, um so größer sein muß, je größer die Geschwindigkeit und je kleiner die Bremswirkung ist.

Die Fig. 623 zeigt die Umgehungsschaltung; sie findet Verwendung, wenn nach dem Anschalten durch den Endausschalter in derselben Richtung noch weiter gefahren werden soll, oder das freie Profil ganz ausgenutzt werden soll. Sie ist

Fig.623.

Vom Steuerapparat. Zum Motor. Vom Steuerapparat. a Anschlag, e Endschalter, u Umgehungsschalter.

gerade auch für das Hubwerk deshalb wichtig, weil für die Endausschaltung der Nachlaufweg für den leeren Haken dh besonders groß gewählt werden muß. Der Umgehungsschalter wird meistens neben dem Steuerapparat angebracht und durch Fußtritt geschlossen. Nach Zurückziehen des Fußes öffnet er sich wieder. Er darf nur nach Zurückstellung des Steuerapparates bedient werden.

Die sogenannte Stufenendausschaltung gestattet, nach Stillsetzen des Motors durch den eigentlichen Endausschalter mit Hilfe einer kleinen Nebenwalze den Endausschalter zu überbrücken. Die Nebenwalze sperrt jedoch die Hauptwalze nach der zweiten oder dritten Stellung, so daß nur unter Vorschaltung von Widerständen. also mit geringerer Geschwindigkeit weitergefahren werden kann, bis ein zweiter Endausschalter die Bewegung unter Zuhilfenahme eines nur geringen Nachlauf weges ganz auf hören läßt.

Die Endausschalter erhalten entweder den Motorstrom direkt aus Hauptstromendausschalter oder sie schalten zunächst den Erregerstrom eines Schützes aus, das seinerseits den Hauptstrom unterbricht (Hilfsstromendausschalter). Für betriebsmäßiges Schalten bei jedem Arbeitsspiel sind die letzteren unbedingt vorzuziehen, da sie selbst wenig verschleißen und das Schütz im Führerhause angebracht werden kann, wo es ständig beobachtet wird. Im allgemeinen sind dieselben Gesichtspunkte bei der Wahl zwischen Haupt- und Hilfsstromendausschalter maßgebend, wie bei der AVahl zwischen Steuerwalzen und Schützensteuerung.

Die Endausschalter werden als Kurbel- und als Spindelendausschalter ausgebildet. Die ersteren werden in der Regel nur für Fahrwerke benutzt. Da jedoch, wo Lastweg und Umdrehungzahl des Motors in fester Abhängigkeit stehen, wird der Lastweg durch eine von einer passenden Vorgelegewelle aus angetriebene

Spindel mit Wander mutter reduziert (Fig. 624), so daß die Anschläge für Vorwärts-und Rückwärtsfahrt dicht nebeneinander in einem Gehäuse untergebracht werden können.

Die Kurbelendausschalter werden für Haupt- und Hilfsstromendausschaltung, die Spindelendausschalter nur für Hilfsstromendausschaltung gebaut.

Um zu große Geschwindigkeiten zu vermeiden, sind, wenn man dahin zielende Steuerschaltungen nicht anwenden konnte, Klingelzeichen, deren Strom durch einen Fliehkraftschalter eingeschaltet wird, anzubringen. Die SSW haben einen Fliehkraftschalter herausgebracht, der den Strom eines Bremsmagneten bei zu großer Geschwindigkeit unterbricht und ihn bei nachlassender Geschwindigkeit wieder einschaltet. Die Bremswirkung darf dabei das Doppelte des Motordrehmomentes nicht überschreiten, wenn anders Stöße vermieden werden sollen. Am besten unterteilt man das Bremsgewicht und läßt beide Teile durch gesonderte Magneten betätigen, so daß beide Bremsen bei betriebsmäßigem Bremsen einfallen, während beim Überschreiten der zulässigen Geschwindigkeit nur eine in Tätigkeit tritt. Zur Sicherung gegen zu große Stromstärken werden sowohl Sicherungen wie auch Maximalschalter benutzt ; letztere sind für Hubwerke im allgemeinen und für schwere Betriebe besonders vorzuziehen, und zwar deshalb, weil sie infolge ihres momentanen Wirkens nicht nur den Motor, sondern auch den mechanischen Teil des Kranes vor Überlastung schützen. Die Maximalautomaten können für Aus-lösestromstärken in weiten Grenzen eingestellt werden. Sie werden so konstruiert, daß auch ein Einschalten von Hand, solange die Überlastung anhält, dauernd nicht möglich ist.

Vorwärts

Fig. 624.

Rückwärts

-—4

Zum

Trieb

werk.

Vom Steuerapparat.

Vom Steuerapparat.

e Endausschalter, w Wandermutter.

Zum Motor oder Schütz.

41. Schaltungen und Schaltapparate der Allgemeinen Elektrizitätsgesellschaft.

Die der Schaltung a der SSW- entsprechende AEG-Schaltung führt die Bezeichnung R (rheostatische Schaltung). In nachstehender Fig. 625 ist die Abwälzung eines Kontrollers mit seinen Verbindungen nach dem Motor gezeichnet. Man erkennt den symmetrischen Aufbau für Rechts- und Linksbewegung. An diesem einfachsten Falle soll der Schaltvorgang erläutert werden.

1.    ftechtslauf. Die Schleifkontakte werden nach rechts bewegt. Es kommen dabei zuerst die in der Vertikalen 1 liegenden Punkte mit der Anschlußkontaktreihe P in Verbindung. Der Stromverlauf ist dann folgender:

Vom -{--Netz über die sämtlichen Widerstände zwischen P₅, P₄, R₃, P₂ und P₄ zum Blasmagneten jBZ, dann weiter nach B, Ankerdurchfluß von links nach rechts, A, g%, gv Magnetdurchfluß von links nach rechts zum —Netz. Durch das Weiterstellen der Vertikalen 2, 3, 4 und 5 auf die P-Reihe werden dann nacheinander die zwischen P₄ und P₅ liegenden Widerstände kurzgeschlossen. Dabei bleiben aber Anker, Magneten und Blasmagnet infolge der langen Kontaktsegmente ständig mit dem Netz in Verbindung.

2.    Linkslauf. Die Kontaktreihe V kommt zuerst in Berührung mit der P-Reihe. Der Stromverlauf ist folgender:

Yom -j—Netz über _R₅, iü₄, B₃, B%, Blasmagnet A, Ankerfluß: rechts— links, </lt Magnetfluß: links—rechts, —Netz. Es hat sich also nur die Ankerstromrichtung, wie es nach früherer Besprechung für die Umkehrung der Drehrichtung nötig war, vertauscht.

Die weiteren Schaltungen 2', 3', 4', 5' haben ganz dieselben Folgen wie die von 2, 3, 4 und 5 auf der iü-Seite.

Die Schaltung BB (Kurzschlußbremsung) entspricht der Schaltung c der SSW. Als Schutz gegen zu scharfes Bremsen werden die letzten Stufen des Anlaßwiderstandes auf den Stellungen „Bremsen“ nicht kurzgeschlossen, eventuell wird ein besonderer Bremsschutzwiderstand zu Hilfe genommen. Bei größeren Leistungen und Geschwindigkeiten wird ebenfalls gleichzeitig mechanische Bremsung verwendet. Der für den notwendigen Nebenschlußbremsmagneten geschaltete Kontroller bekommt dann die Bezeichnung spez. 3 (BB spez. 3).

Fig. 625.

CO

lO    ^î*    oo    CS    t-i

Ph pH pH Ph Ph

CO

tH

Io

Anker

KX

MM

Magnet

-I

:.i

Bl

Netz

Abwälzung eines Kontrollers.

Im allgemeinen sind die Kontroller für Hauptstrommotoren eingerichtet. Sie genügen natürlich auch für Compoundmotoren, wenn die Nebenschlußwickelung direkt am Netz liegt. Bei Anschluß der Nebenschlußwickelung eines Verbundmotors an den Kontroller erhält letzterer die Bezeichnung spez. 9, bei reinem Nebenschlußmotor spez. 8.

Werden zwei auf einer Welle arbeitende Hauptstrommotoren mit einem Kontroller geschaltet, so entsteht spez. 4. Sollen zwei annähernd gleich große Motoren von einem gemeinsamen Kontroller abwechselnd bedient werden, so wird er mit einem dreipoligen Umschalter als spez. 14 ausgeführt. Kontroller spez. 16 erhalten Sicherheitsendschaltung, bei welcher das Einfahren in die Endstrecke auch bei genügend verminderter Geschwindigkeit stets zunächst ein Stillsetzen des Motors zur Folge hat. Erst nach erneutem Einschalten, von Null aus, wird mit verminderter Geschwindigkeit weitergefahren.

ln nachfolgender Abbildung (Fig. 626) ist die Abwickelung eines Bremskontrollers in Ausführung für den Anschluß eines Verbundmotors dargestellt. Der Aufbau ist vollkommen symmetrisch. Für die Umschaltung des Ankerstromes ist ein besonderer Umschaltzylinder vorgesehen, der zwangläufig umgestellt wird, der Hauptzylinder, von

ohne weiteres erkennt, bleibt die Nebenschluß Wickelung in allen Stellungen, außer in der mittleren Bremsstellung, eingeschaltet. Es ist deshalb nur notwendig, die Stromwege für den unteren Teil der Abwickelung zu verfolgen. Beginnen wir bei der äußersten Stellung L 6. Dabei befindet sich Reihe Fahrt 6 über Bremse 3, Umschalter L über Reihe 0.

man

<■

Fahrt B

wenn

Fahrt kommend, alle Bremsstellungen passiert hat. Wie

Fig. 626.

Bremse

Fahrt L

654321012 3 210123456

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A B

Bremsschutzwidergt

, yt/-.y Serienfeld N

C r^W^br=^Bß^nachlu&ie\i

⁶ mahnet¹ P^-^WlMJ^Parallelwiderstand

Abwickelung eines Bremskontrollers.

Stromweg 1:    P,    6,    JBX,    P₂,    P₃,    P₄,    P₅, P₆, Motoranker, r₂, P,    Magnet, W.

Bei Stellung 0 ist der Stromweg geöffnet.

Stromweg 1. Bremsen: P₂, P₃, P₄, P₆, P nach P₂ zurück.

Stromweg 2.    Bremse: P₃, P₄, P₅, P₆₎ Anker, r₂, P, Magnet, zurück    P₃.

Stromweg 3.    Bremse: P₄, P₅, P₆, Anker,    r₂, P, Magnet, zurück P₄.

Anker, Magnet und Widerstände bilden also während des Bremsens einen geschlossenen Stromkreis, dessen Gesamtwiderstand von Bremse 1 nach 3 geringer wird. Auf der P-Seite wiederholen sich die Stromwege in genau der P-Seite entsprechender Weise.

• hetz i P N

Anlaßwideratände

Motoranker, r₂, P, Magnet,

Bremsmagnet

Katzefabrmotor

MIII II

VawWw

Anlaßwiderstände

nd

îEEïS

Schaltungsschema eines

Dreimotoren - Laufkranes

mit AEG-Ausrüstung.

Hubmotor

Ü!

■s

Scbutzwid.

Vorschaltwid.

« CD

i-. — '-zq.

Bremsscbutz-

Fig.627.

O--,

Anlaß -

Widerstand Widerstand

M=

Bremsmagnet

U9Cl⁹H_______f

ce cq    "i⁻*

««X tt' -i-VW--:

-H—

-H-

Kranfäbrmotor

Ifë

^îl

MIII I

Anlaßwiderstände

-li

ÜB

Elektrischer Antrieb.

co

Schwenkmotor

Magnet

Anlaßwiderstände

Bremslüftmagnet

Hubmotor

I«»J

piTBiBjgpiM z^nipg

-J.

Heben

„Milli

Fig. 628.

Bremsschutz - Anlaßwiderstände

Senken Senken

Kraft Bremse

“Mk

.tÜ-ëiJtttrt

Schaltungsschema eines Dreimotoren-Drehkranes mit A EG-Ausrüstung.

Feldverstärkungs

widerstand

Kranfahrmotor

Cwjïv,

Magnet

I    1 I I Ml

II    ! JH 1 1 ITT¹1

Ä

PW

Anlabwiderstände

-H-

-K-

'•f-

-+•

CO

Elektrischer Antrieb.

Katzefahrmotor

Bremslüfter

Kranfahrmotor

il il l^lltatorcÿinder

•îi 1111 t-¹ li 11 iT* '    ’¹

urn

WXr

Kotorcylinder

Anlaßwiderstand

-Ausrüstung.

Tl

Hubmotor

mm

IBB

li

Anlaßwiderstand

.12

08

^3

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•6S9,^ÏA

Bremslüfter

Oh

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Eotorcylinder

Anlaßwiderstand

-g

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-H-

Die Kontroller der AEG für Senkbremsschaltung haben die Bezeichnung B— SB. Sie entsprechen der Schaltung h der SSW und werden ebenfalls für verschiedene Spezialschaltungen ausgeführt: 1. Starkstromendschaltung: spez. 32; 2. Hilfsstromendschaltung (Anschaltung durch Schütz): spez. 12; 3. Sicherheitsendschaltung mit GeschwindigkeitsVerminderung: spez. 16; 4. Sicherheitsschaltung mit Zentrifugalauslöser: spez. 28. Die Schaltungen spez. 16, 18 und 28 erhalten immer ein Schütz. Infolgedessen wirken dieselben auch als Nullspannungsschalter beim Ausbleiben der Spannung, da das Schütz immer nur auf dem Vorkontakt des Kontrollers wieder an-springen kann.

In Fig. 630 ist das Schaltbild eines Senkbremskontrollers dargestellt; es zeigt außer den Hub- und Bremsstellungen noch zwei Kraftkontakte jenseits der Bremse, welche den Motor bei kleinen, nicht durchziehenden Lasten, oder bei leerem Haken in dem Senksinne antreiben lassen. Der angedeutete Feldverstärkungswiderstand zwischen rs und rq ist in der ersten Senkstellung dem direkt vom Netz gespeisten Hauptschlußmagneten vorgeschaltet.

Die so erzielte Fremderregung verhindert bei schweren Lasten ein starkes Durchsacken, was ohne dieselbe infolge der langsameren Selbsterregung eintreten würde.

In neuester Zeit bringt die AEG Steuerschalter auf den Markt, bei denen die Kohlenkontakte durch Kupfer ersetzt sind. Dieselben genügen den schwersten Anforderungen und halten etwa 45 000 Schaltungen pro Woche aus.

Zum Schlüsse sei noch auf die drei Gesamtschaltungsschemata (Fig. 627 bis 629) auf S. 376 bis 378 hingewiesen, aus denen der Leser zugleich die Zahl der notwendigen Schleifleitungen erkennt.

^Senken J M Bremset W

H !!:!!! !

Fig. 630.

!,

Heben

"I

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Schutzwid.

Hilfs- LV orschaltwid. walze

„I

pLÿi

'lCS&j ii

lit

üJ

Anlaß- Bremsschutz-Wideratand Widerstand

42. Installation, Apparateanordnung, Zuleitungen.

Über die Installation sei kurz folgendes gesagt. Die Verlegungsart muß stets auf die besonderen Verhältnisse Rücksicht nehmen. In schweren Betrieben ist Okonitader in Stahlpanzerrohr am Platze. Eine direkte Verbindung der Motoren mit den Apparaten ist bei den häufig zu erwartenden Defekten zu vermeiden. Die vorzusehenden Klemmbretter erleichtern den Ein- und Ausbau. Führung der Leitungen über die Widerstände hinweg ist der Wärme wegen nicht angängig. Wie überall, so auch hier gilt die Mahnung, möglichst wenige Leitungen in einem Rohr.

Die Anordnung der Apparate im Führerhause hat mit Rücksicht auf die Zweckmäßigkeit für die Bedienung und auf die Sicherheit des Führers zu geschehen. Das letztere wird hauptsächlich bei der Raumbemessung ausschlaggebend sein. Die Kontroller der Motoren, die viel

gleichzeitig laufen, sind möglichst nebeneinander anzuordnen und mittels Universalsteuerung zu verbinden (Fig. 631).

Bei der Verlegung des Querschnittes für die Zuleitung ist in erster Linie (bei größeren Entfernungen) der Spannungsabfall maßgebend. Besonders schwerwiegend ist dieser Punkt bei Drehstromanlagen, da

Fig. 631.

die Drehstromasynchronmotoren gegenüber Spannungsschwankungen empfindlicher sind. Die für die Bestimmung der Querschnitte gültigen einfachen Formeln sind

für Gleichstrom q = 0,035

-.J,

■

ms.

ev

für Drehstrom . q = 0,0175 — •

KW. 1000 E .p .cos cp

In den Formeln bedeuten: ev = Spannungsverlust in Volt, l — einfache Leitungslänge in m, q = Querschnitt der Leitung in mm, J = Strom in Amperes.

Der Berechnung der Leitungen mit Rücksicht auf den Spannungsverlust hat stets eine Kontrolle in bezug auf Feuersicherheit zu erfolgen. Hierüber gibt die Tabelle der Sicherheitsvorschriften für elektrische Starkstromanlagen Auskunft:

worin J =

ev cos cp ’

'."ï

w mß

Universalantrieb

mit wagerechter Nullstellung zur gleichzeitigen Steuerung von senkrechten und wagerechten Bewegungen.

Querschnitt Betriebsstärke Querschnitt Betriebsstärke Querschnitt Betriebsstärke

Amp.

qmm

Amp.

qmm

qmm

Amp.

0.75

cd vti CD

bi bi

tO >—* t—*

o a> o û ^ w

10

16

25

35

50

70

30

40

60

80

100

130

95

165

120

150

185

240

200

^1 Ol Ol Ol

330

Vierter Abschnitt.

Winden.

a) Berechnung der Windenwellen.

Die Kurbel-Vorgelege- und Trommel wellen der Winden sind auf Torsion und Biegung beansprucht.

Bei vorläufigen Entwürfen, sowie bei Winden für kleinere Lasten genügt es, wenn ihan den Wellendurchmesser nur mit Rücksicht auf Torsion berechnet und der Biegungsbeanspruchung durch Einsetzung eines geringeren Wertes der zulässigen Torsionsbeanspruchung kd Rechnung trägt.

Vorgelege- und Trommelwellen.

Der Wellendurchmesser bestimmt sich dann aus der Torsionsgleichung

und mit

Md = Wkd,

W =    ~

16

zu

kd ’

kd = 120 kg/qcm für Schweißeisen, kd = 200 kd = 300

Bei genaueren Rechnungen ist hingegen stets die Biegungsbeanspruchung mit in Rechnung zu ziehen nach der Gleichung:

worin

„ Flußeisen, „ Flußstahl.

Æi — 0,35 311, -|- 0,65 ']/31j²₎ -j- (a₀ 31 d )- —

worin

a₀ —

ki

zulässige Biegungsanstrengung 1,3 kd 1,3. zulässige Drehungsanstrengung

Zulässige Anstrengungen für Vorgelegewellen:

Schweißeisen . . .    kh    —    300 kg/qcm,    kd    =    360 kg/qcm,    a₀ = 0,64

a₀ -- 0,5 oc₀ = 0,42.

Flußeisen . . . .    kb    =    400    „    kd    =    600

Flußstahl . ...    kh    =    500    „    kd    =    900

Zulässige Anstrengungen für Trommelwellen:

Schweißeisen Flußeisen .

Flußstahl .

kh = 600 kg/qcm, kd == kb = 600 kb — 800

360 kg/qcm

ltd = 600— 720 = 900—1050

Die Anstrengungen können deshalb bei Trommelwellen höher gehalten werden, weil durch das Wandern der Last der gefährliche Querschnitt nur bei ganz bestimmten Laststellungen voll in Anspruch genommen ist.

Für Daumenradwellen sind die niedrigeren Werte der Vorgelegewellen zu setzen, da hier die biegende Kraft immer an derselben Stelle angreift.

Außer der Festigkeit muß auch die zulässige Flächenpressung in den Wellenzapfen geprüft werden.

Dies geschieht nach der Gleichung:

worin

P den Zapfendruck, l die Zapfenlänge, d den Zapfendurchmesser, k die zulässige Flächenpressung pro qcm

bedeutet.

Für Fluß- oder Schweißeisen in Rotgußlagern darf sein k = 40 bis 80 kg/qcm.

Für Fluß- oder Schweißeisen in Gußeisenlagern k — 25 bis 50 kg/qcm.

Die niedrigen Werte sind für schnell laufende, also maschinell angetriebene Winden, die höheren Werte für Handwinden zu nehmen.

Bei der Berechnung der Wellen werden die Zahlen für Mi, Mb und Md meist unübersichtlich, wenn man mit kgcm rechnet.

Es empfiehlt sich daher, mehr als bisher im Maschinenbau üblich, die Kräfte in t, ebenso die Spannungen kd, usw., also mit t/qcm zu rechnen.

Windenschilde.

383

Kurbelwellen.

Die Wellendurchmesser werden gewöhnlich gewählt:

a)    Für festgelagerte Kurbelwellen

d =    30 mm    bei    Kurbeln    für    1    Mann,

d =    40 mm    bei    Kurbeln    für    2    Mann.

b)    Für verschiebbare Kurbelwellen

d =    37 mm    bei    Kurbeln    für    1    Mann,

d —    45 mm    bei    Kurbeln    für    2    Mann.

b) Windenschilde.

Fig. 633.

Die Herstellung der Winden- und Laufkatzengestelle kann entweder aus Gußeisen, Stahlguß oder durch Bleche erfolgen. Bei Fig. 632.

•N

i. :ii

[T~T~T~_T

+ + + +"

Gußeisernes Windenschild.

Schmiedeeisernes Windenschild.

Fig. 634.

Fig.635.

K.

Ją

-é-

Schild für Wand winden.

Lager zu Fig. 633.

maschinellem Antrieb ist möglichst Stahlguß oder Blech zu wählen. Für Handbetrieb genügt Gußeisen.

Außer der Beachtung eines allmählichen Überganges der Gußstellen ist noch Rücksicht auf die Bearbeitung zu nehmen und gefährliche Querschnitte sind in bezug auf die Materialanstrengung einer Kontrolle zu unterziehen.

Die Dimensionen der Windenständer ergeben sich der Hauptsache nach aus der Anordnung der Vorgelegewellen, sind aber im übrigen

nach dem Gefühl zu entwerfen. Als ersten

Fig.636.

—b= 75—

mm

Neigung der Flanschen

8%

—>;12; fr-

Profil für 2000 kg

Anhaltspunkt hat man bei Handbetrieb die Höhe der Kurbelwelle mit 900 bis 1100 mm jiber Fußboden. Die Ständer werden gewöhnlich symmetrisch zu den Mittellinien angeordnet, so daß sich also auch die beiden Vorgelege-§ wellen bei Winden mit doppeltem Vorgelege Ja in gleicher Höhe und symmetrisch zu den Ständermittellinien befinden, um nicht zwei, Gußmodelle anfertigen zu müssen.

Die gebräuchlichen Formen der Ständer ' ' gehen aus den nachfolgenden Zeichnungen hervor. Das Querschnittsprofil ist meist U-förmig,

mitunter auch I- oder T-förmig.

Als Anhaltswerte für die Querschnittsverhältnisse gußeiserner Windenschilde findet man in der Literatur angegeben:

für Hanf Seilwinden . . . . /& = 2d-|-15-b-20 mm, für Kettenwinden . . . .    = 6 ô -j— 15    20 mm,

wenn <5 den Seil- bzw. Kettendurchmesser bezeichnet.

Fig. 638.

Fig. 637.

rW~i

fFh

IÔ1

w-

:—I—U

Ständerfüße für fahrbare Winden.

Ständerlüße. Die Füße sind mit Schraubenlöchern zu versehen, um die Winde nötigenfalls auf einer Unterlage festschrauben zu können.

Für fahrbare Winden werden die Lager für die Rollenachsen entweder vertikal verstellbar angeordnet (Fig. 637), um die Winde auch bei festem Standpunkte auf die Füße zu stellen, oder es werden geschlossene Lager an die Ständerfüße angeschraubt (Fig. 638), oder unten offene Lager direkt an die Ständerfüße gegossen und mit Lagerdeckel versehen.

Fig. 639 u. 640.

MW///,

ZZj-

3p-

Y erbindungsstangen.

Querverbindungen. Einfache Winden erhalten Stangen von 20^-26 mm Durchmesser, Doppelwinden erhalten Stangen von 25 -4- 35 mm Durchmesser.

c) Ausgeführte Räderwinden.

Berechnung einer Bockwinde für 1000 kg Tragkraft mit Hanfseil.

Zwei Arbeiter à 15 kg.

Die Winde ist für zwei Lastgeschwindigkeiten konstruiert, so daß für kleinere Lasten auch kleinere Übersetzungen benutzt werden können.

Die Kurbelwelle ist in ihrer Achsenrichtung verschiebbar angeordnet und kann folgende Stellungen einnehmen:

1.    Triebling III kämmt mit dem Trommelzahnrade IV: einfaches Vorgelege; Bremswelle läuft leer mit (Fig. 643).

2.    Triebling III kämmt mit dem Rade II: doppeltes Vorgelege; Bremswelle ist Vorgelegewelle.

3.    Triebling III steht zwischen I und II und ist also ganz außer Eingriff: Lastsenken.

Die Wirkungsweise der hier verwendeten Sperradbremse ist auf

S. 127 beschrieben.

Die Last wird bei vollständig ausgerücktem Triebling III durch Lüften des Bremshebels gesenkt.

25

Bethmann, Hebezeuge. 3. Aufl.

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Fig. 641.

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Bockwinde für 1000 kg Nutzlast.

Fig. 643.

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Fig. 642.

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K--193

Mit zwei Vorgelegen, Übersetzung 1:18, Kurbeldruck für einen Arbeiter = 15 kg

Zahnräder.

Bezeichnung

Teilkreis

durchmesser

Teilung

Zähne

zahl

Zahn- -stärke

Zahn- Zahn-fußhölie kopfhöhe

t:

CÔ

132

396

C/3

sc

's

3

Pj

132

792

Durchm. — 144

11 77

12 i

^4 »—* OO

tO IC tc cs to

»-—* f—* i—¹

OS CS Ci cs

8-* —• c-*

4^ ^ 4^ 4^

Berechnung des Triebwerkes.

Hanfseildurckmesser nach der Tabelle 1 = 36 mm,

Trommeldurchmesser von Mitte bis Mitte Seil = 8 d ~ 300 mm,

2 Arbeiter mit je 15 kg Kurbeldruck, Kurbelarm = 400 mm.

Ohne Rücksicht auf die Kraftverluste folgt mit diesen Werten

F ig. 644 u. 645.

âo.

v?-

U 45

“TT

[<—50_>|

-232

h⁻!

--T

-ui

*—50 —>i

Feststellklinke für die Kurbelwelle.

25*

Übersetzung i₀ =

Lastmoment

1000.15

Kraftmoment 2.15.40

= 12,5.

Die Winde erfordert demnach doppeltes Vorgelege.

Schätzen wir den Wirkungsgrad der beiden Vorgelegewellen zu je 0,92 und den Wirkungsgrad der Trommelwelle zu 0,94, so ist der gesamte Wirkungsgrad

r, = 0,92.0,92.0,94 = 0,79,

wofür mit Rücksicht auf Ausführungsfehler r\ = 0,75 gesetzt werden soll. Wir erhalten daher eine Übersetzung

= 16,6,

1000.15 2.15.40.0,75

welcher Wert der einfachen Übersetzung wegen auf

i = 18

abgerundet wird. Dafür kann der Kurbelarm von a = 400 mm auf

= 370 verkürzt werden.

400-

16,6

18

Wir zerlegen in 1:6 und in 1:3.

Die große Übersetzung wird zwischen Trommel und Bremswelle, die kleine zwischen Bremswelle und Kurbelwelle angeordnet.

Zahnräderdimensionen:

1. Trommelrad IV (EIV) — Ritzel I (rz):    —

Ml y    Zjy

Zl

'N Cn

V . 2 • C fj Trommel

wenn ÿ = 2 und c = 18.

2 7t 1000.15 2.72.18 ' ~0,94

= 3,31 cm ~ 11 Jt,

zt

Teilkreisdurchmesser 1) r =

•z

72.11®

12.11®

71

= 132 mm.

Div =

Zahnbreite

= 792 mm, b = 21 ~ 2.35 = 70mm.

7t

I-H CO

rm

2. Räderpaar II (Rn) — III (rni) :

₌    _ 2 m

Rn 3 Zu

Da das Ritzel III der Kurbelwelle einerseits in das Rad II und andererseits in das Trommelzahnrad eingreif en muß, so muß dieses Räderpaar aus genannten praktischen Gründen dieselbe Teilung wie das andere Räderpaar haben.

Es wird also: £=12:36, f=ll®, b = 70 mm, I) = 132:396.

Würde die Bedingung des beiderseitigen Eingriffes nicht vorhanden sein, so könnte die Teilung nach der Rechnung bedeutend schwächer ausgeführt werden.

Das der Rechnung zugrunde zu legende Moment der Zwischenvorgelegewelle beträgt unter Berücksichtigung des Reibungswiderstandes

1000.15    1

0,94    ' 6.0,92

1000.15

Yj Trommel -RlV Yj Vorgel.

³/ 2 7t 2890 2.36.18

demnach Teilkreisdurchmesser D = 96:288.

Berechnung der Bremse. Vgl. Fig. 646 bis 647.

Hier ist zu beachten, daß die Reibungswiderstände der Trommel und Vorgelegewelle dem Rückdruck der Last entgegen wirken, das

daher durch die Wirkungsgrade

ri

= 2890 kgcm.

~ 2,4 cm ~ 8 jr,

ideelle Moment M₀ = 1000-15-

ri

Uiv

r/Trommei x Vorgelege nicht zu dividieren, sondern mit denselben zu multiplizieren ist, so daß jetzt wird

M = 1000-15-

Fig. 646.

Kiv

■ ^Trommel Yj Vorgelegewelle.

Fig. 647.

è-

•^lOOOkgj

Bremse.

Anordnung der Bremse.

Da demnach das von den Sperrwerken zu vernichtende Rückdruckmoment M um so größer, je größer die Werte rç, so sind letztere vorsichtshalber hoch einzuschätzen, hier z. B.

^Trommel - Yj Vorgelegewelle —- 0,95,

während bei Berechnung der Übersetzung sicherheitshalber die niedrigen Zahlen den Vorzug verdienen.

Hiermit wird

M = 1000 • 15 • ₆ • 0,95.0,95 = 2250 kgcm.

Fig. 651.

-60-

Fig. 650.

ss a

4-

r

I-

-18—»I*-24-->K—18—fjoi

Bandbe festigung.

-100-

5 kg

->k-

w-

-500-

s.

I?/

!'J

125-

Fig. 648,

ï->

Federn

lifiv

Bremse zur Bockwinde für 1000 kg Tragkraft.

-m-

'T

OT-* !

Fig. 649.

118

HM

IÖ

fl-

X—01

CD

ta

h ®

kftîÜ40S_J|

-ÏOZ-

lu

TsITl

rrröD"

Iis

is

Irr

OU

W/W/ÆA

lif

Ausgeführte Räderwinden. Bremsscheibendurchmesser gewählt zu 280 mm,

Umfangskraft = “yr“ — 160 kg,

Hebelarme gewählt: a = 50 mm, b — 2,5. a = 125 mm, l = 500 mm, Bandspannung im auflaufenden Bandende

160.2,21

292 kg,

2,'1-i

F.e^a eua — 1

Bandspanuung im ablaufenden Band red?

eua — 1

= 132 kg,

Gewicht am Hebel

132.125 — 292.50

500

= 3,8 kg, ausgeführt mit 5 kg.

6.1

a — b — 13,3 mm.

Nach S. 115 erhält man den Ausschlag des Bremsgewichtes bei einer Abhebung des Bandes um 2 mm nach der Gleichung s —

Mit den angenommenen Hebelarmen wird also s =

Bremsband. T—b.ö.kz. Gewählt:

Ö = 2 mm, kz für Schmiedeeisen = 300 kg/qcm,

~ 5 cm.

2.500

125 — 50

Fig. 652.

292

300.0,2

Mit Rücksicht auf Abnutzung 60 x 2.

Kontrolle nach S. 119 ergibt mit jx = 0,4: 1 — 871 kg und kz = 725 kg/qcm.

Anzahl i der erforderlichen Nieten. Be

rechnung auf Biegung (siehe Fig. 652). Gewählt: Nietdurchmesser = 6 mm, kh = 500 kg/qcm. 292.0,1

Aus

0,6³.500 wird i ~ 3.

Nietung der Bandenden.

Dreh bolzen. Die resultierende Kraft ermittelt sich graphisch zu ~ 450 kg. Nach der Zeichnung ist l — 60 mm, folglich

450.6

10

= i t?³.600,

woraus d = 28 mm, ausgeführt mit 26 mm.

Scharnierbolzen für den kleinen Hebelarm. Es ist T — 292 kg, l — 24 mm,

292.2,4 _ 1

«f.600, d₁ ~ 1,1cm, ausgeführt mit 20mm.

Scharnierbolzen für den großen Hebelarm. Es ist

132.2,4

IQ d₂. 600, d₂ ~ 0,9 cm,

t = 132 kg, l = 24 mm, ausgeführt mit 15 mm.

Sperrad. Moment der Welle = 2250 kgcm; gewählt wird

z = 12

= 1, h, — 200 kg/qcm,

³’⁷⁶fe- =³’⁷⁵

Durchmesser D =

CS-

17 2250 12.200 12.12n

• 1 ~ 3,68 cm ~ 12 jr,

7t

= 144 mm.

b ausgeführt mit 40 mm.

Klinkenbolzen. Die den Bolzen auf Biegung beanspruchende Kraft ist gleich der Umfangskraft des Sperrades =

Es ist

2250

7,2

~ 312 kg.

l — 40 mm, Jcb = 600 kg/qcm, 312.4    1

IQc?³.600, d ~ 22 mm.

Berechnung der mittleren Vorgelege welle. Auf die Welle wirkt in schräger Richtung der Zahndruck des Trommelrades

1000.15 39,6.0^94

Durch graphische Zerlegung desselben erhalten wir

die Horizontalkomponente . . . . Zxn zu 390 kg und die Vertikalkomponente. . . Zxv

Ferner wirkt in C der Zahndruck der Kurbelwelle vertikal aufwärts. Derselbe ergibt sich mit der Übersetzung 1:3 und rj = 0,92 zu

132    1

396'0,92

= 403 kg.

Z₂ = 403

= 146 kg.

Vertikale Belastungsebene (Fig. 653).

146.247 — 125.97

Auflagerdruck WXv =

840

= 28,5 kg,

Auflagerdruck W2v = 125.743 — 146.593

840

= Ü5 kg.

Biegungsmomente

im Querschnitt C

Mhv = 28,5.59,3 = 1690 kgcm, Mbv= 7,5. 9,7 =

73

Fig. 653.

Z₂⁼⁼>k 146kg

Fig. 654.

,Z₂

w2v- ⁷-5kg

(<-

840- - -

593-

->r<- 150 -> <‘97’>

/-396 I

Wly=28.5kg

Mitte Lager

Ti

—

Mitte Lager

:_____"

Mitte Zahnrad 1

Fig. 655.

W₂}j A_345kg

—f-b

150--><-97->*

-----------------840-----------yj —H

ZiH=39°kg

Horizontale Belastungsebene. Berechnungsskizze für die mittlere Vorgelegewelle. j

•=

■S

Vertikale Belastungsebene.

WlHA=45kg

A'

U-

593--

Horizontale Belastnngsebene (Fig. 655).

Auflagerdruck WlH —

= 45 kg,

390.97

840

Auflagerdruck W^h =

390.743

840

= 345 kg.

Biegungsmomente

im Querschnitt C

MbII = 45.59,3 = 2668 kgcm, = 345.9,7 = 3346    „

Resultierende Biegungsmomente für Querschnitt C:

B:

Mh = y 1690² -f 2668² = 3160 kgcm, Mb = y 73² -J- 3346²    = 3350    „

Das Torsionsmoment, welches gleichmäßig zwischen B und C auftritt, beträgt

Md = 146-^^ = 2890 kgcm.

Der gefährliche Querschnitt liegt also in B, weil das Torsionsmoment in B und C gleich groß hinzutritt.

Die Vereinigung des Biegungsmomentes und des Torsionsmomentes im Querschnitt B ergibt nach Gleichung

mit

Mi = 0,35 Mb + 0,65 VMb* -f («₀. Mdy Mb = 3350 kgcm, Md = 2890 kgcm

und

a₀ =

kb

400

1,3 kd 1,3.600

= 0,5 für Flußeisen,

Mi = 0,35.3350 + 0,65 V3350² -f 0,5².2890² = 3545 kgcm.

Nach Gleichung Mi = d³kh erhält man schließlich ⁸/l 0.3545

4,5 cm.

400

W₁ = V28,52    452 ^ 53 kg,

\V₂ = y 7,52 -f 3452 ~ 346 kg.

Berechnung der Zapfen. Die resultierenden Lagerdrücke sind in A in 1)

Der rechte Zapfen ist also am stärksten beansprucht. Aus der Biegungs-gleichung

%d³kb ~

W

VV 2 2

wird mit / = 6 cm und kb = 400 kg/qcm

«5

10

d³Jch

710.346.6 ^ 2.400

3 cm, ausgeführt mit 40 mm.

Die spezifische Pressung im Lager ist dann

Ic —

4.6

15 kg/qcm.

Während des Lastsenkens ergeben sich für die Welle etwas höhere Werte, welche indessen für den Wellendurchmesser nicht von Bedeutung sind.

Berechnung der Trommelwelle. Die Welle wird durch den wandernden Seilzug nur auf Biegung beansprucht, weil die Torsion von der Trommel direkt auf das Zahnrad übertragen wird. Um das größte Biegungsmoment festzustellen, soll die Belastung bei den Endstellungen des Seiles auf der Trommel untersucht werden.

Der Zahndruck welcher jetzt in entgegengesetzter Richtung anzubringen ist, wurde vorhin zu 403 kg und dessen Komponenten Zlv zu 125 kg und zu 390 kg ermittelt.

Der Einfachheit wegen werde ferner angenommen, daß sich in den Endstellungen die volle Last Qx bzw. Q₂ auf die Trommelnaben absetzt.

a) Seil in linker Endstellung.

Es ist hier

Qi = 1000 kg, & = o.

1000.715 — 125.115

Vertikaler Auflagerdruck Wlv =

„    „ W2v = 31 kg.

830

= 844 kg,

-------600--........-X-115-»!

1000 kg

Vertikale Biegungsmomente für Querschnitt B

11

11

Fig. 656.

Mhv = 844.11,5 = 9706 kgcm, 31.11,5 = 357    „

Fig/657.

bv

WivA

Z,

830-

Zlv=125kgiW2v

A

j<-115

eO-<-\

600

»<-115 »i

q₂

792-

Yertikale Belastungsebene. Fig. 658.

W1HA

AW2H

-830

ZlH=390kg

Horizontale Belastungsebene. Berechnungsskizze für die Trommelwelle.

b) Seil in rechter Endstellung.

Es ist

Vertikaler Auflagerdruck Wlv =

Q₂ = 1000 kg, Qj — 0.

1000.115 — 125.115

830

= 121 kg,

W2v = 754 kg.

Vertikale Biegungsmomente für Querschnitt B

nj

Mhv = 121.11,5 = 1392 kgcm, Mhv = 754.11,5 = 8671    „

Für Querschnitt B wird demnach das Biegungsmoment bei linker Seilstellung der vertikalen Kräfte am größten,

max Mhv -— 9706 kgcm.

Hierzu tritt noch das Biegungsmoment der Horizontalkräfte.

= 54 kg,

Horizontaler Auflagerdruck Wxh =

390.115

830

W₂h -— 336 kg,

Horizontale Biegungsmomente für Querschnitt B

11

! 11

MhH = 54.11,5 = 621 kgcm, Mhn = 336.11,5 = 3860

Das größte resultierende Moment ist

max Mh = V9706² +- 62D = 9720 kgcm,

396

Ausgeführte Räderwmden. für C beträgt das resultierende Moment

Mb = V86712+ 38602 ^ 9500 kgcm, ist also nur unerheblich kleiner als das Moment in B. Mit lcb = 600 kg/qcm wird

9720 = y-(Z³.600 und d = 5,5cm, ausgeführt mit 75mm.

Hubhöhe. In der Zeichnung ist die lichte Trommellänge zwischen den Rändern mit 500 mm angegeben. Es finden demnach bei 36 mm

Hanfseildurchmesser = 13,8 Lagen Seil auf der Trommel Platz. 3b

Werden zur Schonung der Seilbefestigung nur 12 Lagen bei vollständig gesenkter Last abgewickelt, so kann eine Hubhöhe 12.0,3 . n — 11,3 m erzielt werden.

Fig. 659.

Fig. 660.

Seilbefestijronsr

-106-

•lilii-

Vs"

i    —

—>26—>f< 17->1-7 -}-<-40-

<-16

Befestigung des Hanfseiles an der Trommel.

Hubgeschwindigkeit. Nach Seite 265 beträgt bei 0,6 m Kurbelgeschwindigkeit

¹¹ • n« -v = c — • i — 0,6 - •

a    ’    7

r-H CO

— 0,0135 m/sec = 13,5 mm,

Lo

oder nach der Formel v =

Pc

2.15.0,6

1000

• 0,75 = 0,0135 m/sec.

Um die Last 11,3m zu heben, ist demnach eine Zeit erforderlich

» = i.

11,3

0,0135

= 840 Sekunden = 14 Minuten.

K = < kg

-4-

Fig. 662.

—s-

S~r

•I-

►3

ńdt

\\

Jy

Sperrrad z

-o

j-----%t

►x

II

<N 00 C£> © r-i ©in

3*-

S'

«-!)£*

05E

-4

’j

K-0⁽'6

:.i

für 500 kg Tragkraft.

72

8 77

576

50

©

ns

.a

rri

ill

is

HIM

Zahnrad

P ig. 661.

f<-52 ->)*--120->j*

ŚS

?

Zähnezahl .....

Teilung......

Teilkreisdurchmesser Zahnhreite ....

@|S

__i¹........i-

-390

-89T-

Jüd

Ife

éIIÉF

mis-»

'j'l

3T

■9—

t±

-OOT-

')! if’"«

Fig. 663.

I)

262,5-

I>

L.

rh\

Ci

622,5-

,A

\\v ■

ioö

rü

T

\\

v\

215-

100

N.P.10

-oie

Ab

o.

1000-

1320-

Fahrbare Bauwinde

für 5000 kg Tragkraft und 30 m Hub für Drahtseil und vier Arbeiter à 20 kg.

Rädertabelle,

60

12

• 18 77

1080

216

110

48

576

12

;    12 77

144

75

36

432

10

40

129,4

25

60

15

.400

B.

ii;

||

Fig. 664.

■1200.

-I

^100 .|.9⁵^⁸⁰^

1 > 40,40,40

=*=■

24.5

îH*

85

T)

a-^

_J_.

I.,..

(‘

-f ■=-

400'

m

05

■695-

„26

Die Kurbeln sind um 120° versetzt.

X---j

360

180

± r-’3Ô-^

—;K>5^

*100-»

-§

IM

^13»

*-130

1"

-500h—

------tyj—-

Drahtseil

&—

"£ÿ‘

iivïe.9

U->

125

nöS

'k-

-940-

-1000-

T"

Seitenansicht zu Fig. 663.

Fig. 665.

as

'Ö

Schnitt A-B

ai!

5 ^ I

ITi

-360-

ii*

,â_

k—160—H

Schnitt A—B zu Fig. 66.F

Fahrbare Bauwinde für 5000 kg Tragkraft

und 30 m Hub für Drahtseil und vier Arbeiter à 20 kg.

(Fig. 663 bis 665.)

Die Anordnung des Triebwerkes für Heben und Senken ist dieselbe, wie bei der vorher beschriebenen Winde.

Die Winde kann mit zwei Lastgeschwindigkeiten arbeiten, und werden für große Lasten drei Vorgelege, für kleine und mittlere Lasten bis 1650 kg zwei Vorgelege verwendet.

Die Last hängt mittels eines 24 mm - Drahtseiles direkt an der Trommel, welche mit eingedrehten Gewinderillen von 26mm Steigung versehen ist.

Die Arbeiter stehen bei der Bedienung der Winde auf einer Plattform, deren C- Eisen an den Windenschilden angeschraubt sind.

Für das Fahrtriebwerk ist auf der ersten und zweiten Vorgelegewelle ein Zahnräderpaar mit einer Übersetzung 1:3 angeordnet.

Das große Zahnrad F und das G all sehe Kettenrad F sitzen auf einer gemeinsamen Nabe, welche lose auf der Welle sitzt.

Die Bewegung wird durch G all sehe Kette auf die Laufradachse übertragen.

Das Bremswerk besteht aus einer Sperradbremse, deren Bremshebel beim Lastsenken gelüftet werden muß.

Berechnung.

Die Berechnung der Lastwinde hat nach den vorher angegebenen Gesichtspunkten zu erfolgen.

Die berechneten Bäderdimensionen der einzelnen Übersetzungen ergeben sich aus der Zahnrädertabelle.

Die Trommellänge l ermittelt sich bei einem Hube von 30m und einem Seildurchmesser d = 24 mm nach S. 40 aus der Beziehung

+ 2.

i) u

l = n.s, worin die Windungszahl n =

Wählt man die Steigung 2 mm größer als den Seildurchmesser, also s — 24 4- 2 = 26 mm,

und ist der Trommeldurchmesser D = 500 mm, so hat man

30

somit

0,5 n

f 2 = 21,

Z = 21 .26 = 550 mm.

Heben

Fig.666 u. 667. Heben

Fig.668 u 669. Senken

Senken

ix

Heben

f,

SenkenV

-B

—B—]

)}

Heben

\\

Heben

Antrieb mit 2 Vorgelegen für 1650 kg Übersetzung 1 : 20

Senken

WJ

Senken

Antrieb mit 3 Vorgelegen für 5'JOO kg Übersetzung 1 : 60

-=

■=

-=

Wirkungsweise der einzelnen Vorgelege.

Fig. 671.

Fig. 670.

Djl

Übersetzung 1:3 E

FV

-tf.

fr

Windentransport mittels Gallscher Kette.

Befestigung der Trommel am Rade A.

Um das drehende Moment direkt von der Trommel auf das Zahnrad zu übertragen, ist der Trommelrand durch sechs Schraubenbolzen mit den sechs Armen des Zahnrades verschraubt. Das für die Schrauben in Betracht kommende Moment ist = 5000.25. Bei einem Abstande der Schrauben von Wellenmitte r = 18 cm erhält man die im Lochkreise wirkende Kraft P₁ aus der Momentengleichung 5000.25 = Px .|18

———~ 7000 kg.

Unter der Annahme, daß sich diese Kraft auf alle sechs Schrauben gleichmäßig verteilt, kommt auf eine Schraube eine Last von 1170 kg.

Die den Schraubenbolzen aufnehmende Nabe ist 80 mm lang, die Seitenscheibe der Trommel 35 mm dick.

= 3364 kgcm;

A

Das biegende Moment beträgt daher für einen Bolzen 1170    (8 -F 3,5)

ferner ist

Mb

— Vio d³kb, also d = y

73364.10

~ 3,3 cm.

900

Statt nun die Schraubenbolzen so stark zu halten, wurden Entlastungsringe eingelegt, welche die ganze Belastung aufnehmen, so daß die 1 Zoll-Schrauben hinreichend stark sind.

Lastgeschwindigkeit.

Mit c = 600 mm Kurbelgeschwindigkeit pro Sekunde, U = 250 mm Trommelradius, a — 400 mm Kurbelarm,

i = 1:60 als gesamtes Übersetzungsverhältnis,

wird v =

600.250    1

400

• q = 6,2 mm bei 5000 kg Last.

Iriebwerk für das Fahren.

Mit Q — Nutzlast Eigengewicht = 5000    1500 = 6500 kg,

r = 3 cm (Halbmesser der Laufradachsen),

fr = 0,1,

f — 0,05 cm

wird bei ungünstiger Fahrbahn und roher Rechnung mit 150 Proz. Zuschlag

Mw = 2,5 $(/■-[-fxr) = 2,5.6500 (0,05 + 0,1 . 3) = 5687 kgcm.

Mit zwei Arbeitern à 25 kg Kurbeldruck und 400 mm Kurbelradius, rj = 0,85, ergibt sich die erforderliche Übersetzung zu

5687

2.25.40.0,85

3,3.

Hierfür ist das Räderpaar DJS benutzt, welches eine Übersetzung 1:3 aufweist.

Die weitere Übertragung der Kraft von der zweiten Vorgelegewelle nach der Laufradachse findet durch G all sehe Kette statt.

Das Moment an der Laufradachse betrug 5687 kgem.

Fig. 672.

■Ą

- ......

Handkabel winde von Alfred Gutmann, A.-G., Ottensen-Hamburg.

Das auf der Laufradachse sitzende Kettenrad hat einen Radius von 64,7 mm. Daher ist die Umfangskraft

5687

880 kg.

6,47

Während des Fahrens wird die Spannung im ziehenden Kettentrum ungefähr zweimal so groß wie die Umfangskraft, folglich wäre eine Ivette für 1760kg Tragkraft zu wählen. Es genügt eine Gallsche Kette mit einer Teilung t = 40 mm.

Das Kettenrad erhält demnach bei z = 10 Zähnen einen Durch

messer

= 129,4 mm.

sin

Fig. 673.

IS

Si

if

Uj

Hüll!

■:;; .........

Fahrbare Handkabelwinde von Alfred Gut mann, A.-G.,

Ottensen - Hamburg.

Beim Fahren der Winde wird die Kurbelwelle durch Verschieben mit dem Windenräderwerk außer Eingriff gebracht und gleichzeitig mit dem Fahrtriebwerk gekuppelt. Die Fortbewegung erfolgt dann durch Drehen der Handkurbeln.

Fig. 674.

m

Lii

3;::'

■■■

ii

Ac

ÉLJ

;=₁-- .

⁼⁼zz-____Hl

Bockwinde mit schmiedeeisernen Seitenschildern und Schraubenbremse von Schuchardt & Schütte.

Winden für Transmissionsantrieb

der Düsseldorfer Maschinenbau-A.-G.

Die in Fig. 675 dargestellten Winden werden zum Heben von Ballen und Säcken, bei Neubauten zur Materialbeförderung, für Gichtaufzüge in Eisen-, Kalk-, Zement- und ähnlichen Werken benutzt. Sie werden mit fester und loser Riemenscheibe ausgeführt zum Betriebe mit nur einem Riemen und erhalten weiter keine Sicherheitsvorrichtungen, als daß die Riemenausrücker derart eingerichtet sind, daß

Fig. 675.

41

il

*/l

Winde für Transmissionsantrieb der Düsseldorfer Maschinenbau-A. - G.

die Bandbremse in Wirkung treten muß, sobald der Riemen auf die Leerscheibe gerückt wird. Abgelassen wird mit der Bremse, und sinkt die Last, je nachdem die Bremse gelüftet wird, schnell oder weniger schnell herab.

Da zu diesem Herabbremsen einige Geschicklichkeit des bedienenden Arbeiters erforderlich ist, so sind sie nicht zum Heben von leicht zerbrechlichen und wertvollen Gegenständen geeignet.

Die Winden können auch für Handbetrieb mit Kurbeln versehen

werden.

Tabelle 63. Abmessungen für Winden mit Transmissionsbetrieb.

Tragkraft in kg.........

Die Trommel nimmt Drahtseil auf m Stärke des Drahtseiles in mm . . . Durchmesser und Breite der Riemenscheiben in mm........

Drehzahl der Riemenscheiben p. Min. Damit erzielte Hubhöhe in m . . . Betriebskraft in PS........

m    !o    S:o    m    m    o

»-*    Ol    O    O    CH    o

i-¹    00    2,    ©    k-¹    1-*    ©

jo^o    °l    o    to    oo    ©

750

i......

1250 1500

2000

O'

-I

Ol

20

14

500

70

180

12,6

2,45

22

16

500

100

iso

00

23

16

CO 00

O'!    r—*

25

20

600    700

TÏÔ 100

800

100

ISO

180

180

11 3

4,4

8,0

50

•fisi

Fig. 676.

I -n

w

T(J> 500/-

4.

z —18 t =31,4

kg

= 60

h⁷⁰T7

E280-

/ T<J>=180\\ //

=3i,4

V\\ T (j) = 600

f fBSE3

j..nf.., oft.

*OA

-370-

sä

_0

-370-

aą-

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^§j§p-

-f-

-312-

-480-

-700-

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||g#S|iioUi

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Friktionswinde für 500 kg Tragkraft.

Fig. 677.

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Grundriß zur Friktionswinde.

Priktionswinde mit Zentrifugalbremse und Riemenantrieb (Tragkraft 500 kg)

von Alfred Gutmann, A.-G., Ottensen-Hamburg (Fig. 676 bis 678).

Friktionswinden werden ihrer bequemen und einfachen Handhabungsweise wegen bei vorhandener Transmission viel in Mühlen, Brauereien, Fabriken, Speichern usw. verwendet.

Fig. 678.

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Seitenansicht zur Friktionswinde.

Her Antrieb erfolgt mittels eines einfachen Riemens, der von jeder Richtung auf die Antriebsscheibe geleitet werden kann, so daß die Winde auch über oder unter dem Stockwerke, in welchem die Transmission liegt, Aufstellung finden kann. Die Bewegung der Antriebswelle wird durch ein Keil- und ein Zahnräderpaar auf die Trommelwelle übertragen.

Die Bedienung ist eine sehr einfache. Durch Anziehen und Festhalten des Steuerseiles, welches mittels Leitrollen nach jeder beliebigen Stelle hingeleitet werden kann, wird die Welle mit dem großen Keilrade gehoben und die Kämme der beiden Keilräder ineinander gedrückt, wodurch das Aufwinden der Last bewirkt wird.

Soll die aufgewundene Last schweben bleiben, so läßt man das Steuerseil los, wodurch sich das große Keilrad in den darunter liegenden Bremsklotz aus Holz legt.

Ein teilweises Anziehen des Steuerseiles ermöglicht das Senken der Last, wobei die Geschwindigkeit der niedergehenden Last sich leicht regulieren läßt.

Da hierzu einige Geschicklichkeit des Arbeiters erforderlich ist, so werden diese Winden behufs Erreichung größter Sicherheit gegen Beschädigen der Lasten beim Senken mit einer Zentrifugalbremse ausgerüstet.

Die Drehbolzen der Schleuderklötze werden dann direkt an den

Armen des großen Keilrades befestigt.

Hinsichtlich der Hubgeschwindigkeit wird für mäßigen Betrieb 18 m, für lebhaften Betrieb 30 bis 36 m und für sehr flotten Betrieb 45 bis 48 m pro Minute empfohlen.

Berechnung der Friktionswinde für 500kg Tragkraft.

(Fig. 676 bis 678.)

Bei dem angegebenen Trommeldurchmesser von 350 mm von Mitte bis Mitte Drahtseil und der vorhandenen Stirnradübersetzung 18 1

Z 60

= —- ermittelt sich die Umfangskraft der Keilräder, die

OjüO

Fig. 679.

455 kg

670

Jr

4G = 120 kg

^-702

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--1250-

Schematisch angedeutete Hebelübersetzung.

Durchmesser von 146:500 auf weisen, mit einem Wirkungsgrad >7 = 0,91 je für Trommel- und Vorgelegewelle zu

350

⁵⁰⁰-

500

= 127 kg.

3,33-    - 0,91²

M

127

Der erforderliche Anpressungsdruck der Keilräder senkrecht zu ihren Wellen wird nach S. 193 mit einem Keilnuten winke 1 2« = 15° und \jl = 0,1

= 455 kg.

— 0,28 0,28

Dieser Druck wird nach der Zeichnung durch die in Fig. 679 schematisch angedeutete Hebelübersetzung

1250 670 ~7Ö~' 690

— 30,7

und durch eine lose Rolle ausgeübt.

Außer dem Anpressungsdruck muß noch das Eigengewicht der auf der Vorgelegewelle angeordneten Räder, der Bremse und das Hebelgewicht mit gehoben werden.

Schätzen wir dieses Gewicht einschließlich Zapfenreibung zu 120 kg, so ist der erforderliche Zug am freien Seilende mit rj — 0,8 für die Rollenanordnung

Z ^ (455 + 120)

390    70    1

670 ‘ 1250'2.0,8

Die spezifische Pressung in den Keilrillen ermittelt sich nach S. 193 bei s = 3 Keilrillen aus P 0,17 zu

127

= 249 kg/qcm.

0,17 z 0,17.3

Zulässig ist nur = 135, falls die Abnutzung und Erwärmung innerhalb zulässiger Grenzen bleiben soll. Selten vorkommende Maximallast läßt den Wert k₀ — 249 noch anwendbar erscheinen.

Bei 190 Umdrehungen der Antriebswelle und der in den Keilrädern und Zahnrädern vorhandenen Übersetzung

146 18 _    1

500 ' 60 — 11,4

macht die Trommel

WTr -

190

= 16,6 Umdr./min.

11,4

Damit wird die Umfangsgeschwindigkeit der Trommel bzw. die Fördergeschwindigkeit

Dun

60

0,35.7t. 16,6

60

= 0,3 m/sec,

und der Kraftbedarf bei dem angegebenen Gesamtwirkungsgrade rj — 0,65

500.0,3

75.0,65

= 3 PS.

Die Riemengeschwindigkeit wird bei 450 mm Scheibendurchmesser 0,45. je . 190

60

= 4,46 m/sec,

und die Umfangskraft an der Riemenscheibe:

= 50,5 kg,

3.75 4,46

folglich die Anstrengung des angegebenen Riemens 120.5 nach S. 295:

— 8,4 kg/qcm.

C = T—

50,5

12.0,5

Tabelle 64. Kraftverbrauch

der Friktionswinde für 500 kg bei verschiedenen Fördergeschwindigkeiten.

Übersetzung in den Rädern i = 1:11,4, Trommeldurchmesser 350 mm, Riemenscheibe 450 X 125, Riemen 120 mm breit, Wirkungsgrad 0,65.

Fördergeschwindigkeit mm pro Sek. . . Touren der Antriebswelle pro Min. . . . Riemengeschwindigkeit mm pro Sek. . . Ivraftbedarf in PS bei rj = 0,65 . . . .

200

300

400

500

125

190

250

315

cd⁻ of

4,5

6,0

7,5

3,1

4,1

5,15

800

500

12,0

8,2

Tabelle 65. Abmessungen von Friktionswinden.

Tragkraft in kg.................. . .

Durchmesser der Trommel in mm ...........

Durchmesser der Antriebsscheibe in mm........

Breite der Antriebsscheibe in mm...........

Tourenzahl der Antriebsscheibe bei 18 m Lasthub pro

Minute.................., . . .

Kraftbedarf bei 18 m Lasthub pro Minute in PS . . . .

Durchmesser des Stahldrahtseiles in mm........

Gewicht etwa kg...................

350

500

750

1000

300

350

400

450

400

450

500

550

100

170

1,80

10

275

125

185

2,75

12

500

150

150

200

210

4,00

14

700

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Transmissionswinde zu einem Lastenaufzug von 1000 kg Tragkraft

von Gebrüder Weismüller in Frankfurt a. M.-Bockenheim.

(Fig. 680 bis 687.)

Die Fahrbühne hängt an einem 17 mm starken Drahtseil, welches auf eine Trommel von 500 mm Durchmesser mit Rechtsgewinde von ³/₄" Steigung gewickelt wird.

Um den Arbeitsverbrauch während des Hebens und Senkens möglichst gleichmäßig zu verteilen, wird das Eigengewicht der Falirbühne und die Hälfte der hier häufig vorkommenden Höchstlast durch ein Gegengewicht ausgeglichen. Die Ausbalancierung wird an der Windentrommel durch ein vom Gegengewicht erzeugtes Drehmoment bewirkt. Das auf der dem Lastseil entgegengesetzten Trommelseite befestigte

Zu Seite 617.

Fig. 1023 bis 1029.

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Halbtorkran von 3000kg Tragkraft und Um Ausladung

von

der Maschinenfabrik Augsburg-Nürnberg, A.-(t.

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Friedr. Vieweg & Sohn, Braunschweig.

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Gegengewichtsseil wickelt sich ab, sobald das Lastseil aufwickelt und umgekehrt, so daß die Trommellänge nur der einfachen Hubhöhe entsprechend ausgeführt zu werden braucht.

Der Trommelantrieb erfolgt durch offenen und gekreuzten Riemen unter Vermittelung eines selbsthemmenden Schneckengetriebes mit obenliegender Schnecke und mit der Übersetzung 1 :30.

Die Umkehr des Drehsinnes für Heben und Senken und das Ausrücken der Winde bzw. das Verschieben der beiden Riemen erfolgt durch eine parallel zur Trommelwelle angeordnete Steuerwelle a, die mittels eines um die Steuerscheibe b geschlungenen und mit der Ausrückstange in Verbindung stehenden Steuerseiles betätigt wird.

Ein auf a sitzendes Zahnrad c verschiebt die Ausrückstange tf, welche die Riemengabeln trägt.

Der Umwurfhebel h sichert die jeweilige Lage des Riemens auf den Scheiben.

Der Auslauf der Winde wird beim Abstellen durch eine mittels Kurvenscheibe e und doppelarmigen Zwischenhebel f während des Hebens und Senkens gelüftete Bandbremse g verkürzt, deren Bremsgewicht nach dem Verschieben der Riemen auf die Losscheiben freigegeben wird.

Eine von der Trommelwelle mittels einfacher Zahnräderübersetzung angetriebene Seiltrommel i betätigt die den jeweiligen Stand des Fahrstuhles angebende Zeigervorrichtung.

Mit der angegebenen Tourenzahl der Antriebsscheibe n — 231 und der vorhandenen Übersetzung im Schneckengetriebe 1:30 ergibt sich für die Trommel eine Umdrehungszahl

^Trommel —

231

= 7,7 pro Minute, oO

und damit eine Lastgeschwindigkeit für Heben und Senken:

0,5 . n. 7,7

Dnn

Trommel

60

60

= 0,2 m/sec.

Der Kraftbedarf der Winde wird bei Berücksichtigung der Ausbalancierung und mit einem Wirkungsgrad g = 0,5 (S. 178):

Q.v_ _ (1000 —500).0,2

75.17

75.0,5

= 2,67 PS.

Das Schneckenrad ist aus Gußeisen hergestellt. Die Zähne werden nicht bearbeitet. Nach den angegebenen Werten z = 30, t = 58,8 mm, 485 mm Durchmesser und b = 115 mm wird die Materialanstrengung

in den Zähnen nach S. 180 bei einer zu übertragenden Umfangskraft (1000 — 500)500

= 5.15 kg:

485

515

C b.t 11,5.5,88

= 7,6.

Setzt sich das Gegengewicht auf, oder kommt dasselbe bei einem Bruch des Gegengewichtsseiles nicht mehr zur Geltung, so wird bei 1000 kg Last und 300 kg Bühnengewicht die Umfangskraft am Schneckenrade

= 1340 kg,

(1000 + 300). 500

485

und damit

1340

11,5.5,88 “

= 19,8, entsprechend

20

0,06

= 330 kg/qcm.

Bei dieser möglicherweise vorkommenden Höchstbelastung ist demnach Bruchgefahr ausgeschlossen.

Die eingängige Schnecke ist mit der Welle aus einem Stück hergestellt und aus dem Vollen gedreht. In der Zeichnung findet sich 100 mm Teilkreisdurchmesser und 58,8 mm Steigung. Damit wird der Steigungswinkel aus

= 0,187,

,    s    58,8

yM dn 100.7E

a = 10° 30'. Der Steigungswinkel ist größer als der Reibungswinkel q = 6° und würde Bewegung des Triebwerkes bei vorkommenden Stößen eintreten, wenn die Stoppbremse nicht vorhanden wäre.

Zwillingsdampfwinde für 2500 kg direkte Tragkraft und 10 m Hub

der Maschinenfabrik „Rhein und Lahn“,

Gauhe, Gockel & Co. in Oberlahnstein a. Rh.

Dampfdruck im Schieberkasten 5 Atmosphären; */₄-Füllung.

Die Leistung der einzylindrigen Maschine verhält sich zur Leistung der Zwillingsmaschine wie 1:2,4; das Übersetzungsverhältnis des ersten Vorgeleges ist daher bei den Winden mit doppeltem Vorgelege 2,4 fach gewählt, um bei einem Zylinder mit doppeltem Vorgelege und Zwilling mit einfachem Vorgelege gleiche Förderlast (natürlich mit verschiedener Hubgeschwindigkeit) bewältigen zu können, so daß Trommel nebst Achse und Trommelrad für beide unverändert bleibt.

Der Wirkungsgrad bei einfachem Vorgelege ist zu 0,9, bei doppeltem Vorgelege zu 0,8 angenommen, während die Reibung der Kurbelwelle schon in dem Wirkungsgrade der Dampfmaschine berücksichtigt ist.

Die „doppelten Lastmomente“¹) bedeuten deshalb die wirklich zulässigen Produkte aus Förderlast und Trommeldurchmesser (his Ketten- oder Seilmitte gerechnet) und ergeben für jede gewünschte Förderlast durch Division mit dieser den dahei zulässigen größten mittleren Aufwickelungsdurchmesser. Die zur Übersicht angegebenen Grenzzahlen „Größte Tragkraft bei kleinstem Trommeldurchmesser“ und „Kleinste Tragkraft bei größtem Trommeldurchmesser“ sind abgerundet.

Fig. 688.

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PS

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Zylinderdurchmesser 150 mm; Kolbenhub 250 mm; Tourenzahl der Kurbelwelle

140 pro Minute.

Die Zähnezahlen der Räder betragen: bei einem Zylinder und einfachem Vorgelege . . . 12:104, bei einem Zylinder und doppeltem Vorgelege . . .12:80 und 12:32, hei Zwillingsmaschinen und einfachem Vorgelege . 12:80,

hei Zwillingsmaschinen und doppeltem Vorgelege . 12:56 und 12:32. Das „doppelte Lastmoment“ ist zu multiplizieren:

für 2 at Dampfdruck mit 0,37,

V)

Hub

in der Minute

COi—ICDiOT^COrHa^ai^^-C^^H^^HCDOiOr-lO ^<MiO(M^r<MCO(N^<MCDCOO(Mt^COiOCOaO^

Kleinste Tragkraft bei größtem Trommeldurchmesser

mm

kg

650

175

650

550

750

800

700

950

950

006

1150

1150

1100

1350

1300

1200

325

625

008

500

975

450

825

1450

650

1200

2000

850

1600

3000

Hub

in der Minute

10

\ 5,5)

115,5 ;

8,5

II

C.

co

18 f

10,5

14

I 21 J

12

66. Abmessungen von Dampfwinden.

Größte Tragkraft bei kleinstem Trommeldurchmesser

Zulässiges

doppeltes

Lastmoment

Zahnteilung

Vor

gelege

Sunjsiaj

-uauxqos'Bj^

mm

kg

kgcm

nun

140

750

160

180

180

200

220

220

240

260

260

280

300

300

320

340

005J

1800

1150

1950

3000

1850

3100

4800

2800

4700

7300

3600

6100

9600

11680 21 580 21 720 36 480 23 440 43 300 43 200 72 570 45 040 83 180 \ 83 310 j 139 930 79 040

145    800 )

146    000 } 245 220 119 170 220 080 I 220 500 j 370 360

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11 71

11 u. 14,5 n

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12 U. 16 77

16 71

16 u. 22 Ti 14,5 Ti

14,5 u. 18 7i

18 71

18 u. 24 7i

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100

125

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175

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Modell-

nummer

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VC

Berechnung

einer Zwillingsdampfmaschine für 2500 kg Tragkraft. Gegeben ist

Q = 2500 kg,

Fördergeschwindigkeit

v = 0,3 m/sec,

Dampfspannung im Schieberkasten

p = 6 at Überdruck,

Umdrehungszahl der Maschine

^Hasch. - 140.

Es ist

Ketten stärke nach S. 17

d — 22 mm,

Trommeldurchmesser

D — 30 d = 660 mm,

60v _ 60.0,3 D n 0,66 n

Übersetzung zwischen Trommel- und Kurbelwelle

^•Trommel -

= 8,7.

140

cc

= 16,1:

ausgeführt mit 1: 3,2 und 1: 5

Ne =

Q.v

2500.0,3

75.0,7

= 14,3 PS.

7 5.7] Wind«

Nach S. 299 wird der Zylinderdurchmesser mit l = 2d und 60 Proz. Füllung

Ne

150 000 ~

A

14,3

n (s — p) 7]

Masoh.

140 (0,9 . 7 — 1,2).0,7

Kolbenhub

2.130 = 260 mm,

Kolbengeschwindigkeit

ln 0,26.140

3(1

30    = 1>2m'

Kolbenfläche

® D* 1QO ——— ~ 132 qcm.

c

Fig.689 u. 690.

I

Schnitt A—B

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Fig. 691 u. 692.

Schnitt C—D

Bremsband

gisffirtk

mm

Zwillingsdampf winde für 2500 kg Tragkraft dertMaschinenfabrik „Rhein und Lahn“, Gauhe, Gockel & Co. in Oberlahnstein a. Rh.

Durchmesser des Dampfzuleitungsrohres bei 30 m Dampfgeschwindigkeit

8,5 cm,

s    F. cmax 132.(1,6.1,2)

30

/ —-=-—- ~

w

Durchmesser des Dampfableitungsrohres bei 15 m Dampfgeschwindigkeit

₌ F. cmac _ 132.(1,6. 1,2) ^ ¹    u    ~

15

17 cm,

Dampfverbrauch pro Zylinder und Stunde nach S. 300 mit e = 0,6

Bethmann, Hebezeuge. 3. Aufl.

Elektrisch betriebene Aufzugwinde für 1500 kg Tragkraft

von Gebr. Weismüller in Frankfurt a. M.-Bockenheim.

(Fig. G93 bis 696.)

Die Winde ist für einen Lasten auf zug bestimmt, dessen Fabrbübne an einem Drahtseil bängt und dessen Biihnengewicbt nebst ³/₁₀ der Nutzlast durch ein Gegengewicht ausgeglichen ist, um den Arbeitsverbrauch beim Heben und Senken möglichst gleichmäßig zu gestalten. Das Gegengewichtsseil ist auf der dem. Lastseil entgegengesetzten Trommelseite befestigt und bringt dadurch ein dem Lastmoment entgegengesetztes, entlastendes Drehmoment hervor.

messer.

Das Lastseil bestimmt sich nach Tabelle 2 bei 1500 kg Nutzlast und 400 kg Bühnengewicht bei 10 fâcher Sicherheit zu 20 mm Durch-Das Seil hat nach Konstruktion III 180 Drähte à 0,95 mm Durchmesser und 16 500 kg Bruchfestigkeit.

Wählen wir den Trommeldurchmesser 1) — 500 <5 ~ 500 mm, so wird die Materialanstrengung im Seile nach S. 5

0,095

₅₀ = 2981 kg/qcm,

f 800 000

Q = 120. F.1 .n[(s -\- 0).y — 0.17J -f- 450D y(s —p)\

= 120.0,0132.0,26.140 [(0,6 + 0,05). 0,273 — 0,05.0,663] 4- 450.0,13 yo,9.7 — 1,2 = 138,4kg.

_1 Ne 1 14,3

^ i    0 'io

* 'I'M

demnach Dampfverbrauch pro PS und Stunde Q _ 138,4

Nt ~ 10,2

Es ist

2 0,7

= 10,2 PS,

= 13,5kg/PSt u. Std.

1900

180 I 0,095²

während 3500 kg/qcm für Lastenförderung zulässig ist.

Das Schneckenrad ist aus Phosphorbronze mit gefrästen Zähnen hergestellt und führt der oben liegenden, aus dem Vollen gedrehten, steilgängigen Schnecke reichlich öl aus dem geschlossenen Ölgehäuse zu. Wir können demnach den Wirkungsgrad der Winde vorbehaltlich späterer Kontrolle ziemlich hoch mit etwa r\ = 0,6 einsetzen.

Dann wird die Motorleistung bei der verlangten Fördergeschwindigkeit v — 0,45 m/sec

Qv

1500 —

A.1500)-0,45

75. rj

75.0,6

= 10,5 PS.

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Fig.693 u. 694.

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^p333X|LL|!^J^iT ,f ^rai^iTlT^TniTrp

f*T

Hffff

C NPr. 16, Länge 2760

,11

Trommel-Steigung

⁷/8= 22,2 mm

La^ tseil

\t= 38.1

Z= 16 — t= 25 f=128.15

+60 >

Z= 13 $=-156

!h

-266

2150

linksgängig

—s.

20 mm Seil

<05

■SrsTrT

ii

t+65*

570

*3

-315-

-260-

445

I-

428

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H-

670

366

Mitte Fahrstuhl

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Motôrîll.2 pg

n = 1440

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MS

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873

Elektrisch betriebene Aufzagwinde für 1500 kg Tragkraft.

Fig. 695.

•CKPr.8 /

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525

59E-Hfl

-605-

-775

♦ 100-ilL—170--->]

,80X25

r—i9-e;

-625

100

ŒT

C NPr. 16, Lange 2760

Seitenansicht zu Fig. 693.

In der Ausführung findet sich ein Gleichstrom-Nebenschlußmotor von 11,2 PS mit 1440 Umdrehungen in der Minute, dessen Drehsinn der Auf- und Abfahrt entsprechend durch einen Umkehranlaß widerstand A geändert werden kann.

Wir erhalten demnach zwischen

Fig. 696.

Motor- und Trommelwelle eine Übersetzung

WjVXotor

j t=38,i doppelgangig * *

Gasguwinde    ---Ś—

i<-644*6M»-16®-140—4

g-S—§-----

U40 ~

17,2 —

Dafür findet sich in der Zeichnung mit Rücksicht auf vorhandene Modelle ein doppelgängiges Schneckengetriebe mit z = 30, also einer Übersetzung 1:15, und ein Zahnrädervorgelege mit der Übersetzung 13 : 75. Die vorhandene Gesamtübersetzung ist demnach

^Trommel

83,8.

-375-

830

-=*1

Schneckenwelle.

¹ ł³

Tö ' 75    86,5

Für das Schneckenrad, dessen Zähnezahl z = 2.15 = 30 beträgt, ermittelt sich die Teilung, wenn wir mit Rücksicht auf die hohe Umdrehungszahl der Schneckenwelle und die zu erwartende Abnutzung

c — 32 wählen, mit ^ = 2, ^ = 30 und n

1440

30

= 48 zu

t = 10

450 N

c.ip .zn

= 10

450    10,5

32.2.30* 48

—: 3,7 cm.

Rad

Bohrg.

672

16 TI

84

96

16 n

12

360

10 71

72

60

10 n

12

160

10 71

32

96

16 n

12

90

12 n

15

1500

12 n

250

888®§®88

100

60

60

45

60

60

60

60

17

4&K 1

•S//16

Fig. 857.

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11

Fig. 860.

Wendegetriebe

—200—1

Fig. 859.

fab

<^l

I auf

Motor

770—J

65.65 7

Fig. 861.

Stellung des Hebels!

bei elektr. Betrieb

>12

bei Handbetrieb

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CO

LO

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t-1

• Ui

Hubgeschwindigkeit 1,5 m Min. Schwenkgeschwmdigkeit 1 m Sek

-1750-

Fig. 862 bis 865.

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75

20 Kugeln a l'As”

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Zu Seite 520.

ifc. Fig. 858.

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1500

8Œ

Fairbairnkran für 15000 kg Tragkraft und 10 m Ausladung mit elektrischem sowie Handantrieb

von Carl Engel, Berlin.

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Bethmann, Hebezeuge. 3. Aufl.

Friedr. Vieweg <t Sohn, Braunschweig.

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Ausgeführte Räderwinden.

Hierfür findet sich mit Rücksicht auf ein vorhandenes Modell ein

Schneckenrad mit z — 30, t = 38,1mm (l¹/₂,/) und I) = 364 mm.

Bei einem Steigungswinkel von 19° wird der Schneckendurchmesser nach S. 181

2.38,1 TC.tga jr.h/19⁰

Der Durchmesser der Schneckenwelle müßte nach der Annäherungsrechnung S. 189

= 70 mm.

10,5 1440

sein. Der Kerndurchmesser der Schnecke wird bei 70 mm Teilkreisdurchmesser d₀ = 70 — 2 . (0,4.38,1) = 39,5 mm, also reichlich groß.

Nach zeichnerischer Festlegung der Maße ist eine genaue Rechnung auf Verdrehung und Biegung erforderlich. Vgl. Berechnung einer Schnecken welle S. 188.

Die Teilung des Zahnrädervorgeleges berechnet sich aus dem Moment der Trommelwelle mit c = 20 und — 2 zu

pV

) ctyz

Md =

3000

3000

= 2,8 cm

20.2.75

1500 —

-•1500

10

• 25 = 3,8 cm.

In der Ausführung findet sich t = 38,1 mm bei 85 mm Zahnbreite.

Die Verbindung von Motor- und Schneckenwelle erfolgt durch eine der auf S. 201 beschriebenen, beweglichen und elastischen Kupplungen. Der Kupplungsumfang ist für die Doppelbackenbremse benutzt, deren abzubremsende Umfangskraft sich aus dem Lastrückdruck -|- dynamischen Überschuß ergibt. Unter Vernachlässigung des letzteren ist Lastmoment

UBremse -

■V =

(1500 — -g -1500). 25

15.86,5

•0,6 = 12,1kg.

Während des Hebens ist hingegen die Umfangskraft

Lastmoment r .i.r)

U;Bremse - U

= u

Senkrecht zur Trommelwelle ist die Steuerwelle s gelagert, die durch Ga 11 sehe Kette den Umkehranlasser A betätigt. Die Steuerwelle wird mittels eines um die Steuerscheibe r geschlungenen Drahtseiles vom Fahrschacht aus durch eine Ausrückstange gedreht.

Auf der verlängerten Trommelwelle ist eine selbsttätige Spindelabstellvorrichtung v angeordnet, die den Motor außer Betrieb setzt, sobald die Trommel eine bestimmte Umdrehungszahl gemacht hat bzw.

Es ist also

1050.25

Heben

Heben •

^ 33,7 kg.

Ußremse

Heben •

15.86,5.0,6 îj², oder, da r\ = 0,6, 0,36.

der Fahrstuhl in seinen Hubgrenzen angelangt ist. Die Abstellvorrichtung wirkt von der Trommel aus durch G a 11 sehe Kette und Kegelräder auf die Steuerwelle und dadurch auf den Anlaßwiderstand ein. Auf die im Aufzugbau näher zu erörternde Abstellvorrichtung soll hier nicht näher eingegangen werden Q

Gleichzeitig mit dem Anlassen bzw. Abstellen des Motors muß die Backenbremse gelüftet bzw. angezogen werden. Zu diesem Zwecke sitzt auf der Steuerwelle eine Kurvenscheibe fc, die den Gewichthebel h der Bremse anheht bzw. fallen läßt. Die Bremse ist zum genauen Anhalten bzw. Verkürzung des Auslaufes und zur Verhinderung des Rücktriebes bei steilgängigem Schneckengetriebe erforderlich.

¹

) Siehe Tabelle 66 auf S. 414.

d) Wand- oder Konsolwinden.

Zum Heben kleinerer Lasten bedient man sich häufig der Wandoder Konsolwinden. Die Wellen werden entweder in einem Rahmen von JL förmigem Querschnitt oder in zwei Konsolen gelagert, die durch Schrauben an der Gebäudewand befestigt werden.

Ganz kleine Winden werden ohne Vorgelege ausgeführt. Größere Winden rüstet man mit Stirnräder- oder Schneckenvorgelege aus. Im ersten und zweiten Falle wird die Hemmung der aufgewundenen Last entweder nur durch Sperrad, oder durch Bremse und Sperrad, oder durch Sicherheitsgesperre mit nicht zurückschlagharer Kurbel erreicht, im letzten Falle wird das Schneckengetriebe entweder selbsthemmend ausgeführt, so daß es keines weiteren Sperrwerkes bedarf, oder man nimmt doppelgängige Schnecke und erzielt die Hemmung durch Lastdruckbremse. Wandwinden werden in Magazinen, Warenhäusern und Schlachthöfen, ferner für Bauzwecke und Tunnelarbeiten viel verwendet und zeichnen sich durch ihre geringere Raumbeanspruchung, billigeren Preis und ihr geringes Gewicht gegenüber den Bockwinden aus.

Wandwinde ohne Räderübersetzung. Lampenaufzug.

Die Winde besteht aus Trommel, Trommelwelle, Kurbel und Sperrrad und dem Rahmen von T-förmigem Querschnitt, welcher mittels zweier Schrauben an der Wand befestigt ist. Sie wird als Lampenaufzug verwendet, kann aber auch als Jalousiewinde benutzt werden.

Aus der Zeichnung ergeben sich folgende Verhältnisse:

Trommeldurchmesser Kurbelarm.....

= 70 mm = 250 „

x) Näheres hierüber in Bethmann, „Der Aufzugbau“.

Nehmen wir ferner die Kurbelkraft für einen Arbeiter zu 10 kg und den Wirkungsgrad der Welle zu rj = 0,95 an, so bestimmt sich durch Gleichsetzung des Lastmomentes und des Kraftmomentes die emporzuvvindende Last

= 68 kg.

Lastmoment = Kraftmoment. rj, Q. 35 = 10.250.0,95, 10.250.0,95

35

Kurbelt der Arbeiter mit 15 kg, so kann man mit der Winde heben

~ 100 kg.

15.250.0,95

35

Fig. 697 bis 699.

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! Einbringen der Welle mit den Federn

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Da= 84

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Sperrklinkenbolzcn

-211.

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-200-

Kleine Wandwinde ohne Bäder Übersetzung.

Hierbei ist zu berücksichtigen, daß die Last etwas kleiner ausfällt, weil die Vergrößerung des Lastarmes durch das Seil nicht berücksichtigt wurde. Als Tragorgan ist ein 6 mm Stahldrahtseil verwendet.

Zur Bestimmung der Befestigungsschrauben ist die Angabe des Lastzuges erforderlich. Bei einem auf der rechten Trommelseite nach unten wirkenden Lastzüge, welcher hier 100kg beträgt, wird mit Berücksichtigung des Eigengewichtes von 35 kg im Abstand 150 mm von der Wand der obere Schraubenzug

= Ulkg,

wofür in der Zeichnung eine ⁵/₈" Schraube angegeben ist.

100.27 + 35.15

29

424

Wand- oder Konsol winden.

Fig. 700.

26

Fig. 701.

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-500--

Wandwinde für 200 kg Tragkraft mit 8 mm Drahtseil.

Tragkraft : 200 kg.

£ = 12:48)

D — 108:432/    —

Kurhelarm

28 mm

= 300    „

Übersetzung: 1 :4, Trommeldurohmesser = 200 mm, Trommellänge Grifflänge

= 400    „

= 200 „

Fig. 702.

Fig. 703.

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Befestigung der Falle.

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Wandwinde mit Sicherheitskurbel von

Gebr. Weismüller in Frankfurt a. M.-Bockenheim.

Nr.

Vor

gelege

Tabelle 67. Wandwinden mit Sicherheitskurbel.

Zähnezahl der Räder

Kurbel

länge

Trommel- i Trommel- | Ungef. Gew. j Tragkr. a. durchm. | länge

in kg

d.Trommel

12 X 72 12 X 90 12 X 40

12 X 72

o o o

lOlOO CO CO CO

300

300

300

200

200

270

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Fig. 706.

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Wandkabelwinde von Alfred Gutmann, A.-G., Ottensen - Hamburg.

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Fig. 707.

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HH

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30

Sicherheitswinde mit

nicht zurückschlagender Kurbel für

600 kg Tragkraft.

Zähnezahl

Teilung

Durchmesser

Breite

81

567 mm 63 mm

45 mm 45 mm

Trommeldurchmesser 200 mm ; Kurbelradius 370 mm ; Seildurchmesser 10 mm.

280

I C#

370

560-

f Fig. 709.

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130

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Fig. 708.

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Seitenansicht zuTFig. 707.

Fig. 710.

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Verschluß der Zugangsöffnung im Gehäuse.

Vollkonus.

Fig. 711.

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-150-

Schnecke: doppelgängig, 13/4."=; 44,45 mm Steigung TeUkreisdurchmesser 43,5 mm _ „0 Kerndurchmesser 29,9 mm K ~

am

Fig. 712.

ąmm

âr

Schneckenrad: z = 26

t = T/a” = 22,22 mm

D = 184 mm

-1

⁵ ill

140-

eJ

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Wandwinde mit Schneckengetriebe und Lastdruckbremse für 400 kg Tragkraft.

e) Zahnstangenwinden.

Die Zahnstangenwinden oder Wagenwinden dienen zum Heben von Lasten auf geringe Förderhöhen.

Sie sind ihrer gedrängten Konstruktion wegen als leicht transportable Hebezeuge viel in Gebrauch und finden besonders bei Montagen, ferner als Wagenwinden und Schützenwinden Verwendung. Ziel ist möglichst geringes Gewicht, daher hohe Anstrengungen.

Die Last ruht direkt auf einer Zahnstange, in welche ein Triebrad eingreift, das durch Kurbel unter Vermittelung von Vorgelegen angetrieben wird.

Man haut die tragbaren Zahnstangenwinden für Lasten von 5000 bis 20 000 kg bei einer nutzbaren Hubhöhe von 350 bis 400 mm. Hierbei

unterscheidet man Stockwinden, bei welchen die Last nur am Zahnstangenkopf angreift, Pratzenwinden, hei denen die Zahnstange unten mit einer Pratze versehen ist, welche seitlich aus dem Windenstock hervorsteht, Schubwinden und Zugwinden. Bei der Stockwinde ruht die Last auf der drehbar auf der Zahnstange befestigten Kopf klaue; bei der Pratzen winde kann die Last sowohl auf der Pratze, als auch auf der Kopfklaue ruhen. Die Schubwinde wird mit den beiden Schultern des Gehäuses auf Unterlagen gesetzt, wenn das Heben der Last an der Krone erfolgt. Die Zugwinde, welche als Ersatz für Flaschenzüge bei kleiner Hubhöhe dient, faßt die einander zu nähernden Gegenstände einerseits mit dem durch die Zahnstange gebildeten Haken, andererseits durch einen solchen am Gehäuse an.

Zahnstangenwinden werden mit einfacher, doppelter und dreifacher Bäderübersetzung hergestellt.

Das Gehäuse ist der leichten Transportfähigkeit wegen gewöhnlich aus Buchen- oder Eichenholz mit Eisenblech hergestellt, doch wird das Holz auch vielfach bei den neueren Winden durch einen Blechmantel ersetzt.

Die Unfälle, welche beim Gebrauch von Zahnstangenwinden Vorkommen, rühren größtenteils vom Entgleiten der Kurbel aus den Händen des Bedienenden her, und zwar beim Auslösen der Sperrklinken oder beim Zurückhalten der Last. Durch Anbringung von Sicherheitskurbeln an Stelle der gewöhnlichen werden diese Unfälle vermieden, da mit diesen Kurbeln ausgerüstete Winden die Last in jeder Höhe selbsttätig festhalten und zum Herablassen ohne Auslösung der Sperrklinke rückwärts gekurbelt werden muß.

Berechnungsangaben.

Die Berechnung der Zahnstangenwinden erfolgt in derselben Weise wie bei den indirekt wirkenden Winden, nur hat man hier die mit dem in die Zahnstange eingreifenden Triebling versehene Welle als Lastwelle zu betrachten.

Es bezeichne

Q die auf der Zahnstange ruhende Last,

H den Halbmesser des in die Zahnstange eingreifenden Trieblings,

P die Kraft an der Kurbel, a den Kurbelarm, i die erforderliche Übersetzung, rj den Wirkungsgrad der Winde.

Zunächst ist das Zahnstangentriebrad zu bestimmen. Die Teilung desselben und damit die der Zahnstange berechnet sich nach S. 169 aus der Beziehung Q = c.b .t bzw. Q = cÿP zu

* = llQ

C . 'Iff

Hierin geht man mit c bis an die äußerste Grenze der zulässigen Belastung und setzt bei Verwendung von bestem Holzkohleneisen, welches durch Einsetzen an der Oberfläche verstählt wird,

c = 96 bis 2101), welche Werte einer Biegungsanstrengung von

kb = 1600 bis 3400 kg/qcm

= 1 bis 1,25.

und höher entsprechen. Ferner ist

Dieser außerordentlich hohe Rechnungswert für die Beanspruchung fällt in Wirklichkeit geringer aus, weil die Winden meist nur für kurze Zeit und selten für die volle Belastung verwendet werden. Außerdem werden die stark unterschnittenen Zähne des Trieblings in günstiger Weise durch die seitlichen Bordscheiben versteift. Wenn dies auch nicht für die Zähne der Zahnstange zutrifft, so kommt dort wieder die meist größer als 0,5 t vorhandene Zahnwurzel in Betracht.

Der Durchmesser des Trieblings bestimmt sich aus

zt — 2 R 7t zu 2 R = — •

7t

Die erforderliche Übersetzung ergibt sich aus der Beziehung

Lastmoment

Kraftmoment .rj P.a.rj

Bei den gebräuchlichen Konstruktionen wendet man bis 6000 kg Tragkraft nur ein Vorgelege an und geht mit Rücksicht auf möglichst kleine Abmessungen und handliche Gehäuseform mit den Zähnezahlen der kleinen Trieblinge bis auf z = 4 herab, wobei man die Zähne direkt in die Wellen einfräst und Zykloidenverzahnung an wendet.

P bis zu 35 kg, a - 250 bis 300 mm, rj = 0,5 bis 0,7,

Kurhelkraft .

Kurbelarm .

Wirkungsgrad

Wirkungsgrad einer Welle . rjl ~ 0,84.

= 900 kg/qcin.

Spezifische Pressung in den Lagern bis 400kg/qcmJ Biegungsanstrengung der Zapfen

1) Vgl. Tabelle 27, S. 172.

Zahnstange. Die Zahnstange wird durch die in der Neutralachse wirkende Kraft Q und durch den einseitig angreifenden Zahndruck auf Druck und Biegung beansprucht. Bei größeren Hubhöhen ist außerdem zu kontrollieren, ob die Knickungsanstrengung nicht größer als die Druckanstrengung ausfällt.

Fig. 713.

Bei angenommenem Zahnstangenquerschnitt ist

die resultierende Anstrengung in dem Zahnstangenquerschnitt dann

Q , Qz w’

wenn f der kleinste Querschnitt in qcm,

z der Hebelarm der Biegung in cm und

G max

~~ f

«— h-

bh*

Zahnstange.

— das Widerstandsmoment in cm³ ist. o

Da die Zahnstangenbreite b durch das angenommene Verhältnis der Breite zur Teilung gegeben ist, so kann man auch die erforderliche Querschnittshöhe aus der Biegungsgleichung

<?(‘ ₊ <V4ł)=»*h

ermitteln. Es ist dann unter vorläufiger Vernachlässigung der Druckanstrengung bzw. unter Vorbehalt einer Kontrolle der maximalen Anstrengung

, _ 1,5 Q + V <2(2,25 b. h

In einfacher Weise kann h auch durch Probieren ermittelt werden.

Fig. 714.

Fig.715.

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tange

____oo

(i

'S

-Y

\p

Räderschema für einfaches Vorgelege.

Räderschema für doppeltes Vorgelege.

max

findet man Spannungen von 1600 bis 2300 kg/qcm. Bei Belastung der Fußklaue ist der größere Hebelarm der Biegung einzusetzen.

Mantel aus 3 bis 7mm starkem Blech aus einem Stück mit eingenietetem Boden und Deckel.

Die geringe Zähnezahl der kleinen Räder kann nur durch Anwendung der Punktverzahnung erreicht werden.

Bei dieser Zykloidenverzahnung werden die Rollkreise gleich den Teilkreisen gewählt, wobei bekanntlich die Hypozykloide der Fußzahnflanken in Punkte übergeht.

Fig. 717.

Fig. 716.

Zahnformen der Trieblinge für Wagenwinden.

Dem Vorteil, der in der Herabsetzung der Zähnezahl des einen Rades, also in großer Übersetzung bei kleinen Abmessungen besteht, steht der Nachteil gegenüber, daß mit der Zahnflanke des einen Rades immer nur ein Punkt des anderen Rades arbeitet. Dadurch ändert sich bald die ursprüngliche Zahnform infolge der starken Abnutzung.

Beispiel. Es ist eine Zahnstangenwinde für 2000 kg Tragkraft zu berechnen. Um den Lastarm B zu erhalten, ermitteln wir zunächst die Teilung der Zahnstange und ihres Trieblings. Mit & = t und c = 200, entsprechend einer

Biegungsbeanspruchung kh —

— 3333 kg, ist

200 Ö7)6

2< »00

200

= 3,1 cm ~ 10 K.

Die Zahnbreite ist b = t ~ 30 mm.

Bei 4 Zähnen wird der Teilkreishalbmesser 2 t 4.10 71

li =

2 71

2 71

= 20 mm.

Wählen wir einen Kurbelarm von 300 mm, einen Kurbeldruck von 40 kg für einen Arbeiter (2 Arbeiter können nur unbequem anfassen), so ergibt sich zunächst ohne Berücksichtigung des Wirkungsgrades die Übersetzung

<o =

= 3,3.

2000.20 40.300

Es wird demnach ein Vorgelege genügen, und wir haben den Wirkungsgrad der Lastwelle und der Kurbelwelle mit

rj = 0,84.0,84 = 0,7

einzusetzen. Damit wird die wirkliche Übersetzung des Vorgeleges

3,3    .    _

0,7

i =    = 4,7 ~ 5.

Die Zähnezahlen wählen wir z — 4:20 und berechnen die Teilung für die ebenfalls aus vorzüglichem Schmiedeeisen hergestellten Räder mit c = 200 zu

j^TTnTljÓÓÓTij

2/i M

200.1.20.0,7

C V' • z . T]

Die Teilkreisdurchmesser werden mit dieser Teilung = 32 mm; D =

— 2,08 cm, ausgeführt mit 8 n.

20.8 . u

= 160 mm.

Zahnstangenwinde für 4000 kg Tragkraft und 375 mm Hub mit doppelter Übersetzung und Eädertrieb

von Gebr. Bolzani in Berlin.

Fig.719.

Fig. 718.

-i

-f

Hubhöhe 375 mm

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g gss

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2—14

t =18 b — 18

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01*

750

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<34>

<—62

iP

pÜlf:

«i» ^

rr^l !

— BisS

>f

CVl

'CD

Al| Stahlblechmantel^ aus einem Stück¹

Übersetzung = i : 220

Fig. 720.

Schnitt A B

Zahnstangenwinde für 4000 kg Tragkraft.

Bethmann, Hebezeuge. 3. Aufl.

28

Das Gehäuse der vorliegenden Zahnstangenwinde besteht der Hauptsache nach aus einem einzigen Stahlblechmantel, welcher ohne jegliche Winkeleisenversteifung zu einem hohlen Kasten zusammengebogen ist; mit dem Kopfstück ist derselbe verschraubt, mit dem Bodenstück vernietet. An der Hinterseite befindet sich eine um ein Scharnier drehbare Klappe, um ein Zukommen zu den innen liegenden Teilen des Triebwerkes zu ermöglichen. Während die Fußklaue durch Umbiegen der Zahnstange gebildet wird, ist die Kopf klaue drehbar durch Vernieten an der Zahnstange befestigt. Die nachteiligen Folgen der hohen Pressung in den Abnutzungsflächen hat man durch Härten derselben zu beseitigen gesucht.

Das Triebwerk der Winde besteht aus drei Wellen mit je einem gefräßten Triebling von vier Zähnen, von denen der erste auf der Kurbelwelle sitzt, der letzte in die Zahnstange greift. Das zum Lastfesthalten erforderliche Sperrad sitzt außen am Gehäuse hinter der Kurbel.

Für diese Zahnstangenwinde ergehen sich aus der Zeichnung folgende Räderdimensionen und Rechnungswerte:

Tabelle 68. Abmessungen zur Zahnstangenwinde für 4000kg.

Vorgelege

Zahnstange mit Triebling

Kurbel

vorgelege

Übersetzung.....

Zähnezahlen.....

Teilung .......

Teilkreisdurchmesser .

Zahnbreite.....»

Zahndruck ......

Festigkeitskoeffizient c Biegungsanstrengung /c₆

1 : oc

28 mm 35,7 „

34

1 :4,5 4:18 20 mm 25,5 „

1 :3,5 4:14 18 mm

20

4000

1693

23 „ 18 „

608

420

423

188

3750

3600

1888

Die Zahnstange weist bei einer Querschnittshöhe h == 42 mm und einer Breite b = 34 mm eine Gesamtanstrengung von

— 1600 kg/qcm

&max —

4000    4000.3,3

4,2 73,4 ' 3,4.4,2^ auf. Die Biegungsanstrengung der Fußklaue beträgt 2300 kg/qcm und die Zuganstrengung derselben 260 kg/qcm, so daß hier eine Gesamtanstrengung von 2560 kg/qcm vorhanden ist.

Das von der Fabrik angegebene Gesamtübersetzungsverhältnis ergibt sich zu

Fig. 725.

-item«

M

ini

ag|>

a— a

Pin-

rin fH

rn

Schnitt A B

Zahnstangen wind e mit Schneckenantrieb.

Fig. 724 u. 726.

m-

-ą

fl

fd

-mEL

ii'

-Eie-

-m-

TT

ft-

Fig. 722.

pm

Ofh

Fig. 723.

z = 4 t = 26 mm D = 33,1 mm

Übersetzung 1:5

2 =4:20 t = 19 mm D = 24,2:121

Fig.721.

-t-i

-fi

rWU-

DD

!•

'ft

ft

fl

Zahnstangenwinde mit Holzschaft.

i-

•T*

Zähnezahl der treibenden Räder Radiu

ml

Zähnezahl der getriebenen Räder

4    4

Kurbelarm

oder

*i_ £2    ___

Zi Z%' a 14'18' 250

^ 1:220.

Nimmt man für die drei Wellen einen Wirkungsgrad r] = 0,86³ ~ 0,63 an, so ist die erforderliche Kurbelkraft

4000

i.rj

220.0,63

Fig. 727.

= 28 kg.

Fig. 728.

11

II

13

jj

Kiickansicbt.

Zahnstangenwinden mit doppelter Räderübersetzung der Düsseldorfer Maschinenbau-Aktiengesellschaft vorm. J. Losenhausen.

Vorderansicht.

Tabelle 69. Zahnstangenwinden mit gefrästen Getrieben.

Tragkraft

Höhe

inkl. Horn

Zahnstangen

stärke

Gewicht Fig. 727 u. 728

Preis

nach Fig. 727 mit Stahlblechmantel

kg

mm

mm

kg

6    000 8 000

10 000 12 500 15 000 20 000

55X29 58 X 33 62 X 35 65x39 68x42 72 X 46 75X48 78X50 80X52

850

850

47

850

850

900

910

910

915

915

52

65

70

75

80

85

90

67.50 75-87-

94.50 99,—

105,—

112,50

130,—

Hebelwinde nach amerikanischem System

von Heinrich de Fries, G. m. b. H., Düsseldorf.

Fig. 730.

Diese amerikanische Hebelwinde — auch Barret- oder Duffwinde genannt — ist ein der deutschen Zahnstangenwinde ähnliches Hebezeug; sie unterscheidet sich von der Zahnstangenwinde insofern, als die Hubbewegung nicht durch Drehen einer Kurbel, sondern durch die Fig. 729.

u

\s

CT>

w / / /

c— S

(jo

-''A

N.

CT

Hebelwinde fürj}1000 bis 2000 kg Tragkraft von Heinrich de Fries, G. m. b. H.

Auf- und Abwärtsbewegung eines Hebels erfolgt und ferner dadurch, daß die Übersetzung eine wesentlich geringere ist, als bei Zahnstangenwinden üblich.

Heben. Klinke a ist durch Bolzen b mit dem doppelarmigen Hebel c verbunden und wird durch Hebel d, der sich oben gegen die Gehäusewand legt, und die Feder e gegen die Zahnstange gedrückt. Eine zweite Klinke g legt sich durch Feder t gegen die Zahnstange und hindert das Sinken derselben, wenn Hebel c auf- und abbewegt wird und durch Klinke a die Zahnstange hochschiebt.

Senken. Durch Niederdrücken des Hebels h erfolgt Umsteuerung in der Weise, daß i die Platte k um l dreht, wobei Hebel o mit dem auf Hebel r befestigten Bolzen p mit dem unteren Ende nach rechts gedrückt wird. Hebel r

ist mit Drehpunkt s auf Klinke g befestigt, die mit Feder t an die Zahnstange gedrückt wird.

Fig. 731.

Beim Abwärtsbewegen des Arbeitshebels c gleitet das Hebelende d an dem Ansatz m der Platte k, so daß sich Klinke a außerhalb der Zähne nach oben schiebt und erst in der höchsten Stellung eingreift. Hierbei nimmt Bolzen u das Hebelende g nach oben, während Platte k mit n das Hebelende o festhält, so daß Klinke g aus den Zähnen nach rechts bewegt wird.

Beim Aufwärtsbewegen des Arbeitshebels c bewegt sich Klinke a abwärts und läßt die auf ihr ruhende Zahnstange um den Klinkenhub sinken.

Zugwinden

von Schuchardt & Schütte in Berlin.

Dieselben werden bier und da als Ersatz von Flascbenzügen verwendet und dienen dann zum Auf bringen der Arbeitsstücke auf die Werkzeugmaschinen.

Das Gehäuse, welches die mit Triebling und Sperrad versehene Kurbelwelle enthält, ist zum Aufhängen eingerichtet, während die mit dem Lasthaken versehene Zahnstange sich in diesem Gehäuse auf- oder abbewegen läßt.

f) Schraubenwinden.

Zugwinde mit Zahnstange.

Schraubenwinden sind einfache Hebezeuge für kleine Hubhöhen, welche häufig als Ersatz für Zahnstangenwinden dienen. Sie finden als Nietwinden und als Montagewinden zum gleichzeitigen Heben umfangreicher Lasten, wie Brücken und Dächer, ausgedehnte Verwendung.

Sie bestehen der Hauptsache nach aus einer flachgängigen Schraube, deren Mutter entweder fest oder drehbar in einem Ständer gelagert ist. Im ersteren Falle wird die Spindel, im letzteren Falle die Mutter angetrieben. Der Antrieb erfolgt dann entweder unmittelbar durch Drehhebel oder Ratsche, oder durch Kegelräder- oder Schneckenvorgelege mit Kurbel.

Da die Schraubenspindel selbsthemmend wirkt, so bedürfen sie keines weiteren Sperrwerkes und gestatten deshalb ein sicheres Senken der darauf ruhenden Lasten.

Diesem Vorteil den Zahnstangenwinden gegenüber ist noch der Nachteil zu erwähnen, daß sie infolge ihres geringen Wirkungsgrades größere Übersetzungsverhältnisse fordern und deshalb eine geringere Lastgeschwindigkeit besitzen als jene.

Einfache Schraubenwinden.

Fig. 734.

Die Schraubenspindel ist oben mit einem durchbohrten Kopf versehen, durch welchen der Drehhebel senkrecht zur Spindelachse hindurchgesteckt wird, so daß beim Drehen die Spindel aus der im |q Fig. 732 u. 733.

ÜC

i\

Mit Dreibein.

Mit geschlossenem Schaft.

Einfache Schraubenwinden mit Drehhebel.

Fig. 736.

Fig. 735.

if

ii

si

iin:

rJ

Sellraubenwinden der Düsseldorfer Maschinenbau-A.-G. vorm. J. Losenhausen

in Düsseldorf-Grafenberg.

Ständer befestigten Mutter herausgeschraubt und die auf dem Spindelkopf ruhende Last gehoben wird. Der Ständer wird in der Weise gebildet, daß die Mutter durch drei schief gestellte, mittels Fußringes verbundene Säulen gehalten ist, oder man umgibt die Mutter mit einem Mantel aus Stahl oder Eisenblech oder stellt den Ständer mit der Mutter aus einem Stück, und zwar aus Gußeisen, her.

Das Drehen der Spindel erfolgt auch häufig durch Ratsche wie in Fig. 737 bis 740. Setzt man den Ständer der einfachen Schraubenwinde auf einen Schlitten und bewirkt die Horizontalverschiebung durch eine Schraubenspindel, so entsteht die Schlittenwinde.

Tabelle 70. Schraubenwinden.

Tragkraft

kg 5000 7500 10000 12500 15000 17500 20000 25000

Niedrigster Windenstand mm Hub

Schraubenspindeldurchm. „ Gewicht nach Fig. 735 . kg „ 736 .    „

O IO 04 GO iO (M

O ^ CO CD 04 CC

Oi

o o

^ iO CO CO

cq i co

GO I iO

oi

Preis nach Fig. 735 . . . Ji>    21,00 24,50 34,00    36,50    50,00    60,00    —    —

„    „    „ 736 .. . „    42,00 49,001 58,00    63,00    72,00    75,00    82,00    90,00

Schaft in Fig. 735 aus Flußeisen mit direkt eingeschnittenem Muttergewinde.

„    „    „ 736 „ Schweißeisen mit Rotgußmutter, Spindeln aus Stahl.

Berechnung.

Es bezeichnet

Q die zu hebende Last, di = 2 Yi den Kerndurchmesser der Spindel, da— 2 ra den äußeren Durchmesser derselben, dm — 2 rm den mittleren Durchmesser derselben, s die Ganghöhe, t die Gangtiefe,

P die Antriebskraft am Hebel, a die Länge des Hebels,

a den Steigungswinkel für die mittlere Schraubenlinie, q den Reibungswinkel, ö die auftretende Druckanstrengung, k die zulässige Druckbeanspruchung, x die auftretende Drehungsanstrengung, kd die zulässige Drehungsbeanspruchung.

Schraubenspindel. Dieselbe ist auf Druck und Verdrehung beansprucht. Vernachlässigt man die Verdrehung, welche durch das

Schraubenwinden.

Antriebsmoment hervorgerufen wird, und setzt dafür die Beanspruchungen nur zu drei Vierteln des erlaubten, so berechnet sich zunächst der Kerndurchmesser aus der Druckgleichung

\M

\ llh'

di =

zu

worin

3

k = — • 600 = 450 kg/qcm für Flußeisen

und

CO

•900 ~ 700 kg/qcm für Flußstahl.

Wählt man weiter die Steigung des Gewindes nach 'S. 235 mit Rücksicht auf Selbsthemmung

und die Gewindetiefe

so ist der äußere Gewindedurchmesser da bestimmt durch da = di -f- 2 t.

di “h da

Der mittlere Schraubendurchmesser ist demnach dm =

s

und die Tangente des Steigungswinkels tg a = -,— •

rtl ^

Antriebskraft. Es ist die am Hebel erforderliche Druckkraft

für Heben

P = Q-^,tg{a + (>), a:

für Senken

p = Qr^ 'Jo i“ - e>-

Hierin ist für a der für die Spindel ermittelte Steigungswinkel zu setzen, welcher bei verlangter Selbsthemmung nur a = 4 bis 6° betragen darf.

Der Reibungswinkel ist einem Reibungskoeffizienten g = 0,1 entsprechend q = 6°.

Selbsthemmung ist vorhanden, wenn oc g.

Der Wirkungsgrad der Winde ermittelt sich zu

tg a

tg (« -f- e)

Wird die Spindel durch einen Stützzapfen abgestützt, wie dies bei den Transportspindeln der Schlittenwinden und bei den Hubspindeln der Lokomotivhebeböcke der Fall ist, so ist mit Berücksichtigung der Spurzapfenreibung im Stützzapfen vom Radius r

n rm . f ,    . . gQ.x

= Q — tg(u + Q) + -2

und der Wirkungsgrad ij =

tga

gx

2 rm

Mit a = 5°, y =• 6°, g = 0,1 und r:r = 1 wird rj = 0,36.

Mutterhöhe. Dieselbe ist durch die zulässige Flächenpressung in den Gewindegängen bestimmt.

Ist k der zulässige Flächeneinheitsdruck, n die Anzahl der Gewindegänge und h die Mutterhöhe, so ist

(dl — df) n . k,

oder

” - 3r (da — di ) k¹

* Q ■ »

7t (da — df) k *

Hierin ist k = 100 kg/qcm für Stahl auf Bronze,

k = 50 kg/qcm für Flußeisen auf Grauguß.

oder mit h = n. s

Berechnung der Hubspindel auf Druck und Verdrehung.

Mit Berücksichtigung der vorhin vernachlässigten Verdrehung der Spindel ergeben sich folgende Beziehungen:

Die Druckanstrengung im Spindelquerschnitt ist aus Q =

7t df ,

~r-h

u dV

und die Verdrehungsanstrengung aus

M(l Pa = Qrm tg (a -f- p) = — df. kd

df ’

oder annähernd mit rm ~

50,.,.

T = Yd!t9 (“ + e)‘

Die beiden Anstrengungen 6 und x sind zu vereinigen nach der

Formel

0,35 6 -f- 0,65 V02 4- 4    <T Ł

Mit Einsetzung der obigen Werte wird

Q [4.0,35

und

Hierin ist zu setzen

für Flußeisen k = 600 kg/qcm und kd = 400 kg/qcm,

= 1,15,

also “» = m*

für Flußstahl k = 900 kg/qcm und kd = 600 kg/qcm,

also a₀ — , ^, = 1,15.

1,3 kd

Setzt man für Spindeln mit Selbsthemmung vorläufig a = 4° und q = 6°, so erhält man als bequemen Überschlagswert

is

di = 1,17

max

»

Die Rechnung auf Knickfestigkeit ergibt nur in Ausnahmefällen höhere Werte als obige Rechnung.

Transportspindel der Schrauben-Schlittenwinden.

Hier müssen wir zunächst die zur Verschiebung der Hubwinde erforderliche Kraft feststellen.

Der Bewegung wirkt die zwischen Schaft und Fußschlitten auftretende Reibung entgegen. Nehmen wir den Reibungskoeffizienten für Gußeisen auf Gußeisen im trockenen Zustande p = 0,5 an, so ist nach dem Grundgesetz der gleitenden Reibung die zur Verschiebung erforderliche Kraft W = p Q.

Die Berechnung der Transportspindel hat dann mit diesem Werte unter Berücksichtigung der Stützzapfenreibung nach den vorher gemachten Angaben zu erfolgen.

und

Es ist

} 7i k

/\ Dn . / i \ i Q t Q ~ ' ty (a + 0) d 2~~ '

di =

Schrauben - Schlitten winde für 8000 kg Tragkraft.

(Siehe Fig. 737 bis 740.)

Die Winde besitzt zwei flachgängige Schraubenspindeln, von denen die vertikale zum Heben, die horizontale zum Verschieben der Last dient. Die Lastspindel wird durch einen Ratschenhebel gedreht. Hierbei

greift eine doppelarmige Klinke, die ihren Drehpunkt im Hebel hat, in das auf der Spindel festgekeilte Sperrad ein. Ein hinter der Klinke angebrachter Keil, der durch eine Feder nach vorn gedrückt wird, bewirkt, daß stets nur ein Klinkenarm in das Sperrad eingreift. Für die andere Drehrichtung muß das Einschalten der anderen Klinkenseite durch Drehen der Klinke bewirkt werden, wobei der Keil auf die andere Klinkenseite springt.

Bei der Berechnung der Winde kommt es auf Ermittelung des Schraubendurchmessers und der zum Heben der Last erforderlichen Kraft an.

Nehmen wir mit Rücksicht auf seltene Vollbelastung für die Flußeisenspindel eine etwas höhere Beanspruchung k = 700kg/qcm, und schätzen den Steigungswinkel am Schraubenkern a = 5°, so erhalten wir mit q = 6°

di :>

1/8000 ri,4 ] 700 L⁷¹

+ 0,65

+(i^öö)²<⁵^ t⁵°+⁶°^

= 4,4 cm,

d] ~ 45 mm.

Die Steigung wählen wir di 45

so daß mit einer Gangtiefe t = durchmesser da = 57 mm wird.

- — ll,2mm ~ ¹/₂" = 12,7 mm,

12 7

’ ~ 6 mm der äußere Spindel-

Jj

to ; «o

Der Steigungswinkel der mittleren Schraubenlinie ist also bei einem

57 + 45

mittleren Durchmesser dm =

12,7 51. n

Die Mutterhöhe wird bei einer spezifischen Pressung k = 75 kg qcm

4.8000.1,27

7r(dï — df)k ~~ jr(5,7² — 4,5²).75 wofür sich in der Ausführung der geringe Wert von 67 mm findet.

Die erforderliche Kraft an dem 1 m langen Hebel ergibt sich aus der Gleichung.

= 51mm bestimmt durch

tga =

4 Q.s

= 0,079, d. h. « = 4° 30'.

— 14 cm,

P = Q — tgiu + q) == 8000

2,55

100

tg (4° 30' -f- 6°)

zu P ~ 38 kg.

Çgl-

->1

Fig. 740.

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OSł— -

4— 00-

Fig. 739.

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Fig. 737 u. 788."

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£inaÄI mubû S

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=-CC-

3 (länge pr rengi.

Schlitten-Schraubenwinde für 8000 kg Tragkraft von Gebr. Bolzani in Berlin.

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11 !

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4*5“*

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TT

-os-

k—

Schraubenwinde mit Kegelräder- bzw. Schneckenantrieb.

Die Mutter ist hier als Kegelrad ausgebildet und mit der Nabe im Ständer drehbar gelagert. Eine axiale Verschiebung wird durch einen in eine Kingnute eingreifenden Stift verhindert. Da sich der

Fig. 741.

Fig.742 u. 743.

01

\\

Si

ł:

-----

Schraubenwinde mit Kegelräderantrieb.

Schraubenwinde mit Schneckenantrieb.

mit der Spindel fest verbundene Spindelkopf gegen die Last stützt, so verschiebt sich nur die Spindel ohne Drehung.

Bei der Schraubenwinde mit Schneckenvorgelege dient die Mutter als Schneckenrad, während die eingreifende, im Gehäuse gelagerte Schnecke durch Kurbel betätigt wird.

Schraubenzwinge zum Heben, Ziehen und Drücken von Lasten

von Schuchardt & Schütte in Berlin.

Das durchlochte Mittelstück und die Schrauben sind aus einem einzigen Stück Stahl geschmiedet. Letztere haben flachgängiges Rechtsund Linksgewinde. Die Kopfstücke sind aus schmiedbarem Guß hergestellt.

Dieses Werkzeug dient bei Montagen zum Zusammensetzen und Auseinandernehmen von Maschinen und genauen Einstellen von schweren Maschinenteilen, zum Heben und Zurechtrücken von Steinen usw.

Fig. 745.

Fig. 744.

!}

Schraubenzwingen.

Mit den Vorsprüngen kann man das Werkzeug aufhängen, um es sodann zum Heben und in der Schwebehalten von schweren Gegenständen aller Art zu benutzen. Zum Spannen von Drahtseilen, Tauen und Ketten ist es vorzüglich geeignet; ebenso als Zwinge zum Zusammenspannen von Rohrflanschen, Eisen- und Holzteilen.

Tabelle 71. Schraubenzwingen.

Nr.

Trag

fähigkeit

Höhe im niedrigsten Stande

Durchmesser der Schraube

Gewicht

Preis Fig. 744

Preis Fig. 745

kg

etwa

mm

Zoll

engl.

etwa

mm

etwa

kg

Jt

1000

1000

1    500

2    000 4 000 6 000 8 000

10 000 15 000

150

200

250

1V4

25

25

32

1%

300

350

IV2

38

6%

400

1%

45

50

11

460

510

560

2V4

57

63

70

15/4

21

30%

40

OOOO !

o 10 10 o i„ L L L L aTo5'ofid'c<far«5'Q(5' cT

r-l T-H CN CO

ö'ö'co'co'co’ö'r-^ö'cc'

—Hł-Hł-Hr—»G'lCOCOlOt'»

§111

g) Hebeböcke.

Hebeböcke sind ein außerordentlich bequemes und dabei sehr sicheres Hebezeug für schwere Lasten, besonders aber bei der Montage und Verladung von Lokomotiven, Tendern, Kesseln, Wagen usw. unentbehrlich.

Hierbei dienen zwei in Ständern vertikal gelagerte flachgängige Schraubenspindeln mit beweglichen Muttern zum Heben und Senken des Querträgers, auf dem die Last auf ruht. Der Antrieb einer jeden Spindel erfolgt unabhängig von der anderen -durch Rädervorgelege und Handkurbeln.

Zum Heben von Lokomotiven werden vier Ständer mit zwei Querträgern verwendet, so daß bei einer größten Last von 50 t jede der vier Schraubenspindeln 12 500 kg aufzunehmen hat.

Hebeböcke.

Die freie Hubhöhe beträgt 1,75 m, die Trägerlänge zwischen den Böcken 3,45 m. Die beiden Lastträger werden entweder aus zusammengenieteten Eisenbahnschienen oder aus I-Eisen hergestellt. Die Enden

rtdWiïïïmnim    Fig.⁷⁴⁶-

Jill:

■■ \

llli

II

-ÇÉâ

li.

pe

Hebeböcke mit Querträger.

der Träger werden mit Gabeln versehen, welche die Schraubenspindeln von beiden Seiten umfassen, so daß die Lastträger gegen das Herabfallen gesichert sind.

Berechnung eines Hebebockes für 12 500 kg.

Wählt man als Material für die Schraubenspindel Flußeisen mit 600 und Tid

400 kg/qcm und schätzt man den Steigungswinkel vorläufig auf 4° 30', so ermittelt sich zunächst der Kerndurchmesser der Spindel aus der auf S. 443 für die Schraubenwinden aufgestellten Gleichung

d, =

+ 12500 TI,4 }    600 \n

+ 0,65

05

= 5,7 cm.

Folglich ist die Steigung

di

-i

— = 14,2 mm,

welche nach engl. Zoll auf s == ⁵/₈" = 15,87 mm abgerundet wird.

1ÏÏIÏÏÏÏ1T

J.

_W^Z

Jm

;£=

Hi

Fig. 747.

Fig. 748.

Willi [fill IIIIM

höchste Stellung der Traverse

■+

II"

- :5p; -

;70;

s'

\*

Hubhöhe 1500

2000

ii

SS

2230

t=^fg

Mn

ji

T*

■si--

I g

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000-4

-i i

> TfS.

hi

Ar, -*

750

4IF

»iUlilpK.

Fig. 749.

MM

Hebebock für 12 500 kg Tragkraft.

Grundriß zu Fig. 747.

Fig. 750.

- i PC

N=

Querträger.

Hiermit ergibt sich der äußere Gewindedurchmesser bei einer

g

Gangtiefe t =    ~ 8 mm zu

da — di -(- 2 t = 57 -(- 16 = 73 mm, und der mittlere Durchmesser des Gewindes

dm —

di da

= 65 mm.

Der Steigungswinkel der mittleren Schraubenlinie ist demnach bestimmt durch

= 0,077, d. h. a — 4° 30'.

s    15.87

Ui Di = -=- = —-

dmn    65. %

Zur Höhenbestimmung der gußeisernen Mutter wählen wir die spezifische Pressung zwischen den Gewindegängen zu 50 kg/qcm.

Dann wird bei z Gewindegängen nach der Gleichung (S. 442)

4 Q.s

7t (da-di) k

= 24,5 cm.

_ 4.12 500.1,587 ¹ ~~ jr(7,3* - 5,72). 50

Der gesamte Wirkungsgrad des Hebebockes setzt sich aus dem Wirkungsgrade der Schraubenspindel und den Wirkungsgraden der beiden Rädervorgelege zusammen:

0,93.

der Wirkungsgrad der Spindel betrage . . 0,35, derjenige eines Rädervorgeleges . .

Es ist dann

7] = 0,35.0,93² ~ 0,3.

Zur Berechnung der noch weiter erforderlichen Räderübersetzung sei

i das gesamte Übersetzungsverhältnis der Vorgelege,

(J die Last = 12 500 kg, rm der mittlere Schraubenradius,

P die Betriebskraft an den beiden Kurbeln = 30 kg, a der Kurbelarm = 400 mm.

Es muß dann sein

Q.rm.tgu.i

a. ij

36

also

30.40.0,3

12 500.3,25.0,077 — 32Ö ~ IÖ '

Diese Übersetzung wird durch die Kegelräder mit i — 1:2 und durch die oberen Stirnräder mit i — 1:5 erzielt.

Hebeböcke mit elektrischem Antrieb.

Das Heben der Lokomotiven beim Herausnehmen oder Heruntersetzen der Achsen durch mit Hand angetriebene Hebeböcke ist sehr zeitraubend. Das Heben dauert etwa 45, das Senken 30 Minuten, und beide Arbeiten müssen mit großer Sorgfalt ausgeführt und überwacht werden, damit g die Lokomotive sich nicht .ä3 schief stellt.

Man treibt deshalb die Hebeböcke auch elektrisch¹) an, wobei an den Windwerken selbst nur geringfügige Veränderungen erforderlich sind.

Zwischen zweien der Böcke ist ein fahrbarer Elektromotor von 5 PS angeordnet. Mit ihm stehen die Achsen eines an jedem Hebebocke neu angebrachten Zahnrädervorgeleges durch ausziehbare Wellen und Kreuzgelenke in Verbindung.

Die beiden anderen £

Böcke werden von der Vorgelegewelle des gegenüber- ^ stehenden Bockes durch Kettenräder angetrieben. Die Handkurbeln sind beibehalten, damit man die Böcke gelegentlich auf gleiche Höhe einstellen kann.

Mit Hilfe dieser Hebeböcke ist es auch möglich,

QF

et

Hebeböcke mit elektrischem Antrieb.

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Kabel für die Stromleitung i

s-s

¹) Zeitschr. d. Yer. deutsch. Ing. 1900, S. 230.

a/₄ gekuppelte Schnellzuglokomotiven innerhalb zwölf Minuten zu heben. Dabei sind zur Bedienung einschließlich des Yersetzens und des Wieder-aufstellens der Böcke nur zwei Mann erforderlich.

Der Stromverbrauch beträgt 35 bis 38 Amp. beim Heben, 20 bis 25 Amp. beim Senken bei 110 Volt Spannung.

Druckwasser- Hebeböcke.

Während sich Zahnstangen- und Schraubenwinden vorteilhaft, d. h. ohne ihre Transportfähigkeit auszuschließen, nur bis zu einer Tragkraft

Fig. 753 u. 754.

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Druckwasser-Hebebock (D. R.-P.) von Heinrich de Fries, G. m. b. H.,

Düsseldorf.

von 2000 kg konstruieren lassen, bietet der Druckwasser-Hebebock das Mittel, mit geringen Abmessungen und Gewichten eine Kraftentfaltung bis zu 300 000 kg zu erreichen.

Diese Hebeböcke finden insbesondere im Schiffs- und Brückenbau zur Stützung von Gerüsten, die nach Vollendung des Baues gesenkt werden sollen, ausgedehnte Verwendung, ferner zum Einsetzen von Schachtringen, Ausdrücken von Beulen aus Dampfkesseln usw.

1.    Klauenträger.

2.    Zylinder.

3.    Kolben.

4.    Wasser. - K. - Befestigungsschraube.

5.    Wasserkasten.

6.    Ventilstellschraube.

7.    Stopfbüchse.

8.    Stopfbüchsenpackung.

9.    Blattfeder.

10.    Blattfedernieten.

11.    Ventilhebel.

12.    Vöntilhebelbolzen.

13.    Ablaßventilkegel.

14.    Druckventilkegel.

15.    Druckventillederscheibe.

16.    Druckventilgewindescheibe.

17.    Druckventilfeder.

18.    Druckventilgehäuse.

19.    Pumpenkörper.

20.    Mutter zum Pumpenkörper.

21.    Gummidichtungsring.

22.    Ventilkugel.

23.    Kupferdichtungsringe.

24.    Plunger.

25.    Plungermanschetten.

26.    Druckdaumen.

27.    Druckdaumenwelle.

28.    Lederdichtung.

29.    Stopfbüchsenmutter.

30.    Handhebel.

31.    Fußplatte.

32.    Kolbenmanschette.

33.    Manschettenmutter.

Fig. 755.

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Die Ursache der großen mechanischen Leistung liegt in der Möglichkeit der großen Übersetzung auf kleinem Raum. Ein derartiger Hebebock der Firma Heinrich de Fries, G. m. b. H., in Düsseldorf besteht nach der Fig. 753 aus dem Wasserkasten 9, dem Hubzylinder mit Stempel 5 und Stulpdichtung 6, dem durch Handhebel betätigten Pumpenkolben 2, Ansaugeventil 3 und Druckventil 4.

Arbeitsvorgang: Vorwärtsbewegen des Hebels hat Zurückziehen des Plungers 2 und damit Ansaugen durch Ventil 3 zur Folge. Rückwärts-

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Druckwassei-Lokomotivwinde von Heinrich de Fries, G. m. b. H., Düsseldorf.

bewegen des Hebels bat Vorschieben des Plungers und damit gleichzeitiges Schließen des Ansaugeventils 3, öffnen des Druckventils 4 und Durchdrücken der Flüssigkeit unter den Hubstempel zur Folge. Damit erfolgt Heben der Last.

Die Last wird selbsttätig festgehalten, da der Rückfluß des Wassers durch Druckventil 4 nicht möglich ist. Das Senken der Last erfolgt durch öffnen der Ventilschraube 7, indem das Wasser durch den vorgesehenen Kanal, welcher durch diese Ventil schraube mit konischem Sitz geschlossen wird, in den Wasserbehälter zurückfließen kann. Schließen dieser Schraube hat sofortigen Stillstand der Last zur Folge. 8 ist eine Füllschraube, die gleichzeitig als Luftschraube ausgebildet ist, um die Luft während des Füllens und während des Arbeitens aus-und eintreten zu lassen. Die Hebeböcke können auch horizontal verwendet werden.

Eine andere Ausführung der Firma de Fries vermeidet die Ventilschraube 7, indem der Rücklauf des Wassers durch öffnen des Druck-und Säugventils mittels des Plungers bzw. durch Weiterführen des den Plunger betätigenden Handhebels bewirkt wird.

In Fällen, wo auf große Hubhöhe Wert gelegt wird, gibt man dem Lokomotivhebebock nach Fig. 755 den Vorzug.

Fünfter Abschnitt.

Krane.

Zweck und Einteilung derselben.

Krane sind Hebeapparate, durch welche Lasten sowohl in vertikaler als auch in horizontaler Richtung bewegt werden können und die sich besonders zum Umladen von Frachtgütern und zur Beförderung großer Arbeitsstücke in Werkstätten, Gießereien usw. eignen.

Die Krane teilt man ein nach ihrer Bauart, nach der Art ihres Antriebes und nach ihrer Yerwendungsweise.

Nach der Form der Krangerüste lassen sich zwei Hauptgruppen unterscheiden:

1.    Krane mit Ausleger (Drehkrane und Wippkrane).

2.    Krane mit Bühne (Laufkrane und Brückenkrane).

Nach der Art des Antriebes unterscheidet man Handkrane, Dampfkrane, elektrische Krane, hydraulische Krane, letztere immer mehr durch den elektrischen Antrieb verdrängt, der gegenüber den anderen Antriebsarten große Vorzüge hat.

Gegenüber Handbetrieb ist bei maschinell betriebenen Kranen zu beachten, daß außer den statischen Beanspruchungen noch dynamische auf treten. Werden letztere rechnerisch nicht verfolgt, so sind sie durch niedrigere Werte der zulässigen Anstrengungen zu berücksichtigen. Die Werte fc, &/> für Krangerüste sind daher bei maschinellem Antrieb im allgemeinen niedriger zu wählen als bei Handbetrieb.

Die für die dynamischen Anstrengungen in Betracht kommenden Grundsätze sind in dem Abschnitt Trägheitswiderstände beim An- und Auslauf zusammengestellt (S. 271). Zu beachten sind außer dem erhöhten Kraftaufwand beim Anfahren die durch die Beschleunigungskräfte erhöhte Seilspannung und die seitliche Beanspruchung der Träger durch dieselben.

Zusammenstellung der zur Gerüstberechnung erforderlichen Sätze.

Die Berechnung der Kranträgerbeanspruchungen erfolgt teils graphisch, teils rechnerisch. Dazu werden die nachstehend zusammen-gestellten Sätze verwendet. (Die Beweise ergibt jedes Lehrbuch der Mechanik und Graphostatik.)

1. Mittelkraft _ß mehrerer Kräfte jP.

Greifen an einem Punkte a mehrere Kräfte P₁₅ P₂, P₃ an (Seitenkräfte), so kann man sie durch die Mittelkraft P ersetzen. Diese erhält man, wenn man die Seitenkräfte P in beliebiger Reihenfolge, aber

Fig. 756.

P₃=135kg

*    200 kg

Va)

P₂= 215 kg '

b’

\ b)

R

p₂X-

c)

c'

b' •

R = 400 kg

P₃

P₃

d'

Kräfitemaßstab 1 cm = 100 kg Mittelkraft mehrerer Kräfte.

in gleichem Pfeilsinn und in gleicher Richtung wie gegeben von einem Punkt a' aus aneinanderfügt (Linienzug a'b'c'd!) und Anfangs- und Endpunkt des Linienzuges verbindet. Diese Linie a! d' ist die Mittelkraft P, ihr Pfeilsinn geht von a' aus.

Beispiel: Gegeben drei Kräfte Px = 200kg, P₂ = 215 kg, P₃ = 135 kg, au a angreifend (Fig. 756 a). Es werden von a' aus die drei Kräfte parallel ihrer gegebenen Lage, in gleicher Größe und gleichem Pfeilsinn aneinandergefügt. Anfangs- und Endpunkt des Linienzuges verbunden gibt Mittelkraft i?, und zwar wird li = 400 kg abgemessen. Fig. 756 b und 756 c gibt zwei verschiedene Aneinanderfügungen, aber das gleiche Resultat. R ist schließlich noch an a anzutragen und ersetzt dann die drei Kräfte P₁, P₂, P₃ vollkommen.

2. Zerlegen einer Kraft H in zwei Seitenkräfte und P₂.

Eine Kraft P kann in der Ebene eindeutig in zwei Seitenkräfte zerlegt werden, wenn von den vier Unbekannten: „Zwei Richtungen und zwei Größen der Seitenkräfte Pl und P₂“ mindestens zwei gegeben sind. Im Kranbau sind meist die beiden Richtungen gegeben (durch die Lage zweier Stäbe, in denen Px und P₂ wirken).

Um Pj und P₂ zu finden, zieht man durch die beiden Endpunkte von R{a' und c') Parallele zu den gegebenen Richtungen von P: und P₂. In dem so erhaltenen Kräftedreieck ist die zu Px parallele Seite die Größe von P₁ (Linie b' c’), die zu P₂ parallele Seite die Größe von P2 (Linie a' b'). Die Seitenkräfte P₁ und P₂ gehen vom gleichen Punkte a' aus, wie P, wodurch ihre Richtung gegeben ist.

Fig.757.

Beispiel: An den Stäben 1 und 2 hängt die Last P = 1000 kg. Es sind die in die Stabrichtungen fallenden Seitenkräfte P₁ und P₂ zu ermitteln.

Lösung: a'c' = B — 1000 kg parallel der gegebenen Lage aufgetragen. Durch c' Parallele zu Stab 1, durch a' Parallele zu Stab 2. Aus

"K,    /

,R = 1000 kg

a'

/p,

Kräftemaßstab 1 cm = 500 kg

Zerlegung in Seitenkräfte.

dem Kräftedreieck a'b'c' ergibt sich:

P₁ = TW = 800kg, P₂ = V~a’ = 460 kg ;

Pfeilrichtung von a' aus.

An Stelle von P kann man sich nun P₁ auf Stab 1, P₂ auf Stab 2 wirkend

denken.

Ist eine Seitenkraft, z. B. P₂, vollständig (der Größe und Richtung nach) gegeben, so findet man die andere Seitenkraft Pn wenn man von a' aus P = a'c¹ und P₂ = a'b' wie gegeben abträgt. Die Linie b'c' stellt dann P₁ der Größe und Richtung nach vor.

3. Gleichgewicht mehrerer Kräfte I*i, _P₂ USL an einem Punkte a.

Ist die Mittelkraft R einer Anzahl an einem Punkte a angreifender Kräfte Px, P₂, P₃, P₄ gleich 0, so stehen die Kräfte miteinander im Gleichgewicht. Der aus den Kräften gebildete Kräftezug schließt sich dann im Anfangspunkte a!.

Beispiel: Die vier gegebenen Kräfte T\ bis P₄ stehen am Punkte a im Gleichgewicht ; denn fügt man sie von «' aus im gleichen Pfeilsinn aneinander, so schließt sich der Kräftezug.

P₄ = 141 kg

71kg

Fig.758.

Pj = 150 kg

P₂=50 kg

a'

a'

p,

Kräftemaßstab lcm =100 kg Gleichgewicht von Kräften.

4. Bestimmung der Größe unbekannter, am Punkte a angreifender Kräfte.

Sind von den an einem Punkte a angreifenden Kräften, die untereinander im Gleichgewicht stehen, zwei der Größe nach unbekannt, der Richtung nach aber gegeben, so läßt sich ihre Größe nach 2. und 3. ermitteln.

Kräftemaßstab 1 cm=100 kg Ermittelung unbekannter Seitenkräfte.

d'

Man trägt von einem Punkte a' aus die bekannten Kräfte Px, P₂ ust. im gleichen Pfeilsinn aneinander und zieht durch die Endpunkte des so gebildeten Kräftezuges Parallele zu den gegebenen

Fig.759.

/ Richtung / von K,

b’

P. a'

-<-o---

K*

-7⁶

p.

2./

Richtung von K₂

c'<

p₂

p₃

p₃

Richtungen der unbekannten Kräfte Kx und K₂. Die abgeschnittenen Stücken stellen Kx und K₂ der Größe nach dar, ihr Pfeilsinn ist der gleiche wie bei den gegebenen Kräften.

Beispiel: Am Punkte a greifen außer den drei vollständig gegebenen Kräften Px, P₂, P₃ die nur der Richtung nach bekannten Kräften Kx und K₂ an. Die Größe von Kx und K₂ ist zu ermitteln.

Von a' aus wird Px = a! b\ P₂ = V cf, P₃ = c' (V aneinandergesetzt in gleichem Pfeilsinn, parallel und gleich groß wie gegeben. Durch die Endpunkte a! und d! des Kräftezuges Parallele zu den gegebenen Richtungen von Kx und K2 gezogen. Schnitt e'. Dann ist a' e' = K₂, d! e' — Kx. Der Pfeilsinn folgt daraus, daß im Kräfteplan alle Pfeile im gleichen Sinne umlaufen müssen. An Punkt « angetragen, findet man, daß Kx eine Zugkraft, K₂ eine Druckkraft ist.

5. Seilzug oder Seileck.

Fig. 760.

P.

P₂

P3

P₄'

P,

JV

i>r

■■

•7m

p₂

IB

a)

P₃

b)

P4

Kräftemaßstab lcm = 1000 kg Bestimmung der Mittelkraft durch Seileck.

Gehen mehrere Kräfte, Px, P₂ usf., nicht von einem Punkte aus, sondern liegen sie in der Ebene zerstreut, so findet man die Größe und Richtung der Mittelkraft P nach 1., indem man die Kräfte Px

P₂ usf. im gleichen Pfeilsinn aneinandersetzt, Linie abode in Fig. 760b. Die Schlußlinie ae dieses Kräftezuges mit Pfeil vom Anfangspunkte aus stellt dann Größe und Richtung der Mittelkraft B dar.

Die Lage der Mittelkraft B findet man durch Zeichnen eines Seilecks. Man wählt im Kräfteplan Fig. 760 b einen beliebigen Punkt 0 (den Pol) und zieht die Polstrahlen aO, bO usf. bis eO. In Fig. 760a zieht man von einem beliebigen Punkte m aus wJ//aö, III//bO, IIIIÎI/cO, IIIIVj/d 0, IVn//eO. Man nennt die Linie mlllllllVn das Seileck. Verlängert man die äußeren Seiten ml und IVn, so schneiden sie sich im Punkte d; durch 6 geht die Mittelkraft B.

Anmerkung: Geht im Kräfteplan Fig. 760b ein Polstrahl (z. B. cO) zwischen den Kräften P₂ und P₃ ab, so verläuft im Seileck Fig. 760a die zu c O parallele Seilzugseite IIIII zwischen den Kräften P₂ und P₃.

Die äußeren Seiten {ml und IVn) sind diejenigen, deren Polstrahlen zwischen Mittelkraft B und einer Seitenkraft (hier P₁ oder P₄) abgehen.

Beispiel: Aus den in Fig. 760a zahlenmäßig gegebenen vier Kräften I\ bis P4 findet man durch Zeichnen des Kräfteplanes abcde (Fig. 760b) die Mittelkraft JR = der Größe und Richtung nach. Nach Wahl von Pol O zieht man die Polstrahlen a O bis e O, darauf das Seileck ml IIIII IVn und findet durch Verlängern der äußeren Seiten ml und IVn Punkt a, durch den man die Mittelkraft B, parallel und gleich groß wie aus dem Kräfteplan gefunden, legt.

5 a). Mehrere in der Ebene zerstreut liegende Kräfte sind im Gleichgewicht, wenn erstens die Mittelkraft B aller Kräfte gleich 0 ist und wenn zweitens für einen beliebigen Drehpunkt das Moment aller Kräfte gleich 0 ist.

Fig. 762.

Fig. 761.

P?= 112 kg

P, =180 kg M

P.

= P,

P, =200 kg P₂

200 kg

Längenmaßstab 1:10 Kräftemaßstab 1 cm = 100 kg Kräfte im Gleichgewicht.

P₂ =

Kräfte nicht im Gleichgewicht.

Beispiel: Die drei Kräfte P1; P₂, P₃ in Fig.761 sind im Gleichgewicht, denn 1. bilden sie einen geschlossenen Kräfteplan (B = 0), 2. ist für den beliebig gewählten Momentendrehpunkt C das Moment:

M = —P₁l₁ 4- P₂Z₂ + P₃l₃ =-180.4 + 200.0 + 112.6,43 = 0.

Drehpunkt C:

Hingegen stehen die beiden gleichgroßen Kräfte P₁ und P₂ in Fig. 762 nicht im Gleichgewicht. Zwar ist die Mittelkraft B = 0, aber das Moment ist für M = P₂ . I = 200.2 = 400 kgm.

6. Bestimmung der Stabspannungen in einem Fachwerke (durch Kräftepläne).    ^ .

Fig.763.

pr

2000 kg

P₂= 2000 kg

u-i-5

V 8 vp 12 vm 16 X

er

8_

15

11

17

A= 2800 kg 1 ¹¹¹

6    ,,, -^14

rv io vT

EX

B = 1200 kg

¹²=++>=>+ Mt

.9

10.

x'¹;

16

a)

IX’13

17    14

14

P.

nil

VI 9

10

Kräftemaßstab 1 cm = 1000 kg

¹⁰ rv’

6 W 7"

C)

Längeamaßstab 1: 200

"P2

V'

3"

I'

b)

7..

Stab

Spannung

Stab

jSpannung

n'

p.

4_

*4

V'

P2

13 vn' nv

—    2800 kg + 3960 „

-    2000 „

— 2800 „

- 100 „

+ 3000 „

—    720 „

—    1950 „

—    1550 „

+ Zug, — Druck.

10

11

12

13

14

15

16

17

+ 2900 kg + 720 „ — 1200 „ — 2000 „ + 1000 „

— 1200 „ +1700 „

12

vm'

-^12 ,

⁵—16 15=0

Ermittelung von Stabspannungen durch Kräftepläne.

Ein Fachwerk ist im Gleichgewicht, wenn an jedem Knotenpunkte Gleichgewicht zwischen den daselbst wirkenden Kräften (äußeren Belastungen und inneren Stabspannungen) besteht. Gleichgewicht besteht nach 3., wenn sämtliche an einem Knotenpunkt wirkenden Kräfte im gleichen Pfeilsinn aneinandergefügt einen geschlossenen Kräftezug bilden.

Sind höchstens zwei Spannungen an einem Knotenpunkt der Größe nach unbekannt (ihre Richtungen ergeben sich aus den Stabrichtungen!), so lassen sie sich nach 4. durch Zeichnen eines Kräftezuges bestimmen.

Verfahren: Nachdem die angreifenden äußeren Kräfte P und die Auflagerwiderstände A und B angebracht sind, numeriere man sämtliche Stäbe (1, 2, 3 usf.) und Knotenpunkte (7, 77, 777 usf.). Man beginne die Berechnung bei einem Knotenpunkte^ an dem höchstens zwei unbekannte Spannungen angreifen, hier 7 (oder X).

An Knotenpunkt 7 greift an: A bekannt, Stabspannung 1 und 2 unbekannt; M, 1 und 2 müssen im Gleichgewicht stehen.

Im Kräfteplan I' wird A aufgetragen; Parallele durch die Endpunkte von A zu den Stabrichtungen 1 und 2 ergeben 1 und 2 der Größe und Richtung nach. Im Kräfteplan I' laufen alle Pfeile rechtsum, wie es A angibt; die so gefundenen Pfeile von 1 und 2 sind an Knotenpunkt 7 anzutragen; es folgt: 1 ist eine Druckspannung, 2 eine Zugspannung.

Ist 1 an Knoten 7 eine Druckspannung, so ist 1 auch an Knoten 77 eine Druckspannunng, der Pfeil von 1 geht sowohl an 7 als an 77 auf den Knoten zu. Entsprechend geht der Pfeil von 2 an Knoten 7 und 777 vom Knoten weg.

An Knoten 77 ist jetzt P^ und Stabspannung 1 bekannt, also Spannung 3 und 4 wie vorher durch Kräfteplan II' berechenbar. So fährt man fort bis zum letzten Knotenpunkt X. An ihm ist 16 aus Knoten F777, 17 aus Knoten IX bekannt. Falls kein Fehler vorliegt, muß sich der Kräfteplan aus den drei Bekannten 16, 17 und B schließen.

Statt für jeden Knoten einen besonderen Kräftezug zu zeichnen (Fig. 763b), kann man alle Züge zu einer Figur, dem Cremonaplan (Fig. 763c) vereinigen. Bei seiner Konstruktion, die im allgemeinen wie eben beschrieben ist, sind folgende Regeln zu beachten:

1.    Auf der Kraftlinie (ac) dürfen nur äußere Kräfte (Belastungen), keine Stabspannungen aufgetragen werden.

2.    Jedem Knotenpunkt im Fachwerke (Fig. 763 a) entspricht im Kräfteplan (Fig. 763 c) ein geschlossener Linienzug; jedem Stabdreieck im Fachwerk entspricht im Kräfteplan ein Punkt, von dem die drei Spannungen des Stabdreiecks ausgehen.

Verfährt man so, so folgen im Kräfteplan die Spannungen in derselben Reihenfolge aufeinander, in der sie am Knotenpunkt liegen; ferner liegen die Spannungen im Kräfteplan von selbst im richtigen Pfeilsinn aneinander.

Beispiel. Zu 1. In Fig. 763 c sind auf der Kraftlinie die Auflagerwiderstände A und B, die mit der Belastung P₁ und P₂ im Gleichgewicht stehen, aufgetragen.

Zu 2. Dem Knoten V im Fachwerk (Fig. 763 a) entspricht im Kräfteplan (Fig. 763c) der aus P₂, 4, 5, 7, 9, 8 gebildete Linienzug cdfghic, der nochmals besonders herausgezeichnet ist. Der Pfeilsinn der Spannungen ist durch P₂ ëe~ geben (linksherumlaufend), danach kann man die fehlenden Pfeile von 8 und 9 am Knoten V antragen. Die Spannungen folgen am Knoten und im Kräfteplan in gleicher Reihenfolge.

Dem Stabdreieck IV V VI aus den Stäben 7, 9, 10 im Fachwerk (Fig. 763a) entspricht im Kräfteplan (Fig. 763 c) Punkt h, von dem die Spannungen 7, 9, 10 ausgehen.

Beispiel. Im Fachwerk (Fig. 764) sind die Stabspannungen zu bestimmen. Aus der Belastung P = 3000 kg werden die Auflagerwiderstände A = 1000 kg, B — 2000 kg berechnet (siehe S. 472) und angetragen.

Dem Knoten I entspricht Kräfteplan abd; A, 1 und 2 stehen an I im Gleichgewicht. ab 4t ^ aufgetragen; ad//1, bd//2 gezogen, dann ist ad = 1, bd = 2,

Fig. 764.

3000 kg

III

VI

Stab

Spannung

A =1000 kg ²

II

B = 2000 kg

>B

Längenmaßstab

1:50

Kräftemaßstab 1 cm=1000 kg

—    2000 kg + 2250 „

—1000 „

—    4000 „

+ 2250 „

+ 2000 „

—    3000 „

—    4000 „

+ 4500 „

Es bedeutet:

Zugspannung.

Druckspannung.

Stabspannungen durch Kräfteplan bestimmt.

Der Pfeil läuft in abd rechts herum, wie A angibt; dadurch ergeben sich die an I angezeichneten Pfeile von 1 und 2.

Nun ist Knoten II berechenbar, da 2 bekannt, 3 und 6 unbekannt; ihm entspricht Kräfteplan bde. Durch die Endpunkte von 2 = bd wird gezogen de//3, be//6, dann ist de = 3, be =6. Der Pfeil läuft rechts herum, wie 2 angibt; dadurch ergeben sich die an Knoten II angetragenen Pfeile von 3 und 6. (Bemerkung: 3 muß in d, nicht in b angetragen werden, da im Fachwerk 1, 2, 3 ein Dreieck bilden; also muß im Kräfteplan 1, 2, 3 von einem Punkt ausgehen.)

Am Knoten III ist 1 und 3 bekannt, 4 und 5 unbekannt; 1 ad, 3 = de liegen schon aneinander, ef//5, af//A gezogen, gibt die Größen von 4 und 5. Pfeil läuft rechtsum (5 in e angetragen, da im Fachwerk 3,5,6 ein Dreieck bilden; also geht im Kräfteplan 3, 5, 6 von einem Punkte [e] aus).

Knoten IV: 6 = be und 5 — ef bekannt, Parallele fg zu 7 und 6^ zu 9 geben 7 und 9. Pfeil rechtsum.

Knoten V: P = ca, 4 = a/) 7 — fg bekannt, Parallele cg zu 8 gibt 8. Pfeil linksum.

Knoten VI: 9 = bg, 8 — gc, B = cb bekannt, bilden ein Dreieck bgc, stehen also im Gleichgewicht. (Kontrolle für die Richtigkeit des Verfahrens.)

In der beistehenden Tabelle sind die gefundenen Stabspannungen zusammen

gestellt.

7. Bestimmung der Stabspannungen in einem Fachwerk nach der Ritter sehen Schnittmethode.

Man bestimmt die Spannung eines Fachwerkstabes (z. B. 4) nach der Ritt er sehen Methode wie folgt:

Man lege durch das Fachwerk einen Schnitt au, der außer 4 höchstens noch zwei andere Stäbe (hier 5 und 6) trifft, und schneidet

dadurch die rechte Fach werkhälfte

Fig. 765.

3000 kg

weg. Damit das linke Stück im Gleichgewicht bleibt, bringt man an den Enden der geschnittenen Stäbe die Spannungen S₄, S₅, S₆ an, die A = 1000kg gleich den in den geschnittenen Stäben wirkenden Spannungen sind.

Vorläufig sind sie der Richtung und Größe nach unbekannt. Man stellt nun zwischen den am linken Fachwerkstück wirkenden äußeren Kräften (hier A, S₄, S₆, S₆) eine Momentengleichung auf und wählt als Drehpunkt den Schnittpunkt der Stäbe 5 und 6. Da Sb und S₆ durch den Drehpunkt gehen, sind ihre Hebelarme, also auch ihre Momente gleich 0. Die Momentengleichung lautet:

! i² Ça 4

B =2000 kg

S_4_

X1

Eit ter sehe Schnittmethode.

A.x

$₄. h -f- A. x₁ = 0, also #4 =

Das Minuszeichen deutet an, daß $₄ eine Druckspannung ist, keine Zugspannung, wie eingezeichnet.

Zur Bestimmung von S₆ wird der Schnitt C₂ von $₄ und S₅ als Drehpunkt gewählt.

Momentengleichung :

— S₆. h -j- A. x₂ -- 0,

also:

(Zugbeanspruchung !)

Nun läßt sich Knoten II graphisch berechnen (P und 6 bekannt, 1 und 4 unbekannt), dann Knoten I, III, IV.

8. Bestimmung des an einem Balken wirkenden Biegungsmoments.

Das in einem Punkt C eines belasteten Balkens AB wirkende Moment der äußeren Kräfte kann rechnerisch oder zeichnerisch bestimmt werden.

a) Berechnung des Moments. Man schneidet den Balken in C und berechnet das Moment der am linken abgeschnittenen Teil wirkenden Kräfte, wobei rechtsdrehende positiv, linksdrehende negativ gerechnet werden.

Moment Mc= A.x —    — JP₂æ₂.

Trägt man von einer Achse A'B' für verschiedene Trägerpunkte C senkrecht unter C die so berechneten Momente als Ordinaten auf

Fig.768.

Beispiel: Das Fachwerk Fig. 766' soll berechnet werden. Durch Zeichnen von Kräfteplänen ist das Fach werk zunächst nicht bestimmbar, da von jedem Knotenpunkt drei unbekannte Stabspannungen ausgehen.

Fig. 766.

P= 3000 kg P =^3000 kg

I*--² Plf ‘    m

2    4 I ⁶ T

\ ml h = l,5 m

I*

—*⁼³™r-^d>

“ rvc

Kitt er sehe Schnittmethode.

B‘

Maßstab 1 : 133

Nach der Schnittmethode lege man Schnitt a a durch die drei Stäbe 6, 5, 6 und wähle den Schnitt C von 3 und 5 als Drehpunkt.

also

89=-

Momentengleichung : S₆ . h -f- A . x ^ 0,

7^0 7? ^ W r-J ,

A . X 3000.3 «nnn 1    , \

— — 6000 kg (Druck).

1,5

Fig. 767.

Pl

P,= 1000kg Pa^läOOkg P₃= 2000kg

P₄=i 800 kg

j<-

A=|"ll25 kg

-2 m

■8 m-

le

x-

2 m-

a"

Mc

^B'

a'!

B= 1475 kg

B’

Mb

Mc

Md

Me

Längenmaßstab 1:150 Momentemaßstab    \

1 cm = 2000 kgm

Biegungsmomente durch Einzellasten.

(positive nach abwärts, negative nach aufwärts), so erhält mau die Momentenfläche.

Beispiel 1 : Es sind in Fig. 768 die Momente für die Trägerpunkte a bis f zu

berechnen.

Punkt a. A greift am Hebelarm 0 an, also M — A.O = Okgm. Punkt b. A greift am Hebelarm 1 m an, also

Mb = A . 1 = 1125.1 = 1125 kgm.

Punkt c. A greift am Hebelarm 2,5 m an (rechtsdrehend), 1\ am Hebelarm 1,5 m (linksdrehend), also

Mc = A . 2,5 — P₁ . 1,5 = 1125 . 2,5 — 1000.1,5 = 1312,5 kgm.

Punkt d. Md = A . 4,5 — Px. 3,5 -f P₂.2 = 1125.4,5 — 1000.3,5 4-1200.2 = 3962,5 kgm.

Punkt e. Me = A . 6 — P₁ . 5 -fP₂ . 3,5 — P₃ . 1,5 = 1125 . 6 — 1000.5 -f 1200.3,5 — 2000.1,5 = 2950 kgm.

Punkt f. Mf = A . 8 — Px . 7 + P₂ . 5,5 — P₃ . 3,5 — P₄ . 2 = 1125.8 — 1000.7 -f 1200.5,5 — 2000.3,5 — 800.2 = 0 kgm.

Anmerkung. Bei einem mit Einzellasten belasteten Balken ändern sich die Momente zwischen den belasteten Punkten geradlinig, wie eine Kontrollrechnung zeigt.

Fig.769.

Q —1200 kg

_i l_ |b ic !d ie A. ^ ^—*j*—1 ni—»i*—1 ip—y—1 ni—>i g ^

i !

A'i

Md

B’

Beispiel 2: Der Träger (Fig. 769) ist nur durch Eigengewicht Q = 1200kg    Längenmaßstab 1:150

belastet. Die Momente für die Punkte a bis e sind zu bestimmen.

Me

Momentemaßstab 1 cm=2000 kgm

Biegungsmomente durch Eigengewicht.

Punkt a. A greift am Hebelarm 0 an, also Ma = A. 0 = Okgm.

Punkt b. A greift am Hebelarm 1 m an (rechtsdrehend), das Eigengewicht

denkt man sich als Einzellast im Schwerpunkt, es wirkt dann (linksdrehend) am Hebelarm 0,5 m, also :

. 0,5 = 600.1 — 150.0,5 = 525 kgm.

von a bis b

(=!)

Mb = A.l —

Punkt c. A greift am Hebelarm 2 m an (rechtsdrehend), das Eigengewicht

am Hebelarm lm (links dreh end), also:

(=²

von a bis c Me = A. 2 - (2

Punkt d. JVL(l = A. 3 — ^3

Punkte. Me = A. 4 — ^4    ) • 2 = 600.4 — 600.2 = 1200 kgm.

Fig. 770.

• 1 = 600.2 — 300.1 = 900 kgm.

O>|oo 0*1°°

J—¹

QT

= 600.3 — 450.1,5 = 1125 kgm.

Da die Belastung symmetrisch zur Mitte ist, so sind auch die Momente symmetrisch.

Die Momentenfläche'wird durch eine Parabel begrenzt.

a\

B'

Beispiel 3: Der Träger (vgl. Fig. 770) ist gleichzeitig durch die Einzellasten des Beispiels 1 und durch das Eigengewicht des Beispiels 2 belastet.

X^Momente aus Eigengewicht^,

'    \ ^ x Momente aus den f /

Momente aus.-X    X(iWlasten A /

Eigengewicht und \    '    ^    \ /

Einzelnsten

Momentemaßstab 'V |

1 cm — 2000 kgm

Zusammengesetzte Momente.

Die in Beispiel 1 und 2 berechneten Momente treten gleichzeitig auf, das Gesamtmoment ist die Summe der Momente von Beispiel 1 und 2.

Bethmann, Hebezeuge. 3. Aufl.

30

Beispiel 4: Die Momente an den Stellen a bis e des Trägers (Fig. 771) sind zu bestimmen.

Entweder bestimmt man, wie in Beispiel 3, die Momente aus den Einzellasten und aus dem Eigengewicht für sich und addiert dann die Momentenflächen, oder man betrachtet Einzellasten und Eigengewicht gleichzeitig, wie nachstehend.

Fig. 771.

P, = 2000 kg

P₂ = 3000Tkg P₃ =13000 kg Tc-2 ra_Td

y///////////\//y//////////////////////////////,

Q —7000 kg ' (Gewicht pro 1 lauf m)

' _:q =j= 500 ki>-___-

5 ra

11300 k*

fAe= 6400 kg' [Aq = 4900 kg

B = 3700 kgV' Be= 1600 kg Bq= 2100 kg j

Längenmaßstab 1 : 200 Momentemaßstab 1 cm = 16 000 kgm

Skizze zu Beispiel 4.

Punkt a. Am linken Trägerteil wirkt Px am Hebelarm 4 m linksdrehend und ein 4 m langes Stück vom Eigengewicht (4 q = 2000 kg) am Hebelarm 2 m, also :

Ma = —P₁A — (4:.q)2 = —2000.4 — 2000.2 = — 12000kgm.

Punkt b. Rechtsherum dreht der Auflagerdruck A am Hebelarm 10m, linksherum die Kräfte P₁₅ P₂, P₃ an den Hebelarmen 14, 7, 5 m und das ganze Eigengewicht Q — 14 q am Hebelarm 7 m, also :

Mb = A.10 — Pi. 14 — P₂.7-P₃.5 — (14 t/). 7 = 11300.10 — 2000.14 — 3000.7 — 3000.5 — 7000.7 = 0 kgm. Punkt c. Mc = A . 3 — P₁.7 — (7 q). 3,5

= 11 300.3 — 2000.7 — 3500.3,5 = 7650 kgm.

Punkt d. Md = A . 5 — Px. 9 — P₂.2 — (9 q). 4,5

= 11 300.5 — 2000.9 — 3000.2 — 4500.4,5 = 12 250 kgm.

Punkt e. Me == Okgm.

Bei Belastung des Balkens durch schiefe Kräfte (Fig. 772) zerlege man die Kräfte in senkrechte und wagerechte Seitenkräfte. Die senk-

Fig. 772.

pty

gr M'

Bx

Ay

Schiefe Kräfte.

rechten Seitenkräfte (Ply und P2y) erzeugen Biegungsmomente, die wagerechten (Pia, und P2x) suchen den Balken seitlich zu verschieben, was die Auflager verhindern müssen.

b) Zeichnerische Bestimmung des Moments durch das Seileck. Das

Verfahren ergibt die Momente für sämtliche Trägerquerschnitte C durch eine Operation. Die Genauigkeit ist naturgemäß etwas geringer, jedoch für praktische Zwecke vollkommen genügend.

Zu den Belastungen P₁₅ P₂ usf. zeichnet man nach 5. ein Seileck, projiziert auf die äußeren Seiten (hier ml und Hin) die Auflagerpunkte A und B senkrecht herunter (nach A' und B') und zieht

P, = 800 kg

P₂ = 1000 kg

Fig. 773. P₃ = 900 kg

^Ta

A’J

PT

IB

yc

>0

c-

Längenmaßstab 1 : 100 Kräftemaßstab 1 cm = 1000 kg H

Momentenbestimmung durch Seileck.

die Schlußlinie A' B'. Das Moment Mc am Trägerquerschnitt C erhält man nun, wenn man die senkrecht unter C zwischen Seileck und Schlußlinie liegende Ordinate yc multipliziert mit dem Polabstand H, d. i. im Kräfteplan der senkrechte Abstand des Poles O von der Kraftlinie ad. yc ist im Längenmaßstabe, H im Kräftemaßstabe zu messen. Also: Moment Mc = yc. U = (1,25). (2000) = 2500 kgm.

Beispiele. Dieselben Beispiele 1 ~ 4 wie vorher sollen nach diesem Verfahren gelöst werden.

Beispiel 1. Es sind in Fig. 774 die Momente zu berechnen (vgl. Fig. 768).

Fig. 774.

P, =1000 kg P₂,= 1200 kg 2000 kgp Q kg

Id Ye

a th

■fx;

1,5 m

1,5 m

p₂

1125

kg

- ą " T-

--b

1 cm —1000 kg 1:150

IV

Momentenfläche

'*4

.    4)

B =11475 I * kg

= 2000 kg

Skizze zu Beispiel 1.

Die Lasten Px, P₂, P₃, P₄ sind im gleichen Pfeilsinn aneinanderzusetzen (Linie abode), von Pol 0 aus sind die Polstrahlen und parallel dazu die Seilzugseiten zu ziehen (vgl. Fig. 760). Auflager nach A!, B' projiziert, Schlußlinie A'B' gezogen.

30*

Aus der Figur ergibt sich nun : Polabstand H = 2000 kg und die Ordinaten : i/a = 0m,i/j = 0,56m, yc = 0,66m, yd — 1,98m, ye = 1,48m, yf = Om. Also ist:

Ma = ya.H = 0.2000 = 0 kgm, Mb = 0,56.2000 = 1120 kgm, Mc = 0,66.2000 = 1320 kgm,

Me = 1,48.2000 = 2960 kgm,

Md = 1,98.2000 = 3960 kgm, Mf = 0.2000 = 0 kgm.

Beispiel 2. Für den nur mit Eigengewicht belasteten Träger Fig. 775 sind die Momente zu bestimmen (vgl. Fig. 769).

Man zerlegt das Eigengewicht in eine Anzahl (hier 8) Teile, faßt diese Teile als Einzellasten auf, die in den Schwerpunkten Sx bis S₈ der Belastungsüächen

Fig. 775.

Q/8 = 150 kg

A'l

y 1= 0,165m

y₂ = 0,375 m

y,=0.5»mył=o,6n,lcm=loookg

Skizze zu Beispiel 2.

A=+60Ö B=Î600 ;—

1:150

.H*=_

2000 kg

angreifen. Für diese Einzellasten zeichnet man, wie in Beispiel 1, Kräfteplan und Seilpolygon, projiziert auf die äußeren Seiten die Auflagerpunkte und zieht Schlußlinie A'BAus der Figur ergibt sich nun II = 2000kg und:

M! =    M₈    =    yx. H    —    0,165.2000    =    230 kgm,

fl/₂ =    M₇    =    y^.H    =    0,375.2000    =    750 kgm,

Ms —    Me    —    yz. H    =    0,53 . 2000    =    1060 kgm,

AT₄ =    Mh    —    yi. H    =    0,6    .2000    =    1200 kgm.

Das gebrochene Seileck ist eigentlich durch die eingezeichnete Seilkurve zu ersetzen, da in Wirklichkeit gleichförmig verteilte Last, keine Einzellasten, vorhanden ist, doch ist die Abweichung beider sehr gering.

Fig. 776.

P₄ = 800kg

2/i = 2/8 = 0,165 m y₂ = y₇ = 0,375 m 2/₃ = 2/₆ ⁼ 0,53 m 2/4 — 2/5 = °,6m

also

P, = 1000 kg P₂= 1200 kg I

2000 kg I

-1    1 ! ■ i ¹    !    ! ! !    i⁻'

P₃ =

Q= 1200 kg-.

___C

yp= 1,98 m

Be| d

0,6 m I J_-

LJ

ei

[*—H=2000 kg

-f---

Aqf

yp+q

yP

■*"

Bqî

. .

1 cm = 1000 kg

,y q

1 :150

Skizze zu Beispiel 3.

Beispiel 3. Der Träger (Fig. 776) ist gleichzeitig durch Einzellasten und Eigengewicht belastet (vgl. Fig. 770).

Für die Einzellasten verfährt man nach Beispiel 1, für das Eigengewicht nach Beispiel 2; dann addiert man die zusammengehörigen Ordinaten y.

Z. B. ist die eingezeichnete Ordinate y p — 1,98 m, yq = 0,6 m, also die Summe yP+q = 1,98 4-0,6 = 2,58m und das Moment an dieser Stelle M = yp+ q.H = 2,58.2000 == 5160kgm.

Beispiel 4. Die Momente des Trägers (Fig. 777) sind zu bestimmen (vgl.

Fig. 777.

P₂= 3000i,kg    P₃i=3000kg

«—— 4 m-— 3 m -4—2 m 4    — 5 m———*

1000 kg¹    1500 kg 1 1000 kg !    ! 1250 kg

Fig. 771).

P,= 2000 kg

p;

,n

positive 1 Momente •

'n,11300 kg łP₂

negative . Momente

's-

iS

vm

A"

V VI vu

1 cm

Bih.

=4000 kg 3700¹    9000 kg

*l'k

1 : 200

Skizze zu Beispiel 4.

Man faßt die gleichförmig verteilte Eigenlast als eine Anzahl Einzelkräfte auf, zieht Kräfteplan und Seilpolygon, projiziert auf die äußeren Seiten ml und IXn die Auflager und zieht Schlußlinie A'JB’. Die über der Schlußlinie liegenden Momente sind negativ, die unter ihr positiv. Es ergibt sich z. B. das Moment unter dem Auflager A zu:

Ma = ya.H = 1,35 m. 9000 kg = 12150 kgm (abgemessen)^/

c) Bestimmung des Moments durch Einflußlinien. Die Einflußlinie ist die Linie, die für einen Trägerquerschnitt C durch ihre Ordinate ij angibt, wie groß das Moment einer über den Träger wandernden Last = 1 in bezug auf C ist (Fig. 778).

Beispiel. Einflußlinie zu konstruieren für den Balken AB.

Fig. 778.

Last= 1

fe~~ 3    4] C 5

,a

yc

.11

B*

1 :150

A Momentenbestimmung durch Einflußlinien.

Steht die Last 1 (kg) im

Punkte

so ist x

A = also M

A.a — 1. x

o 1—i (M co : o

^    'rfl

00 CO ^ (M

r- o' O O o'

T—4 rH i-H H ł-H

0^0000 00 os To

— Im

0 kg 0.4

= 0 kgm

^lan erhält die Einflußlinie eines beiderseits an den Enden gestützten Balkens AB, wenn man von einer Wagerechten A'B' aus senkrecht unter A' die Länge A C = a = A! A", unter B' die Länge B C — b = B'B" abträgt und A'B" und B'A" zieht. Beide Linien schneiden sich senkrecht unter C.

Fig. 779.

Für Träger, deren Enden die Auflager A und B iiberkragen, erhält man die Einflußlinie wie folgt:

1.    Drehpunkt C liegt zwischen den Auflagern: Unter A wird A'A" — a, unter B B'B" = b abgetragen, die Linie A'B" und B' A" werden gezogen und verlängert, bis sie die Senkrechten D'D" und E' E" durch die Trägerenden schneiden (Fig. 779).

2.    Drehpunkt C liegt außerhalb der Auflager: Über dem benachbarten Trägerendpunkt E wird E'E" — e = E C senkrecht errichtet und C'E" gezogen (Fig. 780).

Man erhält aus der Einflußlinie das Moment eines mit den Lasten P₁₅ P₂, P3 belasteten Balkens AB, wenn man die Lasten (in kg) mit der zugehörigen Ordinate y der Einflußfläche (im Längenmaßstab gemessen) multipliziert und alle Produkte P.y über die ganze Trägerlänge addiert, also in Fig. 781:

Mc = yl    1\> y₂ -b J\y%.

Abwärts gerichtete Lasten sind positiv, aufwärts gerichtete negativ; unter der Achse A'B' liegende Ordinate y sind positiv, über ihr liegende negativ. Gleichförmige Belastung wird betrachtet als eine Anzahl Einzellasten. Dieselben Beispiele wie vorher sollen mittels Einflußlinien gelöst werden.

negativ

X'

A”

id;_a

c_

b —>j

JE”

negativ

Fig. 780.

B"

l*-e

!

negativ vl M-

bM'

Fig.781.

* r-

-'C

JS

p₃

JB’

Momente durch Einflußlinien.

Beispiel 1. Für die Punkte a bis f des Trägers Fig. 782 sollen die Momente bestimmt werden (vgl. Fig. 768 und 774).

Es wird für die einzelnen Drehpunkte Ca bis Cf senkrecht unter A! auf-getragen Ä' A" = a; = AG (vgl. Fig. 023), B' A" gezogen, darauf C nach C projiziert und CA! gezogen (Fig. 782).

Drehpunkt Ca: A!A" = A Ca = 0, also alle y — 0, also Ma — 0 kgm.

Drehpunkt Cb: Aus JA' CbB' folgt:

Mb = Piyi -    + P3y3 PPiVi = 1000.0,9 - 1200.0,75

+ 2000.0,5 + 800.0,3 = 1240 kgm.

Drehpunkt Cc: Aus JA'C'cB' folgt:

Mc = PxVl - P₂y₂ + P₃y₃ + P42/4 = 1000.0,69 - 1200.1,72 4- 2000.1,1 + 800.0,625 = 1320 kgm.

Drehpunkt Cä: Aus JA'C^B' folgt:

Md -    1000.0,44— 1200.1,1 -j- 2000.1,97+ 800.1,13 - 3964 kgm.

Drehpunkt Ce: Aus JA' C^B' folgt:

Me = 1000.0,25 — 1200.0,625 +2000.1,125 + 800.1,5 = 2950 kgm. Drehpunkt Cf. Cf fällt auf B', also alle y — 0, also Mf = Okgm.

Fig. 782.

P,= 1000 kg P₂= 1200 kg P₃

>₃=|2000 kg p4 =

-fc:¹’5 m+o7

800 kg — 2 m—*

a„

ad

a„

r⁶-#¹ -H

A’

ST

B'

ao

1 : 150

a.

Aä

t____

A”

Skizze zu Beispiel 1.

Beispiel 2. Für den mit Eigengewicht belasteten Träger (Fig. 783) sind die Biegungsmomente zu bestimmen (vgl. Fig. 769 und 775).

_ Ulf

abA'

ac

id

Q/₈=150 kg

ÿn

y^

a;-c7

'c;

L.

a.

AÏ

Fig. 783.

Q= 1200 kg

y< i

ys

y«.

V¹'-

ys

1 : 150

-"'c;

Skizze zu Beispiel 2.

150 kg.

= 0 kgm,

für Drehpunkt Cb aus JA'CbB': -M*, = — 2/i + g 2/2 H-----hg»

Das Eigengewicht wird auf gef aßt als 8 Einzellasten von je Für die Drehpunkte Ca bis Ce werden die Einflußlinien nach Fig. 779 gezeichnet. Dann ist für Drehpunkt Ca :

— -g- (2/1 + 2/2 H-----h 2/8)

Mb — 150(0,5 + 0,84 + 0,71 + 0,58 + 0,45+0,32+0,19+0,07)

= 550 kgm.

Aus JA'C'cB': JKC — (yx -f- y% + • • • + y₈) — 150 (0,4-)- 1,2 -j- 1,38 -f- 1,12 + 0,88 + 0,63 + 0,37 + 0,13) = 927 kgm.

Aus JA'C^B': Md = |[(y₁-\-yi-{-----\-y₈) = 150(0,31 + 0,94+1,56 + 1,69

+ 1,31 + 0,94 + 0,56 + 0,19) = 1125 kgm.

Aus JA'C'eB': Me =    G/i+2/₂ + - • -+y₈) = 150(0,25 + 0,75 + 1,25 + 1,75

+ 1,75 + 1,25 + 0,75 + 0,25) = 1200 kgm.

Beispiel 3. Treten gleichzeitig die Belastungen von Beispiel 1 und 2 auf, so bestimmt man nach Beispiel 1 die Momente aus den Einzellasten, nach Beispiel 2 die Momente aus dem Eigengewicht und addiert die Momente, wozu man eventuell die Momentenflächen zeichnet (siehe Fig. 770 und 776).

Beispiel 4. Die Momente des skizzierten Trägers (Fig. 784) sind zu bestimmen (vgl. Fig. 771 und 777). Die Konstruktion der Einflußlinien erfolgt nach Fig. 779

und 780, die gleichmäßig verteilte Last wird in eine Anzahl Einzellasten zerlegt.

1.    Einflußlinie E'A'B', daraus:

AIe = 0, da alle y = 0.

2.    Einflußlinie E'E"F'A'B', daraus:

= Bxyx + (2 q)y%

= 2000 (— 2) + 1000 . (— 1)

= — 5000 kgm.

-B' 3. Einflußlinie E'E"A'B’, daraus:

Ma = pi2/i + (4?)2/₂

= 2000 (—4) + 2000 (—2)

= —12000 kgm.

■®’ 4. Einflußlinie E'E"A'C'B', daraus:

Mv — P\y₁ + (4 q)y₂ + (3 q)y₃

4- PiVi 4 -P32/5 4 (⁷ y) y$

= 2000 (— 2,8) + 2000 (— 1,4) + 1500.1,05 + 3000.2,1 + 3000.1,5 + 3500.1,05

= 7650 kgm.

5. Einflußlinie E'E"A!D'Bf, daraus:

= Pxyx + (4 q) yt + (5 q) y₃

4 Ą Vi 4 -P3 2/5 4 (⁵ o) y g

= 2000 (— 2) + 2000 (— 1)

+ 2500.1,25 + 3000.1,5 + 3000.2,5 + 2500.1,25

= 12 250 kgm.

P, = 2000 kg

Fig. 784.

P₂=,P₃ = 3000 kg

AI F A    IC Td

V7/y///7/////////////////////////A//////////////A

h+ 4 m —+-3 m.-+ 2

'Q = 7000 kg, B

q = 500 kg/m

E’;

A'

Jb’

E’

E’

E"

A"

E"

E’

A

7a

IB’

=AD ,-'D

A"

1:300

Skizze zu Beispiel 4.

9. Bestimmung der Auflagerwiderstände eines belasteten Balkens.

Die Auflagerdrucke A₁ und Bx, die der Balken auf die Auflager ausübt, sind gleich, aber entgegengesetzt gerichtet den Auflagerwiderständen + und B, die die Auflager auf den Balken ausüben.

B = Px — P₂ -1- P₃ + P₄ — A = 1000 — 1200 + 2000 + 800 — 1125 = 1475 kg.

Beispiel 2. Aufgabe S. 465, dazu Fig. 769. B als Drehpunkt gewählt:

= 600 kg, B = Q — A = 1200 — 600 = 600 kg.

A = m =

Beispiel 3. Aufgabe S. 465, dazu Fig. 770.

Die von den Einzellasten aus Beispiel 1 herrührenden Auflagerwiderstände = 1125 kg und Pj = 1475 kg addieren sich zu den Auflagerwiderständen aus dem Eigengewicht Aq — Bq — 600 kg in Beispiel 2; also

und

Mit der Belastung P₁₅ P₂, Q stehen die Auflagerwiderstände A und B im Gleichgewicht. Nachfolgend wird die Größe der Auflagerwiderstände bestimmt.

a) Auflagerwiderstände, berechnet aus einer Momentengleichung. Das

eine Auflager, z. B. P, betrachtet man als Drehpunkt einer Momentengleichung zwischen den am [Balken angreifenden Kräften (Fig. 785):

A.l = P₁x₁ -+ P₂x₂ -+ Qx,j,

daraus :

^ _ Pl X1 ~h PjX2 + Q-X3

Fig. 785.

. P, = 2000kg 1*2= 3000 kg

f ,Q=2500kg|

V////X//////////J//(///////////.

A-'    1    !    * x₂—2,5m—» k]

Ai!

Y

!B.

2000.5 + 3000.2,5 + 2500.3

U-

1 :150

Auflagerwiderstände.

Da Gleichgewicht zwischen A und B und der Belastung Px, P₂, Q, A-\- B = Px + P₂+ Q,

= 4167 kg. :

also folgt:

B = P₁ + Pi+Q — A = 2000 -+ 3000 -f 2500 — 4167 = 3333 kg.

Zu den unter „Moment“ gegebenen Beispielen sollen die Auflagerwiderstände A und B berechnet werden.

Beispiel 1. Aufgabe S. 464, dazu Fig. 768. B als Drehpunkt gewählt:

1000.7 -1200.5,5 + 2000.3,5 + 800.2

— -Pl %1~ 1\ %₂ + B₃X₃ + P₄ xi

= 1125 kg.

A = Ax + Aq = 1225 -+ 600 = 1725 kg B = Bt-\- ßq = 1475 + 600 = 2075kg.

Beispiel 4. Aufgabe S. 466, dazu Fig. 771. Für B als Drehpunkt ist: Pi^i + P₂x₂ + P₃x₃ + Qxq

2000.14 + 3000.7 + 3000.5 + 7000.7

= 11300 kg.

B = P₁-\-P₂-{-P₃-\-Q — A = 2000 4- 3000 + 3000 + 7000 — 11 300 = 3700 kg.

Man kann auch, wie in Beispiel 1 und 2, die aus den Einzellasten und die aus dem Eigengewicht stammenden Auflagerwiderstände gesondert bestimmen. In den Fig. 768 bis 771 sind die berechneten Auflagerwiderstände eingetragen.

14

Schiefe Auflagerdrucke. Bei Belastung des Balkens durch schiefe Kräfte muß bekannt sein, nach welcher Richtung die Auflager Kräfte übertragen können. Ein Auflager, z. B. P, ist meist vollkommen festgehalten und kann nach allen Richtungen Kräfte übertragen; das andere, A, ist seitlich verschiebbar und kann nur senkrechte Drucke übertragen. Man zerlegt die Lasten in senkrechte und wagerechte Seitenkräfte; aus den senkrechten bestimmt man die senkrechten Auflagerwiderstände Ay und By durch eine Momentengleichung. Die wagerechten Seitenkräfte werden durch den wagerechten Auflagerwiderstand Bx im Gleichgewicht gehalten.]

Aus Fig. 772 folgt z. B. für Drehpunkt P:

senkrecht: Ay =

ferner JBy — Bly -f- jP₂*/ — Ay,

-Ply . xl -f- B21/ • X2

wagerecht: Ax — 0, da das bewegliche Auflager nur senkrechte Kräfte überträgt, Bx = B2x — Pi*-

Fig. 786.

Q« = 2500 kg

B,=

2500 kg

K\Np\N

Ay —

2165 kg

\-_#L _

Qy—___XQ⁻ I By —

4330 kg 5000 kg 2165 kg

Schiefe Last.

Beispiel. Erleidet die Krankatze3 einen schiefen Zug Q — 5000 kg, so legt sich das rechte Rad an die Schiene und überträgt den ganzen wagerechten Druck :

BX=QX = 2500 kg.

Die senkrechte Seitenkraft Q kommt zur Hälfte aufs rechte und linke Auflager:

Av = Bv =

7' = 2165 kg.

b) Aullagerwiderstände durch das Seileck bestimmt. Zieht man in Fig. 773 zur Schlußlinie A!B' des Seilecks eine Parallele Oe im Kräfteplane vom Pole 0 aus, so zerschneidet Punkt e die Mittelkraft ad aller Lasten in die Auflagerwiderstände A = ae und B — ed.

in a

A beginnt im Punkt a, B in (7, denn: die Parallele A'I zum Polstrahl Oa verläuft zwischen A und P₁₅ folglich muß sich A und Px berühren; die Parallele IIIB' zu Öd verläuft zwischen P₃ und P, folglich berührt sich P₃ und B in d.

Bei den Beispielen 1 bis 4 (S. 467 bis 469, Fig. 774 bis 777) sind im Kräfteplan jedesmal die Parallelen zur Schlußlinie gezogen und dadurch A und B bestimmt worden.

c) Auflagerwiderstände durch Einllußlinien. 1. Senkrecht unter A trage man A'A" = 1 auf und ziehe B'A". Dann ist (Fig. 787):

A — BiHi + Boy 2 —    !Jn •

(Das 3. Glied ist negativ, weil y₃ über der Achse A! B' liegt.)

2. Senkrecht unter B trage man B'B" = 1 auf und ziehe AB". Dann ist (Fig. 787):

Fig. 787.

Fig. 788.

£■

P₁ = 2000 kg

Ja

T«

.Ldp

;b* ;j«

=|p3= |3000kg

’///////Z/////////////////////////X//////////////\

' Q = 7000 kg, D*

P₂=

q=500 kg/m

yi

A’

Ta"

yi=M

-fl

y2=y<3=°.⁷

|y3=0Ä

*B’

iß' : :

Ar

IÎ

l>

>'3

[y^o.A

B"

y2=yo^=°>:

|ys=o,5

1:300

B"

Auflagerwiderstände durch Einflußlinien.

Beispiel. Zu Beispiel 4 (S. 469, Fig. 777) soll A und B durch Einflußlinien bestimmt werden (Fig. 788).

^ — -f*i2/i 4" -^*22/2 + Ą2/3 4- Q - Vq

= 2000.1,4-1- 3000.0,7 -f 3000.0,5 -f- 7000.0,7 = 11300 kg.

~ P\V\ 4~    + Ą2/3 "h 2/q

= — 2000.0,4 + 3000.0,3 4- 3000.0,5 4- 7000.0,3 = 3700 kg.

10. Schub- oder Scherkraft.

Man legt durch einen belasteten Träger in einem beliebigen Punkte C einen Schnitt uu und be.-stimmt die Kraft, welche das linke abgesehnittene Trägerstück gegen das rechte verschiebt. Diese Kraft heißt die Scherkraft V, sie ist die Mittelkraft der am linken Trägerabschnitt wirkenden äußeren Kräfte, also in Fig. 789:

V = A — {qjc) — 1\.

Die Schubkraft wird positiv gerechnet, wenn sie den linken Trägerabschnitt aufwärts schiebt; in dem Schubkraftdiagramm (vgl. Fig. 789 b)

sollen positive Schubkräfte nach aufwärts aufgetragen werden.

Fig.789.

P₃

fPi r P2    l

.    ■ t j t -, ■ 1

////////////A777////V/////:Zs '/////

IV i

////A/////777>. ¹

A-“-

A”

A'

‘q x

b)

P₂

•P₃

I q (l—x) ^

Schubkräfte durch Bechnung.

B'

B"

a) Schubkraft durch Rechnung ermittelt.

Beispiel 1. Die Schubkraft soll für die Punkte a bis f des belasteten Trägers (vgl. Fig. 790) ermittelt werden (vgl. Fig. 768 auf S. 464).

Fig. 790.

Po=1200 kg P₃ 4 2000 kg P, = 1000kg² .    + P₄ = 80C

m~4-2 m-»f- 1,5 nr*j’‘-

B=1475^kg

B”

A=til25kg

-positiv

A’

negativ^

1:150

1 cm Ordinate im Schubkraftdiagramm bedeutet 1000 kg Schubkraft

Skizze zu Beispiel 1.

Für einen Schnitt zwischen A

bis P₄ wirkt am linken Abschnitt nur A, also

Va = A = -j- 1125 kg.

Für einen Schnitt zwischen-P4 bis P₂ wirkt am linken Abschnitt A — Px, also

Vb = A — P₄ = 1125 — 1000

— +125 kg.

Für einen Schnitt zwischen P2 bis P₃ wirkt am linken Abschnitt A — P₁-\-P%, also F₀ = A — Pj -1- P₂ = 1125

— 1000 + 1200 = -f 1325 kg.

Für Schnitt zwischen P₃ bis P₄ ist rd = A — P₄ + P₂ — P₃ = 1125 — 1000 + 1200 — 2000 = — 675 kg.

Für Schnitt zwischen P₄ bis B ist

Ve = A — P₄-f P₂ — P₃ — P₄ = 1125-1000-1-1200 — 2000 — 800 = — 1475 kg

(= -5!).

Ist also der Träger mit Einzellasten belastet, so ist die Schubkraft zwischen den Belastungspunkten konstant, in den Lastpunkten ändert sie sich sprungweise um die Last.

Beispiel 2. Die Schubkraft ist für den gleichförmig durch Eigengewicht belasteten Träger (Fig.791)

Fig. 791.

Q=q.1 = 150-8=1200 kg

'/Z/////////77777777777777777777777A

—x->“

l=4G00 kg:

1=8 m

zu

bestimmen (vgl. S. 465, Fig. 769).

Für einen beliebigen Schnitt «« ist die Schubkraft V = A — q . x ; unter A ist also

VA = A = 600 kg,

600 kg

unter B wird

VB = A — q.l = 600 — 150.8 = — 600 kg (= — B). Zwischen Anfang und Ende des Trägers ändert sich bei gleichförmiger Belastung die Schubkraft nach einer Geraden.

Beispiel 3. Trägt der Träger die Einzellasten von Beispiel 1 und das Eigengewicht von Beispiel 2, so treten auch die Schubkräfte von 1. und 2. gleichzeitig auf; um die gesamte Schubkraft zu erhalten, muß man beide addieren (Fig. 792).

Beispiel 4. Die Schubkraft ist für den durch Eigengewicht und Einzellasten beanspruchten Träger (Fig. 793) zu bestimmen (vgl. S. 466, Fig. 771).

1. Schubkraft aus Einzellasten. Von e bis a ist die Schubkraft = — P₄ = — 2000 kg, in a wächst sie um Ax auf Ax — P₄ = 6400 — 2000 = 4400 kg, in c nimmt sie um P₂ ab auf Ax — P₁ — P₂ = 6400 — 2000 — 3000 = 1400 kg, in d nimmt sie um P3 ab auf Ax — P₁ — P₂ — P₃ = — Bt — — 1600 kg.

A'

v=0

-iB'

1:150

1 cm Ordinate = 1000 kg Skizze zu Beispiel 2.

B”

2. Schubkraft aus Eigengewicht. In e ist sie = 0, nimmt bis a gleichförmig ab auf — q . 4 = — 500.4 = — 2000 kg, hier wächst sie um den Auflagerdruck Aq auf Aq — 4 q = 4900 — 2000 = 2900 kg, dann nimmt sie bis b gleichförmig ab auf — Bq = — 2100 kg.

Die Schubkräfte aus Einzellasten und Eigengewicht sind nun noch zu addieren.

Fig. 792.

Fig.793.

i~-l

‘tk

I Schubkraft aus den y Einzellasten

B’

Schubkraft aus d6m*ü/    ^ I

Eigengewicht |_______^    ~ ~ ~|Bq

D onnni    Pj = Ps = 3000kff    „ ,

P, = 2000 kg    ²t t feQ = 7000 kg

T_a._tc td q = 500 kg/m

o \<'Z//////////''/V/W//////////////////////777& h

3 m H-2 m *--------- 5 m^^za

aL

i_______k

A"

/Ai=6400 kg "Aq=4900 kg

Bj=1600 kg Bq=2100 kg

1:300

Resultierende Schubkraft

A'é —

¹ -Resultierende Schubkraft Schubkraft aus Einzellasten

Aq-

A'

B'

e{

JSchubkraft aus Eigengewicht ;

B’

1:150

1 cm Ordinate = 1000 kg

E-'l ----

B"e

1 cm Ordinate = 4000 kg

Bq

B"

B"

Skizze zu Beispiel 3.

Skizze zu Beispiel 4.

b) Schubkraft durch Einflußlinien bestimmt. Man erhält die Schubkraft-Einflußlinie, wenn man von der Achse A' B! aus in A' nach unten, in B' nach oben À 'A" = B' B" = 1 abträgt und die Linien AB" und IP AL" zieht bis zu den Trägerenden. Für einen Punkt C erhält man die Einflußlinie nach Ziehen von G" C" zu D'E'E"'C"'C"D wie schraffiert. Über der Achse liegende Ordinaten sind negativ, darunter liegende positiv.

Es ist nun nach Fig. 794:

= P\V\ ü I>AJ-i —

f

Dr-r

Fig. 794.

cf

P₃

T-

B”

• E"

positiv ^

Î negativ

D’”

C"

^fc’ :i)0sitiv

LS’ / ÜE' negativ

C” y2

Anmerkung. Fällt C auf eine

A”

Kraft, z. B. P₂, so ist y₂ entweder — C" C oder =

D”

Schubkraft durch Einflußlinien.

C C" ; entweder erhält man den kleineren (A — P₁ — P₂) oder den um P₂ größeren Wert (A — P₁) der Schuhkraft, die in diesem Punkte ineinander übergehen.

Beispiel 1. Wie groß ist die Schubkraft für Querschnitte Cx und C₂ in Fig. 795? (Vgl. Fig. 790.)

A!A" — B'B" — 1 gemacht, A' B" und B'A" gezogen, sowie durch C die Senkrechte C"C"'.

F ci ⁼ —-^i 2/i +-Pa 2/2 + ^32/3 +-P42/4

— _ 1000.0,125 + 1200.0,312 -f 2000.0,437 -f 800.0,25 = 1325 kg.

VC2 = — ^1 «Zi H“ -P22/2 — -P32/3 + -P42/4

= — 1000.0,125 + 1200.0,312 — 2000.0,562 + 800.0,25 = — 675 kg.

oder auch:

^C'2 — —A2/1⁻h-P2 2/a + Ą2/8 4'A2/4

= — 1000.0,125 + 1200.0,312 + 2000.0,437 + 800.0,25 = 1325 kg.

Fig. 796.

P^ 1000 kg P₂ = 1200 kg *-l m-ifr-1,5 m *i

Fig. 795. P₃=i2000 kg

:c, ;c-2

P₄ = 800kg 1,5 irr⁻W—

B= 1475fkg

A = 1125 kg

P, = 2000kg Q₂₌2000kgt P2-?3-³⁰⁰⁰ ^ jQ,= 2000kg/ t C I n

*!*—3 m—k-2 m * — 5 m--j

Q₃=3000 kg

4 iri

negativ

iC.

B"

c’

-1

y.

⁷² g

B’

B"

or

positiv

z negativ

-ź77Ź%

je”

-iB”

A’

negativ,    iq ”

ys

-1

jJa

B’

"ipn

positiv

7Q2 yQ2^v

C"

-positiv

(positiv

A”

1:150

E"

A”

1:300

Skizze zu Beispiel 1.

Skizze zu Beispiel 2.

Beispiel 2. Wie groß ist in Fig. 796 die Schubkraft für Querschnitt C? (Vgl. Fig. 793.)

A! A" — B'B" = 1 gemacht. Eigengewicht als drei Einzellasten betrachtet.

Vc ~ -Pi.^1 — Ąy2 + -P32/3H~ QiVqx— Qi'jQ,QzVqz

— 2000.0,4 — 3000.0.3 + 3000.0,5 -f 2000.0,2 — 2000.0,2 -f- 3000.0,3

= -f 2300 kg.

Ruhende und bewegliche Last.

Die ruhende Last eines Kranträgers besteht in Eigengewicht in senkrechter Richtung, in wagerechter Richtung in Winddruck und in den beim Anfahren und Bremsen auftretenden Massendrucken. Die durch sie erzeugten Beanspruchungen bestimmt man beim Vollwandträger durch Momentengleichungen, bei Fachwerkträgern durch Kräftepläne nach Abschnitt 6 (S. 460) oder nach der Ritterschen Momenten-methode. Die bewegliche Last besteht im Katzen- und Lastgewicht in senkrechter Richtung (eventuell noch im Massendruck beim Anheben der Last), in wagerechter Richtung in eventuellem schiefen Lastzug, in Massendrucken der Katze und Last beim Längsfahren, eventuell aus Winddruck auf Katze und Last.

Die Beanspruchung der Tragglieder ändert sich nun je nach Stellung der Last; damit inan die größten Beanspruchungen einer bestimmten Trägerstelle findet, muß die dafür ungünstigste Stellüng der Last ermittelt werden. (Verfahren dazu für Voll wandträger und für Fachwerkträger siehe weiter hinten.)

Bei Vollwandträgern kann die Last an jeder Stelle auf den Träger übertragen werden, bei Fachwerkträgern nur in den Knotenpunkten.

Der Massendruck P

berechnet sich, wenn m die    pp    p    p f

zu bremsende Masse, v die Iłłfłlljfl | j 1 | ł ł Fahrgeschwindigkeit, s der Bremsweg, t die Bremszeit ist, zu: mv²

Fig. 797.

Sł ł *

aj

L+L    b“ł~    rHi

łłłłł + łłłłłłłi*

oder P =

m.v

b)

,P4+P₅

-m

Lq—q!

Beispiel. Es sollen die    t—

sämtlichen belastenden Kräfte bestimmt werden bei einem    I

Laufkran von 16 m Spannweite,

16 Feldern, G₁ = 10 000kg EE Eigengewicht, 6r₂ — 3000 kg ‘w Katzengewicht, G₃ = 5000 kg Nutzlast. Fahrgeschwindigkeit vx = 1,3 m/sec, Katzengeschwindigkeit r₂ == 0,5 m/sec, Hubgeschwindigkeit v₃ = 0,1 m/sec, Bremsweg des Kranes = 1,5m, der Katze s₂ = 0,6m, der Last s₃ — 0,2 m. Winddruck auf 12 qm Kranfläche à 150 kg/qm : W₁ = 12.150 = 1800 kg, auf Katze und Last (etwa 6y₂ qm) W₂ = 1000 kg.

w₂ + p₆

d)

Skizze zum Beispiel.

a) senkrecht: Eigengewicht, pro Knoten 1\ =

b) wagerecht:

Winddruck, pro Knoten- P₂ = --g

10000 .

-i6- = ⁶²⁵ ^

II', 1800

P₃ =

= 112,5 kg,

mxv? _ 10000.1,32 2sx. 16 — g.2.1,5.16

16

c) senkrecht:

Massendruck, „    „

(durchs Eigengewicht)

Gewicht von Katze + Last P₄ = 8000 kg,

_ m₃v£ _ 5000.0,1²

~ 9 2-0,2

Massendruck beim Heben P₅

2 s₃

= 35,8 kg,

= 12,7 kg,

Winddruck

d) wagerecht:

Massendruck

(durch Katze und Last)

W₂ -- 1000 kg,

(»₂ + »3)«i‘ _ 8000.1,32 9 2.1,5'

Pß =

2 sx

= 457 kg,

In der Längsrichtung wirkt der Massendruck:

P₇ -

(m₂ -[- m₃) v£ 8000.0,5²

2 s₂

« 2.0,6

= 170 kg.

Zusammenstellung der zur Gerüstberechnung erforderlichen Sätze. Verbindung der Trägerteile.

Die Verbindung mehrerer Teile miteinander erfolgt fast ausschließlich durch Nieten; durch Schrauben nur dann, wenn Nieten sich aus Platzmangel nicht schlagen lassen, wenn der Schaft auf Zug beansprucht wird oder wenn die Stärke der zu verbindenden Teile größer als der vierfache Nietdurchmesser ist, beim Anschluß von Gußeisenteilen.

. . mm 13

„ 6~7 8~9 10~11 12~13 13 u.mehr.

Die Berechnung der Nietverbindungen erfolgt auf Abscheren, nur lange Bolzen rechnet man auf Biegung. Als zulässige Scherspannung gilt meist ks = *l±kz.

Man verwendet ein- oder mehrschnittige Vernietung; Fig. 798a zeigt eine einschnittige, die im Querschnitt II abgeschert wird, Fig. 798b

eine zweischnittige mit den Abscherquerschnitten II und IIII

Die Nietverbindung kann überanstrengt werden: 1. dadurch, daß im Schaft eine zu große Scherspannung ks auftritt. oder 2. dadurch, daß der Auflagerdruck zwischen Bolzen und Lochwand, der Lochleibungsdruck ki überschritten wird. Zugelassen ist k\ — 2 ks.

480

Übliche Nietdurchmesser . . meist verwendet bei Blechstärken von

Fig. 798.

nrzLLi

a)

16

20

23    26

p.

-b-

Pl

1. Nietverbindung rein auf Zug oder Druck beansprucht.

Greift die die Nietung beanspruchende Kraft P im Schwerpunkt der Vernietung an, so wird sie nur auf Zug oder Druck beansprucht. Die Kraft P verteilt sich dann gleichförmig auf die vorhandenen n Nieten, auf ein

Niet entfällt die Kraft — = Pv n

pi

'/y / / /'.

b)

-u

h

i

Yernietung.

a) Einschnittige Vernietung (Fig. 798a). Ist die Eisenstärke d und der Nietdurchmesser d gewählt, so kann ein Niet eine Kraft übertragen :

.— ks, wenn die Scherfestigkeit in Frage kommt;

4:

2. JPlt = d.S .kt, wenn der Lochleibungsdruck ausschlaggebend ist.

Für d = 2,5 ô wird Pls = P1Z; ist d<^ 2,5 <5, so ist die Verbindung auf Abscheren zu berechnen.

Die erforderliche Nietzahl ist n =

1. JP1S =

Pis

bzw. n =

b) Zweischnittige Vernietung (vgl. Fig. 798b). Es wird ausgeführt —; dann wird im mittleren Blech der Lochleibungsdruck am

größten Ein Niet kann eine Kraft übertragen:

^2 jjr

2—^— • ks, wenn die Scherfestigkeit in Frage kommt,

1.    Pis =

2.    Pu = d .0 . l'i, wenn der Lochleibungsdruck ausschlaggebend ist.

Für d = 1,25 ö wird Pls = Pu; ist d <7 1,25 d, so ist die Verbindung auf Abscheren zu berechnen, ist d>>l,25d, auf Lochleibungsdruck.

Pi

Nietzahl n =

bzw. n = p—j •

Beispiel 1. Zwei Flacbeisen 70 X 10 mm sind einschnittig aneinander genietet. Übertragene Kraft P = 5000 kg. Nietzahl?

Bei cf = 1cm wird Nietdurchmesser d = 2 cm gewählt; da d <C 2,5 cf, so ist die Verbindung auf Abscheren zu berechnen.

Durch ein Niet kann eine Kraft übertragen werden:

pi. =    = ^r'⁷⁵⁰ = 2350kg-

= 2,13, also drei Stück ausgeführt.

Nietzahl n —

P __ 5000 P^~ 235Ö

Beispiel 2. An eine Blechtafel von cf = 1,4 cm sind beiderseits Flacheisen 60x8 mm angenietet; Nieten doppelschnittig, cfx = 0,8 cm > — ; P = 6500 kg.

Nietdurchmesser d = 2 cm gewählt, dann ist <2 >1,25 cf, also ist der Lochleibungsdruck maßgebend. Ein Niet überträgt eine Kraft:

Plt = d . cf. fcj = 2.1,4.1500 = 4200 kg,

— 2 Stück ausgeführt.

also Nietzahl v= ~

2. Nietverbindung rein auf Biegung beansprucht (Fig. 799).

Geht die die Nietung beanspruchende Kraft P nicht durch den Schwerpunkt der Vernietung, sondern im Abstand l vorbei, so wird die Nietung durch ein Biegungsmoment 71/ = P. I beansprucht. Je weiter die Nieten von der neutralen Achse XX wegliegen, desto größer ist die sie belastende Kraft TV.

Für Gleichgewicht muß das Biegungsmoment gleich dem Nietmoment sein, also:

Fig. 799.

n₃

N]

Ns

n₂

-4- -l --°-p I

-oh3[b₂hi_

^ I

Nietverbindung auf Biegung.

• * 1)

XL — N₁. h₁ 7V₂    -f- 7V₃ h₃ -\-.....

Bei der Nietzahl n ist:

Ni : N₂ : N₃ = lix :h₂:h₃ = (n — 1) : (n — 3):(n — 5), also wird Gleichung 1):

SH Ss-

M I to

Js-.¹

= N₁h₁

(n — 1\² (n — 3\² tn — 5\2 \ü=ï)+    +    + ' ‘ j

=    . c .2)

Bei der für derartige Verbindungen angewandten doppelschnittigen Nietung ist fast immer der Lochleibungsdruck maßgebend, deshalb darf die größte Nietkraft höchstens sein: Nx = cldki — dÖ (2ks). Hiermit lautet Gleichung 2):

= 2d.ö,Ti's.7i₁.c 3)

M =

Der berechnete Wert c ist nachstehenden Tabellen zu entnehmen: Tabelle 72 zu Fig. 800.

Anzahl der Nieten in der ersten Reihe n

Ci

<2

Anzahl der Nieten in der ersten Reihe n

Ci

c2

^ lO CO ï> GO

O 00 CO ZO CO_ ^ GO^

r-T rH <>T oT cf

CO O H CM

p-i r-H H

to p JO M

w 'io b co

CO    00

di Cd lO 00 r-H lO GO co co

Fig.800.

Tabelle 73 zu Fig. 800.

im

Es ist nun bei Anordnung der Nieten nach Skizze.

Stück

^a2

a)

Fig. 800 a (Reihen versetzt) (Reihen gleich)

Fig. 800 b

<a.

Stück

b)

bei 1 Reibe „ 2 Reiben » 3    „

4

n *    »

-0—0—$-

$ <p y

Nietabstand ö₁^3d, a₂ = 4 '

c = ca c = 2q c = 3 cx c = 4 ex

5 d.

1 2. 3 4 Reihe

Anordnung der Nieten.

Beispiel. Eine Nietverbindung erleidet ein Biegungsmoment von M — 600000kgcm; Blecbstärke cf = 1,3 cm, Nietdurchmesser d = 2 cm gewählt, Abstand der Außennieten h₁ = 70 cm möglich.

Aus Formel 3) folgt: c =

600000

= 2,2.

2ddl)l.ks 2.2.1,3.70.750

Man müßte also entweder 11 Nieten in eine Reihe anordnen (c = 2,2 , oder in zwei Reihen 6 Stück in der ersten, 5 in der zweiten (c = 2,2).

Außer dem Biegungsmoment haben derartige Verbindungen oft noch Querkräfte zu übertragen, z. B. beansprucht in Fig. 799 die Kraft P alle Nieten gleichförmig auf Lochleibungsdruck mit der Beanspruchung 6q. Für die äußersten Nieten ist der Lochlei- _____n

bungsdruck 6b aus dem Biegungsmoment mit 6q zusammen-zusetzen, die resultierende Beanspruchung 6res soll ks sein.

Beispiel. Ist in obigem Beispiele M = P .1 = 3000.200 kgcm und ausgeführt zwei Reihen mit 7 Nieten in der ersten (c = 2,53), so berechnet sich der Lochleibungsdruck aus dem Biegungsmoment

600 000

dd'h₁c — 2.1^377072^53

der Lochleibungsdruck aus der Querkraft P bei 13 Nieten zu

3000

= 1304 kg/qcm,

Fig. 801.

°b

°q

Skizze

zum Beispiel.

daraus

/’ 1 __

G(i ~ 13 'dä —13.2.1,3 ares ⁼ yi304²-)-89² = 1808 kg/qcm, also < Ł (siehe Fig. 801).

= 89 kg/qcm,

Etwaige Schraubenverbindungen werden in derselben Weise wie Vernietungen berechnet.

Anordnung der Nieten.

Es ist der Abstand der Nieten (Fig. 802 a)

1.    in der Kraftrichtung: voneinander tmin =3(7, tmax = 6 ~ 87, vom Rande a = 2(7, höchstens = 1,5(7;

2.    senkrecht zur Kraftrichtung: vom Rande ax = 1,5(7 bis 2(7.

Ist die Blechbreite b >> 4 (7, so wird mehrreihige Nietung ausgeführt

(Fig. 802 b). Dabei ist die Teilung schräg gemessen t = 3 (7, angegeben wird 7X, in der Kraftrichtung gemessen (abgerundet). In die erste Nietreihe kommt möglichst nur ein Niet, damit bei Zugbeanspruchung nur ein Nietabzug erforderlich ist.

Bei Winkeleisen (Fig. 802 c) setzt b) man die Niete in der Entfernung

Fig. 802.

-iV

,d

|«-o3 -i ca *

--i

(Wurzelmaß) w = ^-\- (2,5 bis 5 mm).

Sind in beiden Schenkeln Nieten, so versetzt man sie, wobei tmin = 4(7 meist erforderlich ist.

Bei Zuggliedern wird die Ver-schwächung des Querschnittes durch das Nietloch berücksichtigt, bei Druckgliedern nicht.

b t

Nietanordnung.

Profileisen schließt man an Steg und Flanschen mit so viel Nieten an, wie Kraft auf den betreffenden Teil entfällt. Zum Anschluß dienen Hilfswinkel. Genügt der Steg allein zur Kraftübertragung, dienen die abstehenden Flanschen also nur zur Aussteifung, so braucht auch nur der Steg angeschlossen zu werden.

Beispiel. 1. Ein auf Druck beanspruchtes Winkeleisen 80x80x8, mit 6000 kg belastet, ist anzuschließen. Zulässig sei 1c = 1000 kg/qcm.

940 kg/qcm wird. Nietdurchmesser d = 2 cm gewählt. Ein ein-

riZjl    92 Tr

— ■ks = —Ę- • 750 = 2350kg,

P 6000    _    .

n = T\ = 2350 = 3 StUCk-Teilung £ = 3d = 3.2 = 6 cm, Abstand vom Rande a = 2 d = 4 cm;

Der eine Flansch mit 8.0,8 = 6,4 qcm genügt zur Kraftübertragung, da P 6000 G ~~ F — “6,4T schnittiger Niet trägt

Pi =

also Nietzahl

rC. (M

Wurzelmaß w —    -(-5 mm = 4,5 cm.

2. Ein Q N. P. 14 ist mit 16 000 kg gezogen. Zulässig sei kg = 1000 kg/qcm (Fig. 803). Einschnittige Nieten von d = 1,6 cm mit P₁ =    ⁷¹ ■ 750 = 1510 kg

Fig. 803.

16$ 20$

vei'wendet; mindestens

P 16 000 1510

=11 Stück

'S

4d = 64

F₈^l

? Ar 50h*.50^30^

P = 16000 kg

Px "

erforderlich. Yon der Querschnittsfläche des Q-Eisens = 20,4 qcm gehen drei Nietlöcher ab mit (1 .1,6). 2 -f- (0,7.1,6) = 4,3 qcm, also tragender Querschnitt

k-60X

1:10

60 X 60 X 8

Skizze zu Beispiel 2.

F = 20,4 — 4,3 = 16,1 qcm.

Nun beträgt die tragende Fläche des Steges Fs = 14.0,7 — 1,6.0,7 = 8,7 qcm, die eines Flansches F^ = 5,3.1 — 1,6.1 = 3,7 qcm. Nun vei'hält sich

Nietzahl x im Stabteil

Querschnitt des Stabteils

Gesamtnietzahl n

Gesamtquerschnitt F

(xc*

jt*

also:

8,7

Nietzahl im Steg: x =    = 11 jg j = 6 Stück,

t = 11 Ä4- = 3 Stück.

Nietzahl im Flansch: x =

Die Flanschen werden mit Winkeleisenstücken 60 X 60 X 8 angeschlossen, diese mit zwei Nieten d = 2 cm befestigt.

Beanspruchung der Stäbe.

Die Tragglieder der Krane können beansprucht sein:

1. Rein auf Zug: Die Zugkraft P wirkt in der Schwerpunktsachse des Stabes. Berechnung aus der Formel:

P = F. ks,

worin für F der schwächste durch P beanspruchte Stabquerschnitt einzusetzen ist.

Beispiel. Ein Flacheisen soll P = 4000 kg Zug übertragen. Erforderlicher

Querschnitt F = ^ = ^qqq = 4 qcm. Gewählt Flacheisen

Fig. 804.

6 X 1 cm, Metdurchmesser d = 2 cm; der tragende Querschnitt am Nietloch ist dann 6.1 — 2.1 = 4 qcm, wie erforderlich.

■ ^20$

Skizze zum Beispiel.

2. Rein auf Druck: Die Druckkraft P wirkt in der Schwerpunktsachse des Stabes. Berechnung aus:

P = F.k;

Nietlochabzug ist nicht erforderlich. Reine Druckbeanspruchung tritt nur bei kurzen gedrungenen Stäben auf.

M= W.kb.

3. Rein auf Biegung: Das Biegungsmoment M ist nach S. 464 aus der Belastung zu bestimmen; das Widerstandsmoment W ist zu berechnen, oder aus Tabellen zu entnehmen. Die Berechnung des Stabes erfolgt nach der Formel:

Beispiel. Ein Träger (I-Eisen) von Ï = 4m Stützweite ist mit Q = 6000kg gleichförmig belastet. Welches Profil ist erforderlich?

= 300000 kgcm.

Q.l _ 6000.400

Erforderlich W = ™ —

1000

300 000

= 300 cm³, gewählt I N. P. 24 mit W — 353 cm³,

= 851 kg/qcm.

, T)    ,    M 300 000

also Beanspruchung <r = ^    —

Fig. 805.

4. Auf Knickung: Die knickende Kraft P wirkt in der Schwerpunktsachse des Stabes, die Stabenden werden geführt, aber drehbar angenommen.

Knickbeanspruchung ist bei langen schlanken Stäben ausschlaggebend, Druckbeanspruchung bei kurzen, im Zweifelsfalle rechne man beide Beanspruchungen nach.

Die Berechnung erfolgt nach der Euler sehen Formel:

p_jt- EJ

*

worin © der Sicherheitsgrad ist. Setzt man darin P in Kmckuns-Tonnen, / in Metern ein, und für E und <& die Zahlenwerte, so erhält man die Formel für das erforderliche Trägheitsmoment:

*^(cnO) 0 • P(t) ł(ni) i

wobei c aus folgender Tabelle zu entnehmen ist.

Zusammenstellung der zur Gerüstberechnung erforderlichen Sätze. Tabelle 74. Koeffizienten c für Knickung.

486

Sicherheitsgrad ©

4    5    6    8    10

12 Sicherheitsgrad

- J

⁸ - pi»

2,15

Gußeisen (E = 1000 000 kg/qcm)    4    5    6    8    10    12

Schweißeisen {E = 2 000 000 kg/qcm) 2    2,5 3    4    5    6

Flußeisen (P = 2 150 000 kg/qcm) . .    1,86 2,33 2,79 3,72 4,65 5,58

(Üblicher Sicherheitsgrad fett gedruckt.)

Der Stab knickt über die Achse, für die das kleinste Trägheitsmoment vorhanden ist; deshalb sollen Knickstäbe nach allen Richtungen möglichst gleiches Trägheitsmoment haben.

Die Berechnung mehrteiliger Druckstäbe siehe S. 665.

Beispiel. 1. Ein Stab von l = 2 m Länge ist mit P = 21 auf Druck belastet. Welches L-Pmfil ist erforderlich, damit er nicht ausknickt? Sicherheit mindestens fünffach.

J — 2,33 PP = 2,33.2.4 = 18,6 cm⁴.

Gewählt L 75 X 75 X 8 mit Jm{n = 24,4 cm⁴ und F = 11,5 qcm.

Die vorhandene Sicherheit ist

® = ²’¹⁵ Tfl = ²’¹⁵

to

4-

to

= 6,56 fach.

Die Druckbeanspruchung ist

]>

2000

- F ÏL5

= 174 kg/qcm,

also ist Knickgefahr vorhanden.

2. Ein IN. P. 16 ist mit P = 23 t belastet. Stablänge l = lm, Querschnitt F = 22,8 qcm, Jmin = 54,5 cm⁴.

Auf Druck entsteht eine Beanspruchung

23 000

22,8

= 1010 kg/qcm,

die gerade noch zulässig ist.

Auf Knickung ist die Sicherheit

54,5

= 5,1 fach,

© = 2,15^= 2,15 die genügt. Der Stab ist hier eher durch Druck als durch Knickung gefährdet.

5. Auf Zug (oder Druck) und Biegung. Erleidet ein Stab vom Querschnitt P’(qcm) und dem Widerstandsmoment W (cm³) einen Zug (oder Druck) P(kg) und gleichzeitig ein Biegungsmoment A4(kgcm), so tritt eine Beanspruchung ein:

23. l

durch den Zug (oder Druck) . . . .    — -p-,

M

durch das Biegungsmoment . . . . <?₂ = - ,

also insgesamt

Ł+R.

F—W

Beispiel 1. Der Obergurt eines Fachwerks ist gebogen ausgeführt nach Fig. 806. Welche größte Spannung tritt ein?

Fig. 806.

Gesamtquerschnitt F = 24,6 qcm

Gesamtträgheitsmoment _J == 144 cm⁴

2000 kg

l = 2m

80 X 80 X 8 s =

₃    —^1^-42,26cm

Jp= 20ÖÖkgfl^TI^

h — s = 5,74 cm

Skizze zu Beispiel 1.

Widerstandsmomente :

XV

144

M b — s 5,74

= 25,1 cm³, WQ =

144

2-26 = 63,8 om».

Druckspannung

2010

Biegungsspannung <x₂ =

ffl F 24,6

P.f _ 2000.10

= 81,5 kg/qcm.

25,1

— 798 kg/qcm Druck auf der Unterseite.

u' =

P.f _ 2000.10 TÜ7 -    63,8

= 314 kg/qcm Zug auf der Oberseite.

Gesamtspannung unten    = 81,5-(-798 =

879,5 kg/qcm (Druckspannung), oben ffi — ff₂ = 81,5 — 314 = — 232,5 kg/qcm (Zugspannung).

Beispiel 2. Im Stabe 0 ergibt sich aus der graphischen Berechnung eine Druckspannung Q — 4000 kg; außerdem biegt die bewegliche Last P = 2000 kg den Stab. Wie ist er auszuführen? Zulässige Beanspruchung sei k = 800 kg/qcm.

Gewählt “ T 90 X 90 X 11 mit J = 276 cm⁴, s = 2,62 cm, also

Fig. 807.

T =2000 kg

Wo =

— 105,2 cm³, Wu = j- = 33 cm³,

F = 37,4 qcm; dann ist auf der Oberseite die Druckbeanspruchung ^ _ Q _ 4000 ffl “ F — 3^4

die Biegungsbeanspruchung ff₂ =

= 107 kg/qcm,

90X90 X 10 X «Vi

-, -iv uni

-1=1,3 m—*"    b—s

Skizze zu Beispiel 2.

spannung oben

P. I 2000.130 4.W₀ ⁼ 4.105,2

— 618kg/qcm; also Gesamt

ff₀ — ffj-j-ö' = 107 —}— 618 = 725 kg/qcm, d. i. <.k = 800 kg/qcm.

Auf der Unterseite dagegen

a₁ = 107 kg/qcm, ff₂ =

PI

2000.130

= 1970 kg/qcm ;

4 Wu 4.33

also Gesamtspannung unten ou = a₁— ff₂ = 107 —1970 = 1863 kg/qcm Zug, was viel zu groß ist. Also sind stärkere Eisen zu wählen.

Als zulässige Beanspruchung wählt man bei feststehenden Eisenkonstruktionen, hauptsächlich durch ruhende Lasten beansprucht, kz = k = kh = 1000 kg/qcm,

bei beweglichen Eisenkonstruktionen, hauptsächlich durch bewegliche Lasten beansprucht, kz = k = kh = 600 — 800 kg qcm.

Für Vernietungen: ks = ³/ikz, kx — 2 ks = 1,5 kz.

A. Drehkrane.

Allgemeines über Drehkrane und deren elektrischen

Antrieb.

Drehkrane sind Auslegerkrane, deren Ausleger eine Schwenkbewegung um die Kranachse vollführt. Sie finden in Werkstätten, Gießereien, auf Güterbahnhöfen und im Hafenverkehr ausgedehnte Verwendung.

Entscheidend für die Einteilung ist die aus den nachfolgenden Figuren hervorgehende Gerüstform:

a)    nach Art der Lagerung des drehbaren Teiles,

b)    nach Art der Veränderung der Ausladung.

Feststehende Krane haben den Vorzug der Billigkeit und des geringen Raumbedarfes. Laufschienen mit ihren Fundamenten sind nicht erforderlich; die Stromzuleitung erfolgt bei elektrischem Antrieb in einfacher Weise. Sie können aber mit ihrem Haken nur eine Kreislinie oder eine Kreisfläche bestreichen, so daß Schiffe, Eisenbahnwagen und Fuhrwerke genau eingestellt und bei Verladung von Stück- und Massengütern mehrmals verholt werden müssen.

Setzt man den drehbaren Teil eines Kranes auf ein fahrbares Gerüst, so entsteht ein fahrbarer Drehkran.

Da Drehkrane mehrere Bewegungsarten (Heben bzw. Senken, Schwenken und eventuell Fahren) erfordern, so müssen bei elektrischem Antrieb mehrere Motoren eingebaut werden, weil Krane mit einem Motor, von welchem die Bewegung nebst Umkehrung derselben auf alle Triebwerke mittels Wendegetriebe übertragen wird, nicht wirtschaftlich arbeiten.

Ausbildung der Triebwerke.

Im Hubwerk werden Schneckenradübersetzungen vielfach vermieden, um das Lastsenken ohne Motorantrieb zu ermöglichen. Die Bewegungsübertragung erfolgt vom Motor auf die Hubtrommel durch Stirnradvorgelege. Das Motorvorgelege läuft in einem geschlossenen, gußeisernen Kasten im ölbade. Sämtliche Zahnräder sind zu fräsen. Soll der leere Haken schnell gesenkt werden, so erhält der mit dem Windwerk gekuppelte Motor einen Stromstoß.

Als Haltebremse kommt meist die auf der Motor- oder Vorgelegewelle sitzende einfache Bandbremse in Betracht, deren Gewichtshebel beim Anlassen des Motors durch Liiftmagnet oder Handhebel gelüftet wird. Werden Sperradbremsen und nach abwärts wirkende Differential-

bremsen verwendet, so muß durch Kurzschlußbremsung des Motors dafür gesorgt werden, daß die Last beim Aufwärtsgang schnell zur Ruhe kommt.

Elektrisch gelüftete Bremsen gelangen beim Lastsenken erst zur Wirkung, wenn der Motor abgestellt wird. Es ist deshalb noch erforderlich, daß zur Vermeidung hoher Geschwindigkeiten noch eine Regulierbremse eingebaut wird. Als solche kommt in erster Linie die Senkbremsschaltung in Frage, bei welcher mit Hilfe des Hubkontrollers die Senkgeschwindigkeit in weiten Grenzen reguliert werden kann. Der für den Bremsmagneten und die Fremderregung der Motormagnete aufgewendete Stromverbrauch ist so gering, daß er gegenüber der erreichten Einfachheit in Konstruktion und Bedienung nicht in Betracht kommt.

Soll trotzdem, um jeglichen Stromverbrauch beim Senken zu vermeiden, dieses von Hand erfolgen, so erhält der Kontroller, wie oben schon angedeutet, auf der Senkseite nur einige Stromstoßstellungeu zum Senken des leeren Hakens. Die Bremse wird während des Hebens durch einen Bremsmagneten, während des Lastsenkens mittels eines Handhebels gelüftet. Der Hebel kann so eingerichtet werden, daß es möglich ist, während des Hebens die Bremse von Hand anzuziehen. Der Motor arbeitet dann gegen die Bremse und der Führer kann die Hubgeschwindigkeit sehr fein regulieren. Über den Wert dieser Einrichtung sind jedoch die Meinungen verschieden. Der Motor läuft beim Senken leer mit, und es kann die Senkgeschwindigkeit entsprechend der höchstzulässigen Motordrehzahl je nach Wahl des Motors gleich der zwei- bis zehnfachen Hubgeschwindigkeit für die Maximallast sein. Sollte ein Überschreiten dieser Grenze befürchtet werden, so läßt sich an dem Motor eine Zentrifugalklingel anbringen, welche den Führer darauf aufmerksam macht, daß er die Geschwindigkeit zu verringern hat.

Einige Kranbauanstalten kuppeln bei Anwendung von Handbremsen während des Senkens den Motor vom Triebwerk ab, und zwar entweder durch Verwendung einer Reibungskupplung oder durch Ausrücken eines Ritzels. Es kommt also hier ein weiteres Bedienungselement hinzu. Als Vorteil dieser Einrichtung kann beliebig höhe Senkgeschwindigkeit, Schonung des Motors und geringeres Geräusch während der Senkbewegung angegeben werden.

Für die Drehwerke werden Schneckengetriebe von hohem Wirkungsgrad verwendet. Das Schneckenrad wird nicht fest auf die Achse gekeilt, sondern durch eine Rutschkupplung mitgenommen. Als Zahnkranz wird von der Deutschen Maschinenfabrik ein E-Eisen und bei schweren Kranen ein aus Walzeisen genieteter L-förmiger Ring verwendet, in welche gedrehte Stahlbolzen als Triebstöcke eingepaßt werden. Diese Triebstockkränze sind zwar kostspieliger als gegossene Zahnkränze, aber dafür dauerhafter.

Die Abbremsung der Drehbewegung erfolgt bei nicht übermäßigen Geschwindigkeiten mit Hilfe des Kontrollers durch Ankerkurzschlußbremsung. Bei schwereren Kranen und höheren Geschwindigkeiten erhalten die Drehwerke Fußtrittbremse.

Anlaufzeit 4 bis 6 Sek.

Die Fahrwerke erhalten für die Abbremsung der Fahrbewegung ebenfalls Ankerkurzschlußbremsung, bei größeren Lasten und Geschwindigkeiten eine elektromagnetisch betätigte Bremse.

Stromzuleitung.

Besitzen die Krane nur ein Handfahrwerk, dann genügt es, in den Ufermauern oder am Lagerhause Steckdosen anzubringen und das biegsame Kabel beim Verfahren einfach nachzuschleppen oder auf eine Kurbeltrommel zu wickeln.

Bei elektrischem Fahrwerk ist entweder blanke oberirdische Schleifleitung anzuordnen, oder wenn sich die Drähte nicht aufhängen lassen, unterirdische Stromzuleitungen, wie sie bei Straßenbahnen angewendet werden, die aber sehr kostspielig ausfallen.

Zweckmäßig ist statt der letzteren die von der Deutschen Maschinenfabrik ausgeführte unterirdische Schleifleitung, deren Schlitz bei entsprechender Ausbildung des Stromabnehmers sehr eng gehalten werden kann, so daß das Kabel vollkommen geschützt liegt. Der Schlitz kann auch durch Klappen, welche der fahrende Kran selbsttätig öffnet und schließt, vollständig abgedeckt werden, um ein zu schnelles Verschmutzen und häufiges Reinigen zu vermeiden.

Auch selbsttätige Kurbeltrommeln kommen in zufriedenstellender Weise zur Verwendung. Der Verschleiß des Kabels ist aber selbst bei großen Trommeldurchmessern ein verhältnismäßig großer.

Gründung.

Soll ein mit dem Fundament fest verbundener Kran nicht kippen, so muß das Stabilitätsmoment größer sein als das Kippmoment, denn der das Fundament umgehende nachgiebige Erdboden kann nicht mit in Rechnung gesetzt werden. Es muß also mit anderen Worten die Resultierende aller Vertikalkräfte innerhalb der Kippkante fallen.

Nach Fig. 808 ist, wenn Q die Nutzlast, G das Eigengewicht des Auslegers, G, das Gewicht des Stützgerüstes nebst Fundamentplatte und G₀ das Fundamentgewicht bedeutet,

Fig. 808.

(G₀-\-G-i)y₀ = Q(a — y₀)+ G(p — y₀),

also

-G,.

Auszuführendes Gewicht gleich 2

bis 3 6r₀.

Eine weitere Bedingung besteht ferner in der Einhaltung einer bestimmten Flächenpressung lc zwischen Mauerwerk und Erdboden. Greift die

Gjw

Resultierende B aller Yertikalkräfte

in der Mitte des Klotzes an, dann gilt bei acm Fundamentbreite und bcm Fundamentlänge B = a.b.Ł

Gop

Stabilität des Fundamentes

1st hingegen die Belastung eine exzentrische, dann ist die Kantenpressung maßgebend.

Nach Fig. 809 ist für Kante AB, wenn die Grundfläche des Funda-

Fig. 809.

ba²

ments a . b und —— deren Wider-o

Standsmoment ist,

y-

_R

f<-»i

für Kante G J)

K = h — k =

B /6 y

Flächenpressung zwischen Mauerwerk und Erdboden.

Die größte Pressung tritt an der dem Ausleger zunächst liegenden Kante auf. Als zulässige Bodenpressung ist bei gleichmäßiger Verteilung und als Kantenpressung 1,5 bis 2,5 kg qcm zuzulassen.

a.b

Gegengewicht.

In vielen Fällen ist es zweckmäßig, das Kranmoment durch ein Gegengewicht zu verringern, um dadurch das Stützgerüst des Kranes zu entlasten und schwächer dimensionieren zu können. Bei fahrbaren Drehkranen und Drehscheibenkranen ist dieses Gegengewicht sogar erforderlich, damit die Resultierende aus Nutzlast und Eigengewicht des Kranes innerhalb der Stützkante fällt.

Das Gegengewicht wird so bemessen, daß das Kranmoment bei voller Belastung ebenso groß ausfällt, wie bei leerem Haken.

Ist wieder Q die Nutzlast, G₁ und 6r₂ das Eigengewicht des drehbaren Teiles, Gg das Gegengewicht, so muß nach Fig. 810 die Bedingung erfüllt sein:

G g • d -j- G₂ c —

Hieraus ergibt sich das Produkt 6r₃.t2, dessen Verteilung auf die beiden Faktoren beliebig erfolgen kann.

Fig. 811.

Fig. 810.

tQ

)V-b—4&₄

EI

*~ir

-d-

O.

äli

Gi

. JL --Ig

w/\//////////////////Y////,

H—ct—H*—ci—^

Ermittelung des Gegengewichtes.

Für den Kran nach Fig. 811 müssen die Bedingungen erfüllt sein

Qa 4- b — Gz. d

< <h,

l) — G 3. d

Gi~\~G

< C₂,

worin und ca die Entfernungen der vordersten und hintersten Rolląn von der Kranachse bedeuten.

a) Lagerung des drehbaren Teiles.

1. Drehkrane mit Ober- und Unterzapfen.

a) Wanddrehkrane.

Das Gerüst setzt sich aus den meist paarweise angeordneten Streben und Schließen und der Kransäule zusammen, welche in einem Halslager und in einem Fußlager drehbar gelagert ist (vgl. Fig. 812). Diese Lager sind hier an einer genügend starken Mauer befestigt, und zwar geht man mit dem Kranmoment nicht über 5 tm.

Diese Krane finden in Speichern, Magazinen, Werkstätten und da Verwendung, wo Waren außerhalb des Gebäudes hochzuziehen und durch entsprechende Maueröffnungen oder Lücken in das Innere geschafft werden müssen.

Das Windwerk wird entweder am Krangestelle selbst befestigt (vgl. Fig. 813) oder getrennt davon aufgestellt (vgl. Fig. 814). Letztere Anordnung ist z. B. erforderlich, wenn der Kran hoch liegt, so daß für den bedienenden Arbeiter eine besondere Plattform vor der Luke angebracht werden müßte.

Fig. 812.

;h.

II

lé »!

?!

\u

Dreharm mit eingehängtem Flaschenzug für 1500 kg Tragkraft. Säule aus Yierkanteisen mit angedrehten Endzapfen. Ausführung der Maschinenfabrik C. Herrm. Findeisen in Chemnitz.

Die zu verwendende Winde kommt an irgend eine passende Stelle zu stehen, wo sie nicht hinderlich ist und kann sowohl von Hand als auch durch Elektromotor betrieben werden.

Die Berechnung des Windwerkes bietet nichts Neues.

Fig.814

im

® C. H EERM- ® flNDEISEN, £ CHEMNITZ.

$T

F~‘

■rSl*-rM

ii

■'

»•»Li

~ '"in

■Rh

Mn»

■pSggg

TN

\W

Magazindrehkran in Verbindung mit einer innerhalb des Gebäudes

aufgestellten Bockwinde.

loser Rolle, Kettennuß

Ausführung von C. Heirra. Findeisen in Chemnitz.

Fig. 813.

ii

mm

Hü

\ =

\H

i!:

mm)

“5 '•njfj yra VliiW

Wanddrehkran für 1000 kg Tragkraft mit

und Kettenkasten.

Für die Konstruktion ist gewöhnlich nur die Tragkraft, die Hubhöhe und die Ausladung gegeben, die vom Gewicht, von der Größe der zu hebenden Gegenstände und den örtlichen Verhältnissen abhängig sind. Bezeichnet

Q die Nutzlast in kg,

Cr das Eigengewicht des drehbaren Teiles,

S den Ketten- oder Seilzug,

H die horizontalen Zapfendrücke,

V den vertikalen Spurzapfendruck, h die Entfernung von Mitte bis Mitte Lager, a die Ausladung,

h₀ die Höhe der Auslegerrolle über Fußboden (Rollenhöhe),

so ist gewöhnlich h = a, sofern h nicht durch die Örtlichkeit bedingt ist.

Fig. 815.

Das für die Berech-

nung eines neuen Kranes schätzungsweise anzunehmende Eigengewicht beträgt annähernd für W anddrehkrane : ohne lose Rolle 0,8 Q bis $,

mit loser Rolle 0,6 Q bis 0,8 O,

ferner der Schwerpunktsabstand des drehbaren Teiles von der Säule

Auslegerrolle

Halslager tt

IIH--

-a-

Saule

■b

ho

h2

bis

-■ ^ >1 ]- - Spurlager

ii ■ ■    ---------

Q+G

Schematische Darstellung eines Wanddrehkranes.

je nach der Lage der Lastwinde.

Die Rollenhöhe Ji₀ muß nach der gegebenen Hubhöhe festgestellt werden. Nach der Berechnung ist Gr und b zu kontrollieren, worauf die Rechnung eventuell nochmals durchzuführen ist.

Berechnung des Krangerüstes.

Grundsatz für die Berechnung aller Krangerüste: Entlastende Spannungen durch Seil- bzw. Kettenzug sind im allgemeinen zu vernachlässigen, da beim Festklemmen der Kette (also bei schlaffer Kette) die günstige Entlastung nicht mehr vorhanden ist.

Die Verteilung des im Schwerpunkte wirkenden Eigengewichtes 6r, welche insbesondere für die graphische Ermittelung der Stabkräfte zunächst erforderlich ist, hat schätzungsweise auf alle Knotenpunkte zu erfolgen. Bei dem vorliegenden einfachen Krangerüst wollen wir uns die rohe Annahme gestatten, daß sich das Eigengewicht G auf den Auslegerkopf mit Gx und auf die Kransäule

Fig. 816.

G₂ <

■b—>

vG

Verteilung des Eigengewichtes.

mit 6r₂, im Knotenpunkt B angreifend, verteilt.

Gx ermittelt sich aus der Momentengleichung um 6r₂:

= ö±.

G .b — Gx a ■= 0;

Gx

G₂ aus der Momentengleichung um Gx:

G g ct — G c — 0; G 2 = G

Ferner ist auch das Moment von Gx in bezug auf Drehpunkt A

G.b

Gx. ci ==

.« — G.b.

a) Bestimmung der Stabkrafte durch Rechnung.

1. Strebe. Mit Berücksichtigung des Kettenzuges ermittelt sich die in die Strebe entfallende Kraft aus der um A angeschriebenen Momentengleichung

— Df Ą- Q.a 4- G.b 4- S.g = 0,    /> =

Fig. 817.

«©

•a-

US -b

Yg

Berechnung der Strebenkraft.

Hier ist S zu berücksichtigen, weil dadurch D vergrößert wird. D ist Druckkraft, weil das Moment D.f negativ ist.

2. Schließe. Die Schließenkraft Z ermittelt sich nach Fig. 818 aus der um den Punkt B ungeschriebenen Momentengleichung

— Zd -j- Q. a -\- G-.b — S.c = 0.

Fig. 818.

Tq

L>ib

/VG

ca

Berechnung der Schließenkraft.

Q.a + G.b

Hier ist —S.c zu vernachlässigen, also Z =

Z ist Zugkraft, weil das Moment Z.d negativ ist.

3. Kransäule. An der Kransäule wirken (Fig. 819):

1.    Im Hals- und im Fußlager die Horizontalkräfte H, welche in bezug auf die Knotenpunkte II und III die größten Momente H. \ bzw. H.Ii₂ äußern;

2.    zwischen II und III die Vertikalkraft Fj, V₁ = Z.sina₁¹')\

3.    in III die gesamten Vertikalkräfte, welche gleich der Nutzlast und dem Eigengewicht sind.

Der horizontale Zapfendruck, welcher im oberen und unteren Lager gleich groß ist, bestimmt sich aus der Momentengleichung für das untere Lager als Drehpunkt

Q. a -J- G. b = H. h,

woraus

Q.a + G.b

Der vertikale Druck im unteren Teile der Säule unterhalb III ist

V= Q + G.

D Winkel «x ist in Fig. 829 (S. 503) angegeben.

Bethmann, Hebezeuge. 3. Aufl.

32

b) Bestimmung der Stabkrafte durch Zeichnung.

Behandeln wir Nutzlast und Eigengewicht gemeinsam in einem Kräfteplan, den Seilzug in einem zweiten Kräfteplan, so finden wir nach Verteilung des Eigengewichtes auf I und III im Knoten I durch Zerlegung von Q -\- G₁ die Zugkraft Z (= 1) und die Druckkraft D (= 2).

Vor der Behandlung der Knoten II und III müssen die Halslagerdrücke H auf die Knoten reduziert werden. Es ist

H.h

h₃

also H₀ =

h<-

^G₂

Fig. 819.

Fig. 820.

l\

v,

G,

g₂

Ho

v.

I 2/

Q+G

-ar

>-

Kräfteplan

für Last- und Eigengewicht.

H₀

Fig. 821.

S₂

Q+G

Si

Graphische Ermittelung der Stabkräfte.

Kräfteplan für den Seilzug.

Im Knoten II greifen an Z, H₀ und Vx. Wir finden also H0 auch durch Zeichnung. Vx wirkt als Zugkraft in der Säule zwischen II und III.

Im Knoten Ill greifen an D, 6r₂, Vx, H₀ und Q Gr. Da diese Kräfte alle bekannt sind, so haben wir in dem Schluß des Kräfteplanes eine Kontrolle für die Dichtigkeit.

Wird die Vertikalkomponente der Strebenkraft D mit F₂ bezeichnet, so ist (vgl. Beispiel S. 503):

— Ei -fi V₂ -f- G₂ — Q -f- Cr.

Die belastenden Stabkräfte des zweiten Kräfteplanes sind zu den Stabkräften des ersten Kräfteplanes für Nutzlast und Eigengewicht zu addieren.

c) Festigkeitsberechnung der Stäbe.

1. Schließe. Dieselbe ist mit der Kraft Z auf Zug zu berechnen. Es ist bei Vorhandensein von zwei Zugstangen

Z = 2 fkzi

wenn f den tragfähigen Querschnitt eines Stabes bedeutet, und

kz die zulässige Zuganstrengung ist; kz = 600 kg/qcm, bzw. bei etwas gekröpfter Strebe kz = 500 kg/qcm.

Für den gefundenen Querschnitt f ist dann unter Berücksichtigung der Nietlöcher ein passendes Flacheisen bzw. Rundeisen zu wählen.

Fig. 822. 7 =£

“i 2

Werden die Schließen gelenkig mit den übrigen Stäben verbunden, so ist den Augen der Zugstangen, welche häufig zu schwach dimensioniert werden, eine besondere Beachtung zu schenken.

■b-

!<-

->1

Der nur auf Zug beanspruchte Querschnitt AB (Fig. 822) muß der Gleichung

Zx = (6 — d-^s.kz

genügen. Wegen ungleicher Verteilung der Zugkraft über den Querschnitt ist kz niedriger zu nehmen als in der Schließe selbst

kz ~ Va -T- ²/₃ kz.

Die Flöhe h ist aus der Biegungs-

A--

-D i c k e = s

-d

gleichung

Z₁d₁ s.h² ₇

T~'kh

zu berechnen. Erfahrungsgemäß ist

My =

<—bT

Zugstangen äuge.

2. Strebe. Dieselbe ist mit der Kraft 1) nach S. 485 auf Zerknicken zu berechnen.

Es ist J = cP.l², womit sich mittels der Profiltabellen das entsprechende Profil ergibt.

Hierbei sind folgende Fälle zu unterscheiden:

a) Die Säule besteht aus zwei nicht miteinander verstrebten

C-Eisen. Ein E-Eisen muß dann ^ für die Y-Achse auf-weisen (Fig. 823).

32*

b) Die Strebe besteht aus zwei miteinander verstrebten C-Eisen. Zunächst muß J für beide C-Eisen in bezug auf die X- und Y-Achse dem geforderten J genügen (Fig. 824).

Außerdem müssen die C-Eisen zwischen ihren Querverbindungen gegen Ausknicken gesichert sein. Es muß also das kleinstef J eines

Fig. 824.

Fig. 823.

Fig.825.

'y

yi

yl

E"

-l-

■H

Strebe ohne Querverbindung. Strebe mit Querverbindung.

Querverbindung.

C-Eisens noch genügende Größe besitzen. Man berechnet zu diesem Zwecke die zulässige Entfernung V der -Querverbindungen nach der Gleichung (Fig. 825):

^(m) —

C.P«)

Die in Fig. 825 gezeichnete Querverbindung schützt nicht genügend gegen Knickung. Nötig sind zwei Nieten nach b oder besser Diagonalverband.

3. Kransäule. Dieselbe wird zunächst zwischen Hals- und Fußlager durch die Horizontalkräfte H auf Biegung beansprucht, wobei die größten Biegungsmomente nach Fig. 819 in II und III auftreten. Hierzu tritt noch zwischen II und III eine Zugbeanspruchung, hervorgerufen durch die Yertikalkomponente V₁ der Schließenkraft Z und außerdem im Säulenfuße unterhalb III eine Druckbeanspruchung durch Nutzlast und Eigengewicht.

Die Berechnung erfolgt in der Weise, daß man zunächst das entsprechende Profil nur aus der Biegungsgleichung ermittelt.

Für Punkt II (Fig. 819) ist H. h₁ = W.kj,.

Für Punkt III ist H.h₂ = W.kb-

Der größte Wert für Mb = Hhl oder Hh₂ ist maßgebend.

Hierauf ist die größte aus Biegung und Zug sich ergebende Gesamtanstrengung in II bzw. III zu kontrollieren nach der Gleichung

^max ^6 ~P

, Fi ,

yy "T" Q j? tr&W. Gmax III —

Gmax II -

Hh,

E.h₂ V\ W ' 2 f'

wenn f den Querschnitt eines Säulen-C-Eisens und W das Widerstandsmoment beider Säulen -E-Eisen ist.

Ferner die größte aus Biegung und Druck sich ergebende Gesamtanstrengung im Punkte III nach der Gleichung 6max m = 6b -|- 6 oder H.h, Q + G W +    2 f

Die einzelnen Stäbe sind unter sich und mit der Kransäule durch Knotenbleche zu verbinden, für deren Dimensionierung und Nietberechnung die auf S. 480 gemachten Angaben maßgebend sind.

Ümax III-

<; h-

(T z

Fig.826.

<(Tb-max-

¹⁷ b⁻^

Kraftbedarf für Schwenken des Kranes.

Dem Drehen des Kranes wirkt die Iteibung im Halslager und im Spurlager entgegen. Bezeichnet unter Beibehaltung schon vorher angewandter Bezeichnungen

jr den Zapfenreibungskoeffizienten, rx den Halszapfenradius, r₂ den Spurzapfenradius,

so ist das Gesamtreibungsmoment in bezug auf die Säulenachse

-er

Beanspruchung der Kransäule.

Halszapfen

Spurreibung

Spurzapfen

Seitenreibung

Hierbei ist das Beibungsmoment für den ebenen vollen Spurzapfen eingesetzt. Ist ein ringförmiger Spurzapfen vorhanden, so ist das entsprechende Moment einzusetzen. Das Schwenken dieser Krane erfolgt meist durch eine vom Auslegerkopf herabhängende Kette oder durch die Lastkette selbst von Hand.

Wanddrehkran für 2000 kg Nutzlast und 3 m Ausladung.

(Fig. 827 bis 838.)

1. Analytische Ermittelung der Stabkräfte.

Wir wählen

3000

G = Q = 2000 kg, b = jz ~ 1100 kg

bei 3 Proz. Verlust in der losen Rolle und 4 Proz. in der Auslegerleitrolle.

die Seilspannung

,— = 750 mm, 4

Strebenkraft. Momentengleichung um I. (Fig. 829.) Mit Berücksichtigung des Seilzuges ist:

= 8000 kg.

2000.3 -f 2000.0,75 + 1100.0,75

1,04

Fig.827.

2501).

Fig. 828.

WZJ.

zz/zY/Zz/

ZZv/ZZA'Z,

VZZZZZA/'/

'u

100

's

ZZ

ZZZZAZZZZ

's

ZZZ/ZX

zzzäZz

////

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'F

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ZAZ/Z/XZ/

ZZZ/x/Z/Z

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Xz

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ZA

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250 0.

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Vj

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7300h,

3000

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ZZzYAZZZz.

'ĄZZ7YZĄ zz/vYzZzz,

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zz/Az/ZZ/

ZA/. ZZÄZZ,

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2=10:30^,, t>8 TZ Jr/J

ZgXZ s' 2 =10 : 70

XZ/sX uilzzr

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ZZAZZ.

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z.

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Z77

FF

90 l)

ZZZZAZZZZ.

rrrii

^ //ZZZZZVZZ/AZZ/ZAZ/.XXX

ZzzÄZZ u ZZY - ŻZ

A zZz/zzXzzzXzzz/zzzzxz)

Wanddrehkran für 2000 kg Nutzlast und 3 m Ausladung.

= 5470 kg.

Schließenkraft. Momentengleichung um II ohne Seilspannung:

2000.3 -f- 2000.0,75

1,37

Säulenkräfte.

= 3750 kg.

Zapfendrücke: Momentengleichung um das Fußlager

2000.3 -F 2000.0,75

Horizontalkräfte in I und II: H₀ —

3750.2

1,7

= 4410 kg.

Vertikalkomponente V₁. Z zerlegt sich im Knoten 1 in V₁ und in H₀. Mit Hilfe des Winkels, welchen die Schließen mit der Horizontalen einschließt, ergibt sich, wenn sin ax =

2150

3690

= 0,583,

V₁ = 5470. sin a. = 5470.0,583 = 3190 kg.

Fig. 829.

\*

#V'

Zł/

Fi

*/f

H { -'X'W    /    /

ThiW    X«

Ho/ /

vy

V.

Q =' f 2000

ot-v

500

4000

h=2000

/■h

300 0

cL = 3000

/h-b/750

Vi

Ho

h₂=i5o;    ' t^-T

“2\ G=2000

1000

V₂

Ho

Berechnungsskizze¹) zum Wanddrehkran für 2000 kg Nutzlast.

Vertikalkomponente V₂. D₀ zerlegt sich im Knoten II in H₀

und F₂.

Strebenkraft ohne Seilzug

Do =

2000.3 + 2000.0,75

1,04

= 7200 kg.

Der Seilzug kommt hier nicht in Frage, weil derselbe von der Strebe aufgenommen wird.

x) Das Kräftepaar //₀ ist hier als Keaktion für das Kräftepaar H gedacht, um die Zerlegung mittels Kräfteparallelogramms zu zeigen.

h—180—J

i"

333

Fig. 830 bis 836.

/r.

II

'MvYrs°Ji

tm

V,

'TsMt

-é

UW

Schmiede

eisen

X V

-ix

h<-160

Va

200-

4- \ i±- i

-fj+ty

16mm

Nieten

*V⁶i

8 mm

'12 mm

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€ :{F

©Il

VI

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C120X55

■S

-4 y

■16 mm Nieten

16

,8mm

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b§

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WA

'+

80.

5/8"

-f

Gußeisen

-ë-

[*—150—*4

SI

7/////.

3© Spurplatte _©k_ Bleiplatte

V/w777/,

Knotenpunkte des Wanddrehkranes für 2000 kg Nutzlast und 3 m Ausladung.

Fig. 838.

v/

Fig.837.

Stahldrahtseil 12 mm f 144 Drähte von je 0,65 mm 6650 kg Bruchfestigkeit

En

IN

3/4’

fÆ

4-1

Trommel: -rechts Gewinde 15 mm Steigung

!*

250-

-fe

i¥kg

\© WJ/s

-fi

a)-

IV-

m-

nj I

-i

i-¹

\v

•J I

I Z = 12 I 0 i t=i07rk=^

\ \ Lüften. /

-f j| #50X 10

it

Kurbelkraft für 2000 kg 2 Arbeiter à 15 kg

Heben

Windwerk zum Wanddrehkran für 2000 kg Nutzlast.

Nach Fig.829 ergibt sich der Winkel, den die Strebe mit der

Horizontalen einschließt, aus sinu₂ =

• Damit wird

3850

4880

3850

Y₂ = 7200. sin cc₂ = 7200 •

— 5660 kg. Druckbelastung im Säulen-

4880

T---O-

Fig. 839.

H₀ = 4410

fuße:

Vj=3190

r=rt-Y₁ + G₂

= Q+G.

2. Graphische Ermittelung der Stabkräfte.

In III wirkt G — = 500 kg, a

— = 1500 kg.

Q=2000

p>|ü-

= 500,

III

<5

II

H„=4410

v₂=

5660

w²

4 ⁵

Aus dem Kräfteplan Fig. 839 ergeben sich nach Beschreibung auf S. 498 sämtliche Kräfte.

in II: G -

Kräfteplan.

b) Schließen. Die Schließen bestehen aus Flacheisen. Auf ein

Flacheisen kommt

sich aus der Zuggleichung

43,2

2,79.4

= 1,97 cm,

so daß also eine Einteilung in

4,88

V 1,79

~ 3 Felder genügen würde.

= 2735 kg. Mit Tcz = 600kg/qcm ergibt z

2735

600

= 4,56 qcm.

Dem entspricht ein Querschnitt 40 x 12. Mit Berücksichtigung der Querschnittsverschwächung durch die Nietlöcher von 16 mm Durchmesser kann mit der Zeichnung übereinstimmend gewählt werden: 55 x 12.

c) Säule. Die Säule wird aus zwei E-Eisen zusammengesetzt. Biegungsmoment in I und II für ein E-Eisen:

,    IIh₂    3750.15

2" bzw- ~T =

Zugkraft V, = 3190 kg;

Druckkraft im Säulenfuß Q -f- G = 4000 kg.

Mit kh = 600 kg qcm wird für ein E-Eisen

Mh =

Ilh,

= 28 125 kgcm; z

TE = -^

28125

600

= 46,8 cm³.

Dem entspricht ein E.ZVP12 mit W = 60,7 cm³.

Die größte im Knotenpunkt I auftretende, aus der Bieguug und dem Zuge sich ergebende Gesamtanstrengung ist demnach mit dem vorher für I ermittelten Biegungsmoment Mh = 28125 kgcm für ein E-Eisen, dem Widerstandsmoment W = 60,7 cm³, der Zugkraft Fj = 3190kg und dem Gesamtquerschnitt F = 2.17 = 34qcm:

u = 558 kg/qcm.

Mh Fi _ 28125 , 3190 W ⁺ F ~~ ~6Ö,7

Im Säulenfuße wird die von der Biegung und dem Druck herrührende Gesamtanstrengung

Mb

Q + G _ 28125    4000

60,7

₃₄ = 582 kg/qcm.

d) Halszapfen. Derselbe ist nur auf Biegung beansprucht. Bei kurzer Lagerlänge l = d wird der Hebelarm der Biegung etwa x = d, also Mb = 37b0.d; mit kb = 600 kg/qcm für Flußeisen wird

3750. d = —d³.600;

10

also

3750.10

600

= 7,9 '—- 8 cm.

Mit l = 80 mm wird die spezifische Seitenpressung

3750

l.d 8.8

= 58,6 kg/qcm,

ein bei der langsamen Drehung sehr geringer Wert.

e) Spurzapfen. Wählen wir den Durchmesser des Spurzapfens mit Rücksicht auf den außer der Biegung noch hinzutretenden Druck um 10 mm größer als den Halszapfen, also d = 90 mm, so wird die vorhandene Gesamtanstrengung bei einem Biegungsmoment Mh = 3750.9

_ Mb Q + G _ 3750.9    4000

~ W ⁺ d²tf/4 — 0,1.93 ‘ 9²jt/4 H _ 3750 l.d .9

Pressung in der Spurfläche: k = -

&max

= 526 kg/qcm.

Seitenpressung: k =

= 46 kg/qcm,

Q + G _ 4000 d²7t/4:    9² jr/4

f) Nieten. In jedem Schließenflacheisen wirkt eine Kraft von 2735 kg, mit welcher auch die einschnittige Nietverbindung beansprucht wird. Wählen wir Knotenbleche von 8 mm Stärke und den Nietdurchmesser

= 63 kg/qcm.

etwa d = 2 x Blechstärke = 16mm, so erhält man die Anzahl der erforderlichen Nieten mit Rücksicht auf den Gleitwiderstand, welcher

bei einschnittigem Niet 600 kg pro qcm beträgt, aus dem erforderlichen Nietquerschnitt

2735

600

— 4,56 qcm.

Da ein Niet von 16 mm Durchmesser 2 qcm Querschnitt hat, so sind = 2,28 ~ 3 Nieten erforderlich.

Die Rechnung auf Abscherung würde dasselbe Resultat ergeben, wenn man bei gutem Nietmaterial ks = 600 kg/qcm wählt.

Für die Strebe ergibt sich bei der halben Strebenkraft von 4000 kg

= 6,6 qcm,

der erforderliche Nietquerschnitt und mit 16 mm Nieten die Nietzahl = 3,3 ~ 4 Nieten.

A

Die Nietteilung kann zu t = 5 d = 80 mm angenommen werden.

4000

600

6,6

g) Bolzen der Auslegerrolle. Bei 2000 kg Last, 80 kg Flaschengewicht und 4 Proz. bzw. 3 Proz. Kraftverlust in den Rollen wird der Seilzug etwa 1100 kg und die als Bolzenbelastung sich ergebende Resultierende R = 2100 kg. Diese Resultierende geht während des Bewegungszustandes nicht durch die Bolzenmitte; sie ergibt vielmehr mit ihrem allerdings geringen senkrechten Abstand von der Bolzenmitte ein Moment, welches gleich dem Zapfenreibungsmoment ist.

Fig. 840.

Fig. 842.

R = 2100

->'7^

1050

,4 "/o Verlust

w1080

l040

4^

v7

J>°U Verlust

2000 kg Last ''80 kg Flasche

Fig. 841.

2100 kg

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120

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100

⁸,⁴

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1040kg

520

^40-^^27-><-40-^

520

107—¹

-H 520

Bolzen der Auslegerrolle.

Aufhängebolzen des Seiles.

Dieses Moment, welches den Bolzemin geringem Maße auf Torsion beanspruchen würde und die Beschleunigungskraft, die den Seilzug etwas erhöhen würde, sind für die praktische Rechnung unbedeutend und deshalb zu vernachlässigen.

Es ist, von Mitte bis Mitte Auflager gerechnet:

io¹«*;

also d = 3,6 cm, ausgeführt mit 45 mm.

₁₀ d³.600,

2100.10,7    1

I)

Aufhängebolzen des Seiles (vgl. nebenstehende Fig. 842) 520.4 = ~d³600,

— 3,26 cm, ausgeführt mit 40 mm.

520.4.10 600

Spezifische Pressung im Seilösenauge 520 0,7.4

h)    Halslagerbock. Steht der Ausleger im rechten Winkel zur Mauerfläche, so wird der Gußeisenquerschnitt des Bockes mit dem berechneten Zapfendruck von 3750 kg auf Zug beansprucht. Ist der Ausleger an die Mauer geschwenkt, dann tritt statt des Zuges Biegung auf, und die Beanspruchung ist mit dem Biegungsmoment Mh = 3750.20 zu kontrollieren (Fig. 843).

i)    Halslagerschrauben. Die vier Befestigungsschrauben des Lagerbockes sind in der ausgeschwenkten Kranstellung mit 3750 kg und in der eingeschwenkten Kranstellung mit

3750.20 JW.P1 -——- = 4166 kg

auf Zug beansprucht.

Auf eine Schraube entfällt demnach im ersten Falle = 937 kg.

Im letzten Falle muß die Kraft von 4166 kg von zwei Schrauben aufgenommen werden. Es ist demnach der Kerndurchmesser des Gewindes aus der Gleichung 4166/2 = ndf/4.600 zu berechnen. Gewählt sind Schrauben mit 1" äußerem Gewindedurchmesser.

P = Tcld, h —

= 186 kg/qcm, also sehr gering.

Fig. 843.

180:

~~~k

200

Berechnung der Ankerkräfte.

k) Schwenkkralt am Auslegerkopf. Soll das Schwenken des Kranes durch das Tragseil an der Auslegerspitze erfolgen, und erfolgt der Zug unter einem Winkel von 45°, so ist nach S. 501

4000.4,5

M = 0,1.3750.4 + 0,1

F 0,1.3750.4,5 = 4087 kgcm,

und der schräge Zug Y₁ =

4087

300.0,7

= 19,4 kg.

a. cos 45°

Es ist somit eine besondere Schwenkvorrichtung nicht erforderlich.

1) Die Berechnung der Winde hat nach den im Abschnitt Winden gemachten Angaben zu erfolgen.

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Fig. 845.

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Fig. 844.

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0)

ß) Drehkrane mit Endzapfen und besonderem Stützgerüst.

Steht keine genügend kräftige Mauer zur Befestigung des Halslagers zur, Verfügung, dann muß ein besonderes Stützgerüst nach Fig. 844 und 845 verwendet werden.

Diese unter dem Namen Derrickkrane bekannten Drehkrane, die außer der Drehung des Auslegers meist noch eine Veränderung der Auslegerneigung gestatten, finden in den verschiedensten Größenverhältnissen auf Schiffswerften und Hafenplätzen, ferner auf Bauplätzen, Fabrikhöfen und in Steinbrüchen Verwendung.

Bei kleinen Tragkräften werden Ausleger, Säule, Streben und Grundschwellen aus Holz hergestellt. Die beiden Schenkel der Kransäule sind oben und unten durch gußeiserne Zwischenstücke miteinander verbunden, deren Zapfen an den oberen Enden der Bückenstreben bzw. auf der Vereinigung der Grundschwellen gelagert sind. Die Grundschwellen bilden einen Winkel von 90°, weshalb die Drehung des Auslegers auf höchstens 270° beschränkt ist.

Die Veränderung der Ausladung ist auf S. 562 näher behandelt Dort befinden sich auch weitere Beispiele.

y) Vor- und Nachteile der Drehkrane mit Ober- und Unterzapfen.

Die Vorteile dieser Krane unter a) und ß) bestehen in dem geringen Eigengewicht des Auslegers und in der leichten Drehbarkeit desselben. Außerdem genügen leichte Fundamente.

Die Nachteile bestehen in der auf einen Halbkreis beschränkten Drehbarkeit des Auslegers und bei den Derrickkranen in der großen Platzbeanspruchung für die Aufstellung.

2. Drehkrane mit drehbarer Säule.

Bei den Drehkranen mit Ober- und Unterzapfen lag das Stützgerüst (Wand oder Dreibein) neben dem Ausleger. Bei Drehkranen mit drehbarer Säule hingegen ist das Stützgerüst unterhalb des Auslegers angebracht, so daß dadurch eine Schwenkweg von 360° möglich wird. Kleine Ausführungen erhalten bis zu einem Kranmoment von etwa 20 mt volle Stahlsäule, größere hingegen Fachwerksäule, um zu große Säulendurchmesser zu vermeiden.

Die unter oc) und ß) beschriebenen Krane, bei denen das Stützgerüst aus einem gemauerten Schacht besteht, werden jetzt nicht mehr ausgeführt. Sie sind durch die zweckmäßigere Konstruktion unter y) ersetzt, weil das tiefe Fundament zu kostspielig wird.

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iV

Fig. 847.

Muffe für die Schüefsen

Fig.848.

Muffe für das Schwenkwerk

-00S8-

LI:

«60+1601

Fig. 849.

Muffe für die Streben

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5?

Fig. 846.

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4000

Schachtkran für 4000 kg Tragkraft

und 4 m Ausladung.

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a) Gewöhnliche Schachtkrane.

Die volle Stahlsäule ist mit ihrem unteren Teile in das Fundament eingelassen und wird in der Mitte durch ein Hals- oder Rollenlager, im Fuße durch ein Spurlager abgestützt.

Der Kran in Fig. 846 besitzt keine Seitenschilde, so daß das Triebwerk auf den Streben gelagert werden muß. Der Anschluß der beiden C-Eisenstreben und der Zugstangen erfolgt durch Naben, welche die Säule umschließen. Die Tragkraft beträgt 4000 kg.

Berechnung der Säule.

Schätzen wir das Eigengewicht des überhängenden Teiles zu 0,6 Q = 2400 kg im Abstande = lm von der Kransäule, so erhalten wir mit der um das Fußlager angeschriebenen Momentengleichung die im Rollenlager wirkende Horizontalkraft

= 9200 kg.

4000.4 + 2400.1

Im Fußlager wirkt eine gleich große Horizontalkraft H, so daß dieses Kräftepaar den Momenten der Nutzlast und des Eigengewichtes das Gleichgewicht hält.

Die etwa 4,2 m lange massive Stahlsäule wird durch Nutzlast und Eigengewicht auf Biegung und durch das Eigengewicht des drehbaren Teiles und durch die Nutzlast auf Druck beansprucht.

Biegungsmoment im gefährlichen Querschnitt (Rollenlagermitte bis zur Muffe für die Streben)

Mb = 4000.400 -F 2400.100 = 1 840 000 kgcm und die gesamte Yertikalkraft bei 3600 kg Gesamteigengewicht V — 3600 + 4000 = 7600 kg.

Aus Mb — 0,1 d³. kb ergibt sich mit kb = 750 kg/qcm der Säulendurch

messer zu

_1³/¹840000.0,1

]    0,1.750

~ 29 cm.

Hierzu tritt noch die über den ganzen Querschnitt sich gleichmäßig verteilende Druckanstrengung

7600

29'² . n

~ 12 kg/qcm,

so daß die Gesamtanstrengung etwa 762 kg/qcm beträgt.

Der Spurzapfen kann aus der auf S. 536 aufgestellten Gleichung ermittelt werden. Mit H — 9200 kg, V = 7600 kg, kmax — 1000 kg/qcm und dem Hebelarm der Biegung — d wird

8.9200 4- 7600

1000

= 9 cm.

max

Der Zapfen ist mit 90 mm Durchmesser ausgeführt, so daß in der Spurfläche nur eine spezifische Pressung

7500 63+

vorhanden ist. Die Säule ist nach unten bis auf 120 mm Durchmesser verjüngt.

Für den oberen Zapfen ist die Schließenkraft in eine Horizontalkomponente H1 und in eine Vertikalkomponente V₁ zu zerlegen.

Bethmann, Hebezeuge. 3. Aufl.

~ 120 kg/qcm

33

Durch Hl ~ 9700 kg wird der Zapfen auf Biegung und durch V₁ ~ 2300 kg auf Zug beansprucht. Denken wir uns H₁ in der Entfernung l = d/2 angreifend, so wird mit 1cb = 750 kg/qem

= 8 cm.

j/#!. 10 _ |/9700.10 ] 2. kh ~~ ! 2.750

Zur Biegungsanstrengung kommt noch die Zuganstrengung

~ 46 kg/qcm.

2300 50,2

Die Säule ist nach oben ebenfalls bis auf 120 mm Durchmesser verjüngt.

ß) Fairbairnkrane.

Fairbairnkrane sind Schachtkraue, deren Säule und Ausleger zu einem gekrümmten Blech träger vereinigt sind, welcher hei genügend wagerechter Richtung eine besonders günstige Ausnutzung der Hubhöhe für umfangreiche Lasten bietet.

Das Halslager ist hier als großes Rollenlager ausgebildet und besteht aus einer Trommel, dem Rollenkranz und dem Lauf kränze. Die gußeiserne Trommel schließt sich mittels Blechplatten und Winkeln an die Säule an und stützt sich mittels des Rollenkranzes gegen den mit der Schachtauskleidung verbundenen Laufkranz.

Der Rollenkranz enthält die Wälzungsrollen und die Tragrollen, von denen erstere den ganzen Horizontaldruck aufzunehmen haben, während letztere nur das Gewicht des Rollenkranzes tragen.

Bei größeren Kranen stellt man den Ausleger auch als Gitterwerk her, um dem Winddruck eine geringere Angriffsfläche zu bieten.

Obwohl Fairbairnkrane in dieser Form nicht mehr gebaut werden, so soll doch nachstehend die Berechnung des Auslegers gezeigt werden, weil derselbe in ähnlicher Form bei anderen Kran typen Verwendung findet.

Konstruktion des Blechträgers.

Der Blechträger hat einen kastenförmigen Querschnitt und besteht aus den Seitenblechen, den Gurtungswinkeleisen und den Gurtungsblechen oder Lamellen.

Der Träger ist zunächst nach Gefühl aufzuzeichnen, wobei folgende Anhaltswerte benutzt werden können.

Durch die gegebene Ausladung und Hubhöhe erhält man die Lage der Auslegerrolle über dem Fußboden. Die Entfernung von Mitte Rollenlager bis Mitte Fußlager kann genommen werden

h ~ 0,5 a,

wenn a wieder die Ausladung bedeutet.

Schachtkrane.

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Fig.850.

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Schema des Fairbairnkranes.

Fig. 851 u. 852.

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Rollenlager für einen Fairbairnkran.

33*

Die Querschnittshöhe in der Mitte des Rollenlagers ist gewöhnlich

¹/₆ a bis l/b a.

Unterhalb des Rollenlagers bis zum Fußlager und von der Krümmung bis zum Auslegerkopfe ist der Träger zu verjüngen.

Die einzelnen Querschnitte sind nun wie folgt beansprucht:

a) Querschnitt A A (Fig. 853). Es sei Q die Nutzlast,

G das Eigengewicht des Auslegers und der daran befindlichen Teile über dem Querschnitt AA, a Ausladung,

b Schwerpunktsabstand des Eigengewichtes,

' das Widerstandsmoment des Querschnittes,

F der Inhalt des Querschnittes.

Bringt man im Schwerpunkte des Querschnittes zwei gleich große, aber entgegengesetzt gerichtete Kräfte Q -j- G an, so wird dadurch das

Gleichgewicht nicht gestört.

Man ersieht nun aus der Fig. 853, daß der Querschnitt durch das Moment des Kräftepaares

Fig. 853.

c\

Q-t-G

v.l

-h,

T“

!+G

qIg, \

auf Biegung beansprucht wird, während die übrigbleibende und nach abwärts gerichtete Einzelkraft Q -j- G den Querschnitt gleichmäßig auf Druck beansprucht. Auf der linken Seite subtrahieren sich somit die Druckspannungen von den Biegungszugspannungen, auf der rechten Seite addieren sich die Biegungsdruckspannungen und die Druckspannungen.

Die größte Spannung auf der inneren Seite ist

A-----

Q+Gl

""OB

-a

II

Berechnungsskizze für den gekrümmten Ausleger.

Q.a + G.b

Gi - &b d⁻ G -

Die größte Spannung auf der äußeren Seite

Q.a + G.b

Fig. 854.

Biegung's-

zugspannùng

Result. Spannung

____i_____

Biegungsdruckspannung ^Druckspannung

Spannungsverteilung im Säulenschaft.

b) Querschnitt JB F. Im Querschnitt dicht über dem Beginn der Krümmung ist das Biegungsmoment Mb und die Normalspannung N ~ Q -f- Gr nahezu so groß wie im Querschnitt AA. Da jedoch die Anstrengungen in gekrümmten Balken wesentlich ungünstiger ausfallen als in geraden, so hat die Berechnung der Querschnittsabmessungen nach der für gekrümmte Stäbe geltenden Gleichung zu erfolgen. Bezeichnet

Mb das äußere Biegungsmoment, bezogen auf die Schwerachse, positiv, wenn es den Krümmungshalbmesser zu verkleinern, negativ, wenn es denselben zu vergrößern sucht, r den ursprünglichen Krümmungshalbmesser der Schwerpunktsfaser,

e den Abstand einer beliebigen Faser von der Neutralachse, ea den Abstand der äußersten Faserschicht auf der Außenseite der Krümmung,

ei den Abstand der äußersten Faserschicht auf der Innenseite der Krümmung,

N die im Schwerpunkte senkrecht zum Querschnitt wirkende Normalkraft, negativ, wenn dieselbe als Druck, positiv, wenn dieselbe als Zug wirkt,

F den Querschnitt,

a die Normalspannung einer beliebigen Faser, gi die Normalspannung an der Innenseite der Krümmung, oa die Normalspannung an der Außenseite der Krümmung, so gilt allgemein die Näherungsgleichung

;v

_    , Mb i Mb e

°-F+TJ+

r

Die größte Druckspannung auf der Innenseite ist

Mh et

Gi = —

Mb

-iS

Drehkrane mit drehbarer Säule, und die größte Zugspannung auf der Außenseite

518

aa = —

X₊Æ<L ₊ ë!’    «■

F ^ F. J

c) Querschnitt CC.

6rx Eigengewicht des rechts vom Schnitt liegenden Auslegerstückes,

bl Schwerpunktsabstand desselben von der Neutralachse des Querschnittes,

öx Abstand der Last Q von der Querschnittsachse.

Nach Anbringung der Kräfte Q 6rx in dem Schwerpunkte des Querschnittes, gleich und entgegengesetzt gerichtet, erkennt man wieder die Biegung erzeugenden Kräftepaare Q. ax Cr₁b₁ und die Einzelkraft Q 4- 6ri, welche abwärts gerichtet ist.

Dieselbe zerlegt sich in zwei Komponenten, in die Normalkraft N senkrecht zum Querschnitt und in die Schubkraft S parallel zum Querschnitt.

Durch das Moment Q.ax G-₁b₁ entsteht in den äußersten Fasern eine Biegungsspannung

Qa₁ 4- Cr₁b₁

welche an der äußeren Seite als Zug, an der inneren Seite als Druck auftritt.

Die über den ganzen Querschnitt gleichmäßig verteilte Druckspannung ist

S

und die Schubspannung ös = =.

Die resultierende Spannung ist demnach

G max

— 0,35 (oh -f- o')    0,65 ]j (a„ -f- a)'² -(-4 a- a-,

le

wenn

“° - 1,3*/

Bei Blechträgern kann cc₀ = 1 gesetzt werden.

Das senkrechte Säulenstück zwischen Rollenlager und Spurlager ist durch die Horizontalkraft auf Biegung und Schub und durch die über den Querschnitten befindlichen Gewichte auf Druck beansprucht. Im senkrechten Säulenschafte unterhalb des Rollenlagers treten also Schubkräfte auf, während der über dem Rollenlager befindliche senkrechte Teil frei von Schubspannungen ist.

Nachdem man die Ausleger nach Gefühl entworfen hat und die Dimensionen der Profilwinkeleisen, der Steg- und die Gurtungsbleche schätzungsweise festgelegt sind, hat man die einzelnen Querschnitte auf ihre Anstrengung hin zu kontrollieren.

Die größte zulässige Materialanstrengung ist abhängig von der Ausladung, der Antriebsart, ferner davon, ob Durchbiegungen möglichst zu vermeiden sind.

Mit Rücksicht hierauf ist zu wählen hb 600 bis 750 kg/qcm. Man wählt die Blechstärke zwischen 8 und 12 mm. Das Eigengewicht des drehbaren Teiles beträgt etwa G = ~ bei einem Abstande

o

des Angriffspunktes von - - bis ~ von der Kranachse.

Widerstand beim Schwenken des Kranes.

Es bezeichne für Rollenlager mit einzelnen Rollen nach Fig. 810

r₁ den Spurzapfenradius, r₂ den Rollenradius, jR den Radius der inneren Reibungsbahn,

f den Hebelarm der rollenden Reibung (= 0,05 bis 0,08 cm).

Fig.855.

■G

Mi

Fig. 856.

k-R--*

I

R\j

üt

Ausleger

m₂

KV

Lagerdrücke.

Zerlegung des Druckes im Rollenlager.

Steht der Ausleger zwischen zwei Rollen, so ist der auf eine Rolle entfallende Druck

2.COS a

und bei acht Rollen N =

2 . cos 22° 30'    1,848

Das gesamte Reibungsmoment bezogen auf die Kranachse wird

M =    ;;/J »

^*2

4-

fiHrY -f fxV^7\

Spurreibung

Moment der Reibung in den vier Berührungsstellen im Rollenlager

Seitenreibung

Spurlager

Hierbei ist das unbedeutende Eeibungsmoment der den Rollenkranz tragenden Laufräder vernachlässigt.

Zu dem Reibungsmoment des Kranes tritt noch das Reibungsmoment des Triebwerkes und die Massenwiderstände der Last, des Triebwerkes und des Motorankers hinzu.

Berechnung nach S. 275 und 293.

Fairbairnkran für 15 OOO kg Tragkraft und 10 m Ausladung.

(Siehe Fig. 857 bis 865.)

Der Kran dient zum Überladen von Stückgütern bis zu 151 Höchstlast von den an der Kaimauer liegenden Schiffen in Eisenbahnwagen und umgekehrt.

Der Betrieb soll vorwiegend elektrisch sein und durch einen Motor für Heben und Senken erfolgen, mit Anschluß an ein Gleichstromnetz mit 400 Volt. Bei vorkommenden Betriebsstörungen soll der Kran von der Hand betrieben werden können.

Geforderte Geschwindigkeiten : Hubgeschwindigkeit 1,5 m/min, Schwenkgeschwindigkeit 60 m/min.

*20

Fig. 866. -1216 —

P

<----#

*■8

0091

Ausleger.

Freie Hubhöhe 6,5 m, Rollenhöhe über Schienenoberkante 8 m. Der mittlere Teil des senkrechten

•lO'OO-

f = 22,6 ,

! Säulenschaftes einschl. Krümmung ist als Blechträger mit kasten-j förmigem Querschnitt, der übrige j^lOOx 100 12 Teil des Auslegers als Gitterwerk loa.....__i. hergestellt.

Die Rechnung soll, wie dies bei Eisenkonstruktionen durchweg der Fall ist, statt mit kgcm mit tcm durchgeführt werden. Es werden also die Kräfte und Spannungen (kh, ah), in t, die Hebelarme in cm eingesetzt.

Schaftquerschnitt.

Für den gefährlichen Querschnitt in der Mitte des Rollenlagers werden die in die Fig. 866 eingetragenen Dimensionen gewählt.

Das Trägheitsmoment dieses Querschnittes, bezogen auf die Neutralachse, hat dann annähernd folgende Größe:

J der beiden Seitenbleche . . .

_ 0,8.160³

« 2 •-t:z-

12

=    546 133 cm⁴

J der beiden Gurtbleche .... 2.121,6.0,8.80,4² = 1257 894 „

535 972 „

J der vier Winkeleisen

4.22,6.77²

ab für Nietlöcher

= 2 339 999 „

= 101888 „

4.2.2.79,82 Trägheitsmoment J = 2 238 111 cm⁴

Widerstandsmoment W =

CTs I

2 238 111 80,8

27 700 cm³.

Für die Berechnung des genieteten Trägers ist auch das Annäherungsverfahren auf S. 639 empfehlenswert.

Querschnitt

256,0 qcm 194,6 „ 90,4 „

Seitenbleche . . Gurtbleche . . Winkeleisen . .

. . 2.0,8.160 . . 2.0,8.121,6 . . 4.22,6

ab für Nietlöcher

4.2.2

525,0 qcm

Unter Festsetzung folgender Gewichte:

Nutzlast............

Gewicht der Kette und Flasche am Auslegerkopfe . . . =    11

= 15 t

Q = 16t

Eigengewicht des Auslegers 10.0,2 t (bei 200 kg pro Meter

Horizontalprojektion)...............

Kettengewicht längs des Auslegers..........

= 2,0 t = 0,4 t

G = 2,41

ergibt sich bei einem Abstande des Auslegerschwerpunktes von 5 m das für den Querschnitt in Betracht kommende Biegungsmoment zu

Mh = 16.1000 -f 2,4.500 = 17 200 tcm.

17 200 W ⁼ 27 700

~ 0,621 t/qcm.

Hierzu tritt noch die sich über den ganzen Querschnitt gleichmäßig verteilende Druckanstrengung, herrührend

vom Eigengewicht des Auslegers 10.0,2 „ Gewicht der Kette einschl. Flasche „ Gewicht der Lastwinde.....

„ Schaftgewicht über dem Querschnitt 1,4.0,7    . . ~ lt

von der Nutzlast

= 2t

lt

20 t

20

Damit wird die Druckanstrengung a —

Es ist somit die resultierende Spannung

an der Innenseite 0,621 -f- 0,038 = 0,659 t/qcm, an der Außenseite 0,621 — 0,038 — 0,583 t/qcm.

Kontrolle des Querschnittes in der Krümmung. Der für den geraden Schaft gewählte Querschnitt Fig. 866 ist auch in der Krümmung beibehalten.

Nach den auf S. 517 angegebenen Näherungsgleichungen für gekrümmte Träger wird bei einem Krümmungsradius r = 2,2 m die größte Druckspannung an der Innenseite

525

~ 0,038 t/qcm.

ai = -

N_ ,    __

F + F.r J

ei

1+«.

= 0,5 t/qcm,

20    17 200    17 200    80,8

525 ⁺ 525.220    2 238 1ÎÏ ' _ . 80,8

220

und die größte Zugspannung an der Außenseite

F.r

+ -/•

ea

ea

20 ¹⁷ 200 525 ‘ 5257220

17 200    80,8

2 238 111 _ . 80,8

= 0,73 t/qcm.

220

Das Gitterwerk ist graphisch berechnet.

Triebwerk zum Schwenken des Kranes.

Bei elektrischem Betriebe erfolgt das Schwenken durch die von der Wendegetriebewelle aus abgezweigte Welle a (Fig. 867), welche die Bewegung mittels

Kegelräder c und d auf die vertikale Welle b überträgt. Das auf dieser Welle sitzende Ritzel e greift in den auf der Fundamentplatte festliegenden Zahnkranz ein. Bei Handbetrieb wird das Kegelrad /' eingerückt, so daß die Bewegung der Kurbeln durch Schnecke, Schneckenrad, Welle g und durch die nun leerlaufende Zwischenwelle a auf das Ritzel e über tragen wird. Das Wendegetriebe muß vorher selbstverständlich ausgerückt sein.

Der Schwenkwiderstand setzt sich aus der Reibung, den Beschleunigungskräften und dem Winddruck zusammen.

Fig.867.

LJ

■g

./ I

■f

I.

^äT

c-

■d

.^b

llllll 1 llllfr-e

Schwenktriebwerk.

Bestimmung des Reibungsmomentes MR:

Mittels der um die Stützlagermitte augeschriebenen Momentengleichung ergibt sich der horizontale Lager druck

9^ + °L-b — ¹⁷²⁰⁰

600

= 28,6 t,

wenn h = 6 m die Entfernung von Mitte bis Mitte Lager bedeutet. Der auf eine Rolle entfallende Druck wird bei sechs Rollen

1V — ---- —

2 . cos 30°    1,732

II

— 16,5 t.

V ertikalbelastung :

Nutzlast einschl. Kette und Flasche

Ausleger.............

Lastwinde einschl. Kette .....

Schaft..............

= 16 t = 2t

lt

V = 21t

Mit

75 mm = 125 „ = 1250 „ wird das ReibuDgsmoment nach S. 519

f — 0,05 cm

,u — 0,1    ,,

² °'⁰%-5— ¹²⁵ + ^ • ²⁸’⁶ * ⁷’⁵ + °>1 • 21 • I

■ 7,5 = 48,5 tcm.

*B =

Die Beschleunigungswiderstände berechnen sich nach S. 274 und 293.

Das Anschwenken gegen einen Winddruck von 50 kg/qm bei stürmischem Wind erfordert hei etwa 8 qm Fläche und 3,5 m Abstand des Druckmittelpunktes ein Moment

Mw = 0,05 .'8.350 = 140 tcm.

Triebwerk für die Lastwinde.

Die Last hängt mittels einer losen Kolie in der Schlinge einer G a 11 sehen Kette von 70 mm Teilung.

Die Anordnung des Triebwerkes geht aus der Fig. 868 hervor. Für den elektrischen Antrieb ist von der Wendegetriebewelle die Welle h abgezweigt, deren

Fig.868.

30n

•-i:30

nr.6

/"

h-

-n=900

- —HE Bl-

\jl

■ -15PS.

IE]

nimm

1:7    1:7

L_

Triebwerk für die Lastwinde.

Trieb in das große Zahnrad auf der Kettenradwelle eingreift. Heben und Senken findet durch den Motor statt, je nach der Kupplung des Wendegetriebes.

Für Handbetrieb wird das Wendegetriebe ausgerückt, und die Kraftübertragung auf die Kettenrad welle findet durch die Vorgelege 1:6 und 1:7 statt. Die Bremse für den Handbetrieb sitzt auf der zweiten Vorgelegewelle.

y) Hammerkrane.

Der Einbau der Schraubenwellen, Räder, Schraubenflügel, Kessel, eisernen Masten, Panzerplatten, Geschützrohre in die modernen Schnelldampfer und Kriegsschiffe bedingt eine Tragkraft der dazu benötigten Krane von 50 bis 150 t, Ausladungen 15 bis 25 m und eine Höhe des Auslegerkopfes bzw. der Fahrbahn über Kaikante von 15 bis 35 m.

Für derartige Anforderungen genügen die bisher beschriebenen Kranformen nicht. Es sind eine Anzahl neuer Formen entstanden, von denen die Hammerkrane eine darstellen.

Die seit 1899 von der Deutschen Maschinenfabrik-A.-G. Benrather Werk ausgeführten Hammerkrane besitzen ein standfestes Gerüst, in welchem sich der hammerförmig gestaltete Ausleger bei unbeschränktem Schwenkwinkel dreht.

Bei entsprechender Gestaltung des Gerüstes können ferner die Eisenbahngeleise unmittelbar neben dem Spurlager des Auslegers hindurchgeführt werden (Fig. 869).

Diesen Vorteilen steht der Nachteil gegenüber, daß, wenn nicht eine außerordentlich große Auslegerhöhe vorgesehen wird, die Krane nicht immer über die Masten und Panzertürme hinwegschwenken können, so daß ein Verholen des Schiffes erforderlich wird.

Der drehbare Ausleger besteht aus dem Schaft, dem horizontalen Lastausleger und dem kürzeren Gegengewichtsausleger. Letzterer wird deshalb kürzer gehalten, um die Beschleunigungskräfte zu verringern und einen freien Schwenkweg auf der Gegengewichtsseite zu erhalten. Das auf der Lastauslegerseite vorhandene überschüssige Winddruckmoment wird durch Verkleidung des Gegengewichtsauslegers verringert.

Zweckmäßig erhält die Laufkatze bei dem durchweg gebräuchlichen elektrischen Betrieb sämtliche Triebwerke für Heben und Katzenfahren. Dadurch erreicht man Einfachheit und Übersichtlichkeit. Bei einigen Ausführungen findet man das gesamte Triebwerk auf den Gegengewichtsausleger verlegt, um eine Verringerung des Gegengewichtes zu erzielen. Nachteilig ist hierbei die Vergrößerung der Reibungswider-stände.

Statt des Gegengewichtes kann auch auf dem kurzen Ausleger eine Laufkatze angeordnet werden, die der belasteten Laufkatze auf dem großen Ausleger bei größter Ausladung als Gegengewicht dient.

Das Turmgerüst kann als dreiseitige oder vierseitige Pyramide hergestellt werden¹). Die dreiseitige Pyramide ermöglicht'^einen geringeren Abstand von der Kaikante und geringere Gründungskosten.

Der Antrieb der Schwenkvorrichtung erfolgt zweckmäßig am oberen Halslager durch Triebstockverzahnung mit zwei gegenüberliegenden, eingreifenden Ritzeln. Hierbei kann der Triebstockkranz größer und dadurch die übrige Übersetzung kleiner gehalten werden, als hei untenliegendem Antrieb.

v = 5,8 m/sec v=\6    „

« = ²⁵    „

v = 40

Bei Kranen mit großer Ausladung ist der Winddruck zu berücksichtigen. Die Windgeschwindigkeit beträgt bei schwachem Wind „ starkem Wind .

„ Sturm.....

„ Orkan.....

D Zeitschr. d. Ver. deutsch. Ing. 1900, S. 430; 1901, S. 1507 u. 1762; 1902, S. 175 u. 659: Streit der Benrather Maschinenfabrik und Duisburger Maschinenbau-A.-G.: Über die geeignetste Bauart großer Werftkrane.

Der auf 1 qm Fläche senkrecht zur Windrichtung entfallende Druck ist nach der Formel

p = 0,122 v²

zu berechnen. Damit ergehen sich folgende Werte:

4 kg pro qm

28 „ „ 75 „    „

195 „    „

bei schwachem Wind „ starkem Wind .

„ Sturm.....

„ Orkan.....

Über Berechnung der Beschleunigungskräfte vgl. Abschnitt „Trägheitswiderstände beim An- und Auslauf der Hebemaschinen“, S. 271.

Hammerkran von 1501 Tragkraft und 35,25 m größter Ausladung für die Kruppsche Germania-Werft in Kiel.

Ausgeführt von der Deutschen Maschinenfabrik-A.-G. (Fig. 869.)

Das sich nach oben verjüngende Stützgerüst hat die Gestalt einer dreiseitigen Pyramide und besteht aus drei Eckstreben, von denen zwei an der Kaikante stehen. Die ganze Höhe des Kranes bis zur Oberkante des Auslegers beträgt 36 m.

Oberes Halslager: Rollenbahn von 6,6 m Durchmesser mit Rollen von 750 mm Durchmesser, wagerechter Druck gleich 100 t.

Unteres Stützlager: Rollenkranz mit Königszapfen. 28 konische Rollen von 300 mm mittlerem Durchmesser. Gesamtbelastung derselben mit größter Nutzlast und Schneelast = 585 t.

Elektrischer Antrieb.

Hubwerk: Zwei voneinander unabhängige fahrbare Wind werke. Das äußere kleine Windwerk hat 45 t Tragkraft bei 35.25 m größter Ausladung. Das innere größere Windwerk hat 1501 Tragkraft bei 22,75 m größter Ausladung. Außerdem ist für Reparaturen ein kleines Windwerk für 1 t vorhanden.

Drehwerk: Antrieb am oberen Lager. Ausleger macht eine Umdrehung in 7,3 Minuten. Geschwindigkeit am Radius von 35 m v = 0,5 m/sec. n = 0,136.

Reibungswiderstände :

Im Spurlager: Zapfenreibung am Königszapfen, rollende Reibung der Druckrollen, gleitende Reibung an den

8,32 tm

Spurplatten dieser Rollen.............

9,18 tm

Im Halslager: rollende Reibung der Laufrollen, Zapfenreibung an den Achsen.............

Beschleunigungswiderstände: Dieselben sind nach der Gleichung (S. 274)

M= £j= ~-J z

zu ermitteln, worin J das dynamische Trägheitsmoment des Aus-

Fig.869.

-H

-38 000.

Last 45 t

Betriebslast 150 t Probelast. 200 t

Last 1 t

• 22750-

—40000--36 000—

à.

Lloyddampfer

Kaiser Wilhelm d. Grofse

5850—J

-14 250-

-j—18250-

-9250-i

Hammerkran von 150 t Tragkraft und 35,25 m Ausladung.

légers mit Gegengewicht und angehängter größter Last, bezogen auf die Drehachse. Das Trägheitsmoment berechnet sich nach der

Fig. 870.

Gleichung J =

1435

1435

worin die auf die Knotenpunkte verteilten Gewichte 6r in t, deren Abstände r in m einzusetzen sind.

Man erhält dann M in tm. Es ist J — 20 000 m . t. sec².

W inkelgeschwindigkeit 2 n. 0,136

Bei einer

fed

s=r-i

GJ

60

= 0,0142

Grundriß zu Fig. 869.

und unter der Voraussetzung, daß die Beschleunigung des Auslegers nach t = 10 Sekunden vollendet ist, d. h. nach einem Wege der Auslegerspitze von 2,5 m, ist ein Drehmoment erforderlich

Das Schwenkmoment beträgt bei einem Winddruck von nur 10 kg pro qm............

~ 10,0 tm

folglich das Gesamtdrehmoment = 56,0 tm

Der Winddruck kann bis zu 250 kg/qm steigen und würde dann ein Drehmoment von 250 tm erfordern. Da bei derartigen Winddrücken aber nicht mehr gearbeitet werden kann, so kommt dieses Moment für die Schwenkarbeiten nicht in Frage, wohl aber für die Stabilitätsberechnung des Kranes.

Werftkran für 150 t Tragkraft und 42,2 m größter Ausladung für die Howaldts-Werke in Kiel.

Ausgeführt von der Deutschen Maschinenfabrik-A.-G. (Fig. 871 bis 877.)

Dieser Kran unterscheidet sich von dem vorigen durch das als vierseitige Pyramide ausgebildete Stützgerüst und den Angriff des Drehwerkes am Kranfuße. Die Höhe bis Oberkante Ausleger beträgt 47,15 m. Das Triebwerk für die Lastwinde ist getrennt vom Laufwagen auf dem hinteren Auslegerarme als Gegengewicht montiert. Der Flaschenzug hat acht Stränge Stahldrahtseil von 60 mm Durchmesser. Zum Antrieb dient ein 70 PS-Elektromotor.

Das Zugseil für die Laufkatze ist dreitrümig mit 46 mm Durchmesser und wickelt sich auf einer Trommel auf.

Tabelle 75. Arbeitsgeschwindigkeiten des Kranes.

Last

03 . J

0,0142.20000

10

~ 28,5 tm

Geschwindigkeit

Heben

f 150 t 75,,

1,0 m/min

15 „

Katzenfahren . .

Drehen

/ 150 „ l 75,,

16,0 „

1 Umdrehung in 10 Minuten

Tabelle 76. Tragfähigkeit des Kranes.

Ausladung

Tragfähigkeit

Hub

^

Gi pi pi

'cd “cd “cd

20,0 m 41,0 „ 42,2 „

150 t 75 „

15 „

Eigengewicht des Kranes = 450 t.

26,25

Fig. 871 bis 877.

71,05

Mm

i-

t-m

~u

D‘<

ri

=P

"07.1

150 t Tragkraft und 42,2 m

Ausladung.

15

l!¹

Aufsicht auf das Fufslager

v.

3T^n

Mm

mg

Schnitt A—B

4-

rll

Hammerkran von

7ZZ.

*CO\

_<L

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kK

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\\

*-

Bei einem Drehkran derselben Konstruktionx) von 150 t Tragkraft und 22 m größter Ausladung, welche von derselben Firma für das Kaiserdock in Bremerhaven ausgeführt wurde, beträgt die Gesamthöhe von Kaimauer bis Oberkante Laufkatzenbahn 35 m. Das obere Halslager ist wieder ein Rollenlager von 1400 mm Durchmesser mit vier Paar Druckrollen aus Stahlguß von 1000 mm Durchmesser, welche paarweise übereinander angeordnet sind. Horizontaldruck im Lager 981 (Je = 38 kg/qcm).

Das Rollenspurlager von 2,2 m mittlerem Laufbahndurchmesser hat 35 kegelförmige Rollen von 175 mm mittlerem Durchmesser und 250 mm Länge (gesamter Vertikaldruck = 530 t, Je = 37 kg/qcm).

Antrieb des Drehwerkes durch einen Hauptstrommotor von 26 PS und n — 550 Gesamtübersetzung 1:4000. Ausleger macht 0,137 Umdrehungen in der Minute; die Geschwindigkeit beträgt bei einer Ausladung von 22 m 9,7 m/min.

Hubgeschwindigkeiten.

für 150 t

Zum Heben dienen zwei Elektromotoren von je 17,5 PS und n = 450, welche auf eine gemeinsame Welle arbeiten und parallel geschaltet sind.

Fahrwerk der Laufkatze v = 7,9 m/min, Motor 26 PS und 550 n, Eigengewicht des Kranes 375 t.

75 t

37 t

18 t

³ ’il

3. Drehkrane mit feststehender Säule.

Fig. 878.

'I

Æm

mm

L......a ,1

Drehkran mit feststehender Säule und Gegengewicht. Verbindung von Stützlager und Halslager durch Flacheisenschienen. Ausführung der Maschinenfabrik Herrm. Findeisen.

x) Zeitschr. d. Vex¹. deutsch. Ing. 1899, S. 1481.

yü

--

Fig. 879.

US

fch. ^

®r

Drehkran mit feststehender Säule und schmiedeeisernem Fundamentstern.

Fig. 880.

ff-

ST

<©

Drehkran mit feststehender Säule, verschiebbarer Laufkatze und Gegengewicht.

Das Stützgerüst wird hier durch eine feststehende Säule gebildet, welche innerhalb des Kranes liegt. Der Ausleger kann demnach im vollen Kreis schwenken.

Für leichte Krane nimmt man volle Stahlsäule aus geschmiedetem Siemens-Martin-Stahl, für schwere Krane Fachwerksäule. Stahlsäulen über 300 mm Durchmesser werden nicht verwendet, weil die Sicherheit von der Güte des Schmiedestückes abhängig ist¹). Säulen aus Gußeisen oder Stahlguß werden nicht mehr ausgeführt.

Die Ausführung dor Krane geht aus den Fig. 909, 921, 925 hervor.

Die Ausführung mir schmiedeeisernem Fundamentstern für Kiesfundament nach Fig. 879 empfiehlt sich überall da, wo der Aufstellungsplatz des Kranes öfters gewechselt wird. Sie erfordert kein gemauertes Steinfundament und keine Ankerschrauben, sondern der Stern wird nur auf eine Betonschicht gesetzt und mit Kies überschüttet, wodurch der Kran genügende Stabilität erhält.

Die Berechnung der Streben aus E- Eisen und der Schließen ist dieselbe wie bei den Wanddrehkranen S. 495; durchgeführt wird die Berechnung einer Rohrstrebe, der Kransäule und der Lagerung nebst Schwenkwiderstand.

1. Strebe aus genietetem Blechrohr.

Das erforderliche Trägheitsmoment berechnet sich nach S. 485 aus

der Knickgleichung

Fig. 881.

(cm⁴)

= C.    . P; v

(t) (in)

Die Dimensionen des Rohrquerschnittes ergeben sich aus dem Trägheitsmoment

-i-

J =    —    ~ 0,78    —

wenn R den äußeren, r den inneren Rohrhalbmesser bedeutet.

Bleclirohrquerschnitt.

Um eine gefällige Form des Rohres zu erzielen, wählt man den äußeren Rohrdurchmesser in einem Verhältnis zur Rohrlänge, und zwar ist

H = 0,0151 bis 0,021

der übliche Wert.

Damit wird der innere Rohrhalbmesser

x) Des Ingenieurs Taschenbuch „Hütte“, 21. Aun.

Die Differenz der beiden Halbmesser R — r ist die Blechstärke s des Auslegerrohres.

Näherungswert für das Trägheitsmoment¹).

Für die vorläufige Berechnung ist der nachstehend abgeleitete Annäherungsausdruck bequem.

Bezeichnet d den inneren, D den äußeren, und Dm den mittleren Rohrdurchmesser, ferner s die Wandstärke, so läßt sich

Fig. 882.

zerlegen in

64

(J² _ d8) n (J)2 _[_ d8)

16

■S 4

Der erste Faktor ist der Flächeninhalt, also

I    mit Dm und s ausgedrückt:

I L) m

(D² - (f²) 77

= Bmns-

Für den zweiten Faktor kann man setzen

-P² -(- d² _

-k

folglich

16

oo, y

= 0,4 s.

Die Länge der Schüsse richtet sich nach der Größe der Blechtafeln. Sie werden entweder überlappt genietet oder stumpf aneinander

Fig. 883.

Fig. 884.

7t\

Verbindung der Rohrschüsse.

gestoßen und durch eine ringförmige Blechlasche verbunden. Im letzten Falle sind die Nieten entlastet. Nietdurchmesser und Nietteilung nach S. 480.

Das Auslegerrohr kann nach den beiden Enden hin auf ³/₄ d verjüngt werden, wenn d den äußeren Durchmesser in der Mitte des Kohres bedeutet.

Die Auslegerrohre werden vielfach auch aus einem Stück hergestellt, und wählt man dann Mannesmannrohre oder geschweißte Rohre (Tab. 77, S. 533).

D Lauenstein, Technische Mechanik.

Tabelle 77. Nahtlose Stahlrohre (Mannesmannrohre).

Äußerer Durchmesser <

engl. Zoll

in

mm

51

76

102

127

Dicke in mm

kg

kg A kg A

kg

io © t- CO 05

© 00 œ S 05

O H (N CO i t—H tH rH i-H rH

H» I—* H* H»

I    I    h-‘    t—I    t—»    h-‘    H*

I    I    vi    Ol    ^    to    o

I tO>—‘h-‘H‘h-»

OOONCCDOC10N I rH *—< r-H r-H    04 04 d I

lOtSlOtOlOHMHH

I WOOCOlOtOlOMHH

I WCOWWWlOtOMH I O5^H0O5WOOOOl

I COOtOCDtOOiOOCOOl

Äußerer

Durchmesser

engl. Zoll

in

mm

152

178

203

229

Dicke in mm

kg

kg

kg

kg

18

20

21

26

21

24

25

31

29

37

25

29

29

36

34

43

38

50

28

32

33

41

38

49

41

56

31

39

37

48

43

55

48

63

10

35

47

41

48

47

67

54

75

11

38

52

45

63

52

73

59

82

12

41

61

49

74

56

85

64

94

13

44

65

52

80

61

92

69

104

14

65

99

74

111

Die ungefähren Gewichte und Preise sind für einen Meter Länge angegeben. Rohrlängen: 4 bis 6m. Material: Martin- und Tiegelstahl.

2. Kransäule.

Die Kransäule ist in der Nabe der Fundamentplatte befestigt. Bezeichnet

Q die Nutzlast -|- Flaschen- und Hakengewicht,

G das Eigengewicht im Schwerpunkt,

H die horizontalen Lagerkräfte,

Hx die horizontalen Reaktionsdrücke in der Nabe,

V die vom Säulenkopf und von der Nabe aufzunehmende Vertikalkraft,

so ist zunächst V — Q 6r, ferner nach Fig. 886 mittels der Momentengleichung um A

Qa + Ob — Uh = 0; H =

Da die Summe aller Horizontalkräfte = 0 sein muß, so ist £T₀bcn = Runten, also ein Kräftepaar. An der Säule wirken diese Kräfte entgegengesetzt.

Fig. 885.

Fig. 887.

Fig. 886.

B----B

—r ~r

rr

sc

>2

hi

H:

Kräfte an der Säule

Verlauf der Säulen- Kräfte am Ausleger biegungsmomente

Die Nabenkräfte H₁ finden wir mittels der Momentengleichung um D nach Fig. 887

R. (h -(- h₁ -j- h₂) — H(h₁ -f- h₂) — Hx. hx = 0,

Rh

also

Da wieder Z (Hx) — 0 sein muß, so ist Hx oben = Hx unten und wir haben in Hx ein Kräftepaar, welches dem Kräftepaar H das Gleichgewicht hält.

Betrachten wir die Beanspruchung der Säule mit diesen Kräften, so ist nach Fig. 885 das Biegungsmoment bei A = 0; es wächst von A bis ß, ist von B bis C gleich groß und wird bei D wieder = 0.

Wird die Säule unterhalb des Halslagers etwas abgesetzt, so ist der gefährliche Querschnitt in dem Halslager.

Für diesen Querschnitt beträgt daher die Biegungsanstrengung

<5h =

Q.a -f- Gr-h

Q + Cr

wenn W das Widerstandsmoment des Querschnittes ist. Die Druckanstrengung ist

wenn F die Querschnittsfläche in qcm bedeutet.

Die Bieguugsanstrengung tritt an der inneren nach der Last gerichteten Seite als Druck, an der äußeren Seite hingegen als Zug auf.

j Fig. 888.

rą;gfe

(L

Die noch hinzutretende Druckanstrengung, herrührend von Q -f- 6r, addiert sich daher auf der

!..

inneren Seite und subtrahiert sich auf der äußeren Seite (Fig. 888).

Die größte resultierende Anstrengung auf der inneren Seite ist

Q.a + G.b Q±G

Anstrengung im Säulenquerschnitt.

Die Länge der Säule ist mit Rücksicht auf die Durchbiegung möglichst zu beschränken. Bei den meisten Ausführungen findet man als Maß von Mitte bis Mitte Lager h = 1,2 bis 1,6 m.

Der Säulendurchmesser berechnet sich aus der Biegungsgleichung unter nachheriger Kontrolle der mit Rücksicht auf den Druck hervorgerufenen Gesamtanstrengung. Für vollen Querschnitt

^^D³.kh, also Z> =

Die Biegungsbeanspruchung für Säulen aus geschmiedetem Siemens-Martin-Stahl darf betragen kb = 800 bis 1000 kg qcm.

Befestigung der Kransäule¹).

Fig.890.

Iu Fig. 889 ist die früher übliche Befestigungsart dargestellt. Der Säulenfuß wurde zylindrisch abgedreht und am unteren Ende abgesetzt, um eine Stützfläche für die Säule und das Krangewicht zu erhalten. Eine Hinderungsschraube schützt Fig.889.

•----

2ZZZZZZZZZ

Befestigung massiver Säulen.

Befestigung feststehender Säulen.

gegen Verdrehen. Gegen diese Anordnung spricht zunächst der Umstand, daß die Säule in zwei Zylinderflächen gehalten wird. Es ist aber praktisch unmögliche beide Zylinderflächen so abzudrehen, daß oben wie unten gleichmäßig dichter

Schluß erzielt wird. Ferner muß die Nabenbohrung ein leichtes Einfuhren der Säule gestatten. Hierdurch hat die Säule immer ein gewisses, wenn auch kleines Spiel. Die einseitige Belastung der Säule während des Betriebes veranlaßt, nun eine weitere Vergrößerung des Spieles, indem sich die Bohrung kegelförmig ausweitet. Dadurch aber wird der Stand der Säule unsicherer und außerdem der spezifische Auflagerdruck an der Berührungsstelle zwischen Säulenfuß und Grundplattenbohrung vergrößert. Hierdurch ist dann aber die Gefahr einer Sprengung der Grundplatte gegeben.

Um diese Gefahren zu vermeiden, setzt man die Säulen schwach kegelförmig ein (vgl. Fig. 890). Einmal ist dadurch eine leichte Einführung der Säule bei der Montage gewährleistet, dann aber ist ein nachträgliches Ausweiten der Bohrung während des Betriebes ausgeschlossen, da die Säule immer dicht schließend im Fundamentstern sitzt. Je größer die Kranbelastung wird, um so dichter wird der Schluß, da sich die Säule unter deren Einwirkung zentrisch in die Bohrung

einpreßt.

Fig. 890 zeigt die Ausführung der Konstruktion für geschmiedete Stahlsäulen,, wobei der Säulenfuß einfach kegelförmig abgedreht ist, während der Gegendruck am unteren Ende durch einen zylindrischen Ansatz aufgenommen wird. Ein Herausheben der Säule bei einseitiger Belastung ist damit ausgeschlossen. Die vorgeschraubte Gegenplatte hält die Säule bei der Montage.

3. Stutzzapfen.

Der Stiitzzapfen ist durch die Horizontalkraft H und durch die Yertikalkraft V auf Druck beansprucht.

Ist

d der Zapfendurchmesser, l die Lagerlänge, x der Hebelarm der Kraft H, so ist das Biegungsmoment nach Fig. 891:

H.x 0,1 d³'

Mit Rücksicht auf die geringe Umdrehung wählt man den Zapfen möglichst kurz, gewöhnlich

Mb = H.x =

^t7³.7c?„ woraus kb =

Fig. 891.

wobei für übliche Konstruktionen x ~ d

? wird. Damit wird Vh

¹

) Technisches Zentralblatt, Berlin.

0,1

Für die Druckfestigkeit gilt

7r r] 2

0,8 (7²

Diese Druckspannung addiert sich auf der nach der Last hin gerichteten Zapfen-

V = Je ~ 0,8t7²/;, woraus k —

Stützzapfen.

Seite zu der Biegungsdruckspannung, so daß

lx"max

⁺ ÖTdi + ÖJd«'

Hieraus ermittelt sich der Zapfendurchmesser zu

max

Stellt man den Zapfen aus Stahl her, so kann man mit der Beanspruchung bis

kmax = 1000 kg/qcm und sogar 1200 kg/qcm bei Handbetrieb und kmux = 800 kg/qcm hei Maschinenantrieb geben.

Außerdem ist die spezifische Flächenpressung zwischen Zapfen und Spurplatte und in den Seitenflächen zu untersuchen.

Für die volle Spurfläche¹) ist V — 0,8 d².k.

H=k.l.d.

Für die Seitenpressung

Es ist k = 130 kg/qcm in den Gleitflächen bei Handbetrieb und k = 100 kg/qcm bei Maschinenantrieb.

Die Spurplatte wird entweder im Säulenkopfe nach Fig. 891 oder in der Traverse nach Fig. 901 angeordnet.

Bei neueren Ausführungen wird meist letztere Anordnung bevorzugt, weil die Ausführung leichter ist. Der Vorwurf, daß bei oben befindlichem Spurtopf das öl vom Zapfen abläuft, ist nicht zutreffend, weil auch bei flüssigem öl die Schmierung vollkommen reichlich ist und bei starrem Fett (Staufferbüchse) dieser Umstand überhaupt nicht in krage kommt.

Diese Konstruktion besitzt den Vorzug, daß sie streng rechnerisch verfolgt werden kann, während bei unterliegender Spurplatte noch un-berücksichtigbare Verdrehungsspannungen auftreten.

Die Spurfläche darf nicht gewölbt werden, sondern muß eben bleiben und am besten ringförmig mit Ölzufuhr von innen gestaltet werden.

Zu diesem Zwecke erhält die Spurplatte im Säulenkopfe nach Fig. 891 sowohl unten wie oben mehrere ölnuten, so daß das in die obere ölrinne gegossene öl durch eine vertikale ölnute nach der Spurplatte gelangt und durch die unteren ölnuten und die Spurplattenbohrung zwischen die Lauffläche fließen kann.

Damit der Zapfen bei einer Durchbiegung des Krangerüstes nicht etwa einseitig auf sitzt, wölbt man die Spurplatte auf der unteren Seite schwach oder man legt eine Lederscheibe unter.

x) Bei den Spurzapfen der Drehscheiben beträgt die zulässige Belastung (nach Frankel) 1200kg/qcm bei Flußstahl, 700kg/qcm bei Schweiß-, Fluß- oder Gußseien. Siehe Taschenbuch „Hütte“, 21. Aufl., III.

4. Hals- und Rollenlager.

Ist das untere Lager ein gewöhnliches, die Säule umschließendes Halslager, so besteht dasselbe aus einer Traverse, an welche beide Kranschilde angeschraubt sind.

Die Lagerhöhe l ist mit Rücksicht auf die durch die Horizontalkraft H hervorgerufene spezifische Pressung bestimmt durch die Gleichung

H — kld,

woraus l =

//

?T-

d ist der Säulendurchmesser,

k die zulässige Flächenpressung (obere Grenze 130 bis 150 kg qcm für gußeiserne Nabe).

Zur Umwandlung der gleitenden Reibung in rollende Reibung wendet man in den meisten Fällen, besonders bei größeren Kranen, Rollenlager mit drei oder vier Rollen an. Die beiden Rollen an der Auslegerseite haben dann den Horizontaldruck des belasteten Kranes

aufzunehmen, während die auf der Gegenseite befindlichen Rollen nur dazu dienen, etwaige Rückwärtsbewegungen des Auslegers, wie solche bei plötzlichen Entlastungen des elastisch durchgebogenen Auslegers Vorkommen können, aufzunehmen.

Fig. 892.

,------h------Jf---f--‘+Ł------‘rl-¹-----]

—~~L~—y"t'\ :

, „ I    '■

rffh

-r

4-

-é*

u.

Vv.__

-r

tH—

Tv

Das Rollenlager besteht aus dem gußeisernen Rollenkasten, an welchen seitlich die beiden Kranschilde angeschraubt sind, aus den drei bzw. vier Rollen und aus den dazu gehörigen Rollenbolzen. Die Rollen laufen lose auf ihren Bolzen, welche im Rollenkasten festgehalten werden.

Bezeichnet cc den Winkel der beiden Druckrollen in bezug auf die Säulenmitte (a ~ 60°), so ist der auf eine Rolle entfallende Druck N nach nebenstehender Fig. 893

---rfr”

Kollenlager für Drehkrane mit feststehender Säule.

JST =

II

2 cos

Fig. 893.

Fig.894.

Ai T

IS

■<r

Kraftwirkung im Bollenlager.

Berechnungsskizze für Bollenzapfen.

I nter vorläufiger Annahme der Rollenhöhe berechnet sich der auf Biegung beanspruchte Rollenbolzen aus der Biegungsgleichung

to

to

4    10

ds kj,

zu

fl =

10 N

Ö-*)

AV,

Für Stahl kann kb — 1000 kg/qcm gesetzt werden.

Die spezifische Pressung in der Nabenbohrung ist

Id’

welcher Wert 130 bis 150 kg/qcm nicht überschreiten soll.

Den Rollendurchmesser wählt man D ~ d, worauf die Flächeneinheitspressung nach der Gleichung

N = k.l.D

zu prüfen ist.

Für gußeiserne Rollen soll k <C 25 kg/qcm und für Stahlrollen k'<C 60 kg/qcm sein, falls günstige Reibungsverhältnisse erzielt werden sollen. Doch werden die angegebenen Werte in der Praxis oft im Interesse einer gedrängten Konstruktion bedeutend überschritten.

Diese Berechnung der Flächenpressung ist aber nur für zylindrisch abgedrehte Rollen gültig. Infolge der Elastizität des Materials biegt sich die Kransäule durch, und die zylindrischen Rollen würden dann in eine Klemmlage geraten und nur auf einer Seite anliegen. Die Rollen werden deshalb schwach ballig abgedreht. Andere Formen des Rollenlagers siehe S. 515 (Fairbairnkran).

Die Schrauben, welche die Kranschilde mit dem Rollenkasten verbinden, sind auf Biegung zu berechnen, falls die Kraft Y (s. graphische Ermittelung) nicht durch angegossene Vorsprünge der Schilde, welche sich auf den Rollenkasten stützen, abgefangen wird.

5. Graphische Ermittelung der im Krangerüst wirkenden Kräfte.

Bei der nachfolgenden graphischen Ermittelung der Kräfte wird das gewöhnliche durch Schließe, Strebe und Säulen gebildete Krandreieck durch das sogenannte theoretische Krandreieck ersetzt, welches sich durch die Verlegung der Strebenrichtung nach dem Berührungspunkte der Rolle und Säule von dem vorigen unterscheidet.

Zu beachten ist, daß die Kräfte in bezug auf das Gerüst, nicht auf die Säule anzubringen sind. Gx und 6r₂ sind die Komponenten des Eigengewichtes G (vgl. S. 496). Die Kraft 3 fällt in die Verbindungslinie von Stützzapfen und Rollenberührungspunkt und beansprucht

Fig. 896.

Fig. 895.

V=

Ve Q+G

ar

G]

3?-----

co

CO

g₂

Gi

Graphische Ermittelung der Gerüstkräfte.

die beiden Kranschilde, die mit dem Rollenkasten verbunden sind, auf Zug.

Läßt man die Rollen des unteren Lagers auf einem Kegelmantel laufen, so wird ein Teil der Vertikalkraft Q -)- G von dem Kegelmantel auf genommen, und der obere Stützzapfen wird teilweise entlastet. Außerdem wird das Biegungsmoment verkleinert und dies um so mehr, je größer der Durchmesser der konischen Laufbahn gewählt wird.

Wählt man den Kegelwinkel der Rollenbahn sehr flach, so kann der Zapfendruck unter Umständen gleich Null oder sogar negativ werden.

In letztem Falle wird das Kippmoment des Kranes den Kran vom Stützzapfen abheben, wenn der in diesem Falle in die Kransäule eingelassene Zapfen über der Nabe nicht mit einem Bund versehen wird.

6. Anschlußbolzen für den Ausleger.

Der Auslegerschuh, welcher den Strebenfuß in sich aufnimmt, wird durch einen Bolzen gelenkartig mit dem Rollenkasten verbunden. In den beiden Figuren ist die Verbindung eines Auslegerrohres und zweier C-Eisen mit dem Rollenkasten angedeutet.

Fig. 898.

Fig. 897.

W-

if

;.....

>n

'V////////,

«=.

Anschluß der Auslegerstrebe.

Der Bolzen ist auf Biegung zu berechnen, und zwar geht man mit ki bis auf 1200 kg/qcm für Stahl, weil kleine Durchbiegungen unschädlich sind und nur genügende Sicherheit gegen Bruch erforderlich ist. Die Biegungsgleichung für Fig. 897 bzw. Fig. 898 lautet:

J)

2"* - 10

d³kb.

7. Traverse und Kranschilde.

Die Traverse wird durch die Horizontalkraft H und durch die Vertikalkraft V auf Biegung beansprucht. Vereinigt man beide Kräfte zu der

Fig. 899.

Fig 900.

/*

Jx

_X____

[/

______x

~ |Jy

Resultierenden JR, so hat man einen auf zwei Stützen ruhenden, in der Mitte durch R belasteten Balken.

Die Biegungsgleichung lautet RI/4 = W.kb, wenn l die freitragende Länge der Traverse und W das Widerstandsmoment des mittleren Querschnittes nach Abzug des Zapfenloches bedeutet.

iy

Belastung der Krantraverse.

Sind Jx und Jy die Hauptträgheitsmomente des Querschnittes für die Schwerpunktsachsen xx und yy, a der Winkel, welchen die zur Kraftrichtung R senkrechte Schwerpunktsachse Z mit der x tc-Achse einschließt,

das Trägheits

so findet man mit Rücksicht auf die Beziehung W —

J = Jx. cos² a    Jy sin² a

moment bezogen auf die senkrecht zur Kraftrichtung R liegende Neutrąl-aclise Z aus

und W durch Division dieses Wertes durch den Abstand der äußersten Faserschicht

Zweckmäßiger ist folgende Rechnung:

Der am meisten gefährdete Punkt ist in Fig. 900 bei A, da hier die Fasern am weitesten von der Neutralen entfernt liegen.

Mh = H‘~- erzeugt die Spannung öH —

Folglich ist die resultierende Biegungsspannung des gewählten Querschnittes 6b = 6H-\- 6V <| kb.

kb = 200 -r- 300 kg/qcm.

Für gußeiserne Traversen ist

Für schmiedeeiserne Traversen ist kb = 600 kg/qcm.

Fig. 902.

Fig.901.

/Z

—l]-------

7-lw

Schild

Traverse aus Gußeisen.

Traverse aus Schmiedeeisen.

Bei ersteren erfolgt die Befestigung der Kranschilde mittels Schrauben nach Fig. 902, die gleichfalls wie die Schrauben des unteren Rollenlagers durch angegossene Nocken entlastet werden.

Bei den schmiedeeisernen Traversen werden an den Enden Zapfen angesetzt, die in die Naben der Schilde eingreifen und durch Muttern gesichert sind (Fig. 901).

Die Schilde werden durch die nach Fig. 895 zu ermittelnde Kraft 3, die sich auf beide Schilde verteilt, auf Zug beansprucht. Der kleinste Querschnitt muß also dieser Zugbeanspruchung genügen.

Die Form der Traverse ist nur dann richtig, wenn die Resultierende von V und H durch die Achse der Stützzapfen wie in Fig. 901 geht.

Fig. 904.

Fig. 903.

-H

<3

Schild

///.

Falsche Traversenanordnung.

Bei der Anordnung Fig. 903 würde das Moment H.a die Traverse um die Zapfen drehen. Da letztere aber kein Moment übertragen können, so würde die Folge Schiefstellung des Stützzapfens im Spurtopf und Einfressen bei A und JB (Fig. 904) sein.

Diese Anordnung ist nur dann möglich, wenn die Übertragung durch Planschen und Schrauben auf die Schilde wie in Fig. 902 erfolgt.

8. Fundamentplatte. — Anker und Fundament.

Die Fundamentplatte für die feststehende Säule wird aus Gußeisen in meist sternförmiger Gestalt hergestellt. Sie hat das ganze Kippmoment des belasteten Kranes aufzunehmen und wird in den Armquerschnitten auf Biegung beansprucht.

Bezeichnet

Q die Resultierende aus Nutzlast und dem ganzen Eigengewicht des Kranes,

a den Abstand derselben von der Säulenachse, n die Anzahl der Anker, r den Ankerkreishalbmesser,

I den Abstand der Anker von der Nabe,

W das Widerstandsmoment des Armquerschnittes an der Nabe, kb die zulässige Biegungsanstrengung = 200 bis 250 kg/qcm,

TT5; Q(

so ist nach Ernst¹)

n.r

2 a , 1\ l n)h

x) Ernst, Hebezeuge, 3. Aufl., I, S. 478.

je d² . — k>z 4

S. 550) Q = 5000kg, « = 8m, r — 1,25 m, l = 1 m, so muß bei 6 Ankern und = 200 kg/qcm ein Widerstandsmoment

Ist z. B. nach Fig. 921 (Tafel

zu

2.800 1\ 100 0.125 r 6 ) 200

= 800 cm³

vorhanden sein.

Nimmt man an, daß stets zwei dem Ausleger gegenüberliegende Anker den durch das Kippmoment hervorgerufenen Zug aufnehmen, so bestimmt sich Z mittels der um den rechten Anker angeschriebenen Momentengleichung nach Fig. 907:

Z. 2 r = Q(a — r) -\- G(b — r) — G₁. r,

worin

Q die Nutzlast,

G das Eigengewicht des Auslegers,

Gi Gewicht der Säule und Fundamentplatte.

Fig. 905 u. 906.

Fig. 907.

-a.

w/

Go

Fundamentplatte.

Berechnungsskizze für die Anker.

Hieraus ergibt sich der Zug für die beiden Anker

to Ci

Der halben Zugkraft hat der Kernquerschnitt eines Ankers nach der Gleichung

zu genügen.

Einer Zuganstrengung von 600 kg/qcm entsprechen die in der auf

S. 51 angegebenen Schrauben.

Die Standfähigkeit des Fundamentes erfordert nach S. 491 ein Eigengewicht G₀ des Fundamentes

— 6r₁.

Das auszuführende Gewicht des Fundamentes ist gleich 2 G₀ bis 3 6r„.

Hierbei kann das Gewicht eines Kubikmeters Mauerwerk zu 1600 kg angenommen werden.

9. Triebwerk zum Heben und Senken der Last.

Die Krane sind meist mit loser Rolle ausgerüstet. Es ist infolgedessen das Windwerk nur für die halbe Nutzlast zu berechnen. Die Anordnung der Brems- und Sperrvorrichtungen ist dieselbe, wie bei den früher beschriebenen Windwerken, nur werden die Wellen meist direkt in den Kranschilden zu beiden Seiten der Säule gelagert.

Sind die gußeisernen Kranschilde durch einfache Hängeschienen ersetzt, wie in Fig. 878 und 921, so erfolgt die Lagerung des Windwerkes auf den C-Eisenstreben.

10. Triebwerk zum Drehen des Kranes.

Ist der Kran oben mit einem Stützlager, unten mit einem gewöhnlichen Halslager versehen, so bestimmt sich das Gesamtreibungsmoment wie bei den Wanddrehkranen auf S. 501 zu

M= fiV £ + fiHr! + fiHr₂,

Spur-

reibung

Seiten

reibung

Halslager

Stützzapfen

wenn rx den Stützzapfenhalbmesser, r₂ den Säulenhalbmesser im Halslager, V den vertikalen und H den horizontalen Lagerdruck bedeutet.

Wird das Halslager durch ein Rollenlager ersetzt und bezeichnet dann Tj den Stützzapfenhalbmesser, r₂ den Rollenhalbmesser, r₃ den Halbmesser der Rollenachsen, r₄ den Säulenhalbmesser im Rollenlager,

N den auf eine Rolle entfallenden Druck =

Fig.908.

-rr

-a4eua-

r2

Rollenlager.

II

2 cos

f den Hebelarm der rollenden Reibung,

35

Bethmann, Hebezeuge. 3. Aufl.

JP.ci.rj

Bei mechanischem Antriebe ist die Übersetzung mit Rücksicht auf die gewählte Schwenkgeschwindigkeit zu berechnen.

Bezeichnet

M das oben ermittelte Reibungsmoment, v die Schwenkgeschwindigkeit im Auslegerkopfe,

P' die daselbst zum Schwenken erforderliche Umfangskraft,

einschl. Massenwiderstand, also P' —--1-m .p, worin m

a

(vgl. S. 273

ta

so ist das Gesamtreibungsmoment¹) in bezug auf die Säulenmitte

2 fiJVrs

r₂

• *4 +

2 fjsr

r2

. (r₂ + rj.

Seiten

reibung

Spur

reibung

Reibung zwischen Achse und Rolle

Reibung zwischen Rolle und Säule

Rollenlager

Stützlager

Für ebene Spurzapfen mit Ringfläche ist M = ¹/₂P- V.(R -j- r), wenn B den äußeren und r den inneren Halbmesser bezeichnet.

Die erforderliche Übersetzung für Handbetrieb ermittelt sich bei einem Kurbeldruck = P, einem Kurbelarm = a und einem Wirkungsgrade = r] für das Schwenktriebwerk zu

die Masse der Nutzlast zuzüglich der auf den Auslegerkopf reduzierten Masse des Auslegers und p = und 287),

V

so macht der Ausleger n = -tt— Umdrehungen pro Minute.

JJ 7t

Ist die Umdrehungszahl der Antriebswelle pro Minute = Wj, so ist das Übersetzungsverhältnis i — ~ •

Die zum Schwenken erforderliche Anzahl der Pferdestärken ist

P'. v 75. Tj '

11. Drehkran mit feststehender Säule für 5000 kg Tragkraft und 5,5 m Ausladung.

(Fig.909 bis 919.)

Berechnung des Krangerüstes. Das Seil läuft oberhalb der Schließen. Zugkraft in den Schließen ohne den entlastenden Seilzug nach S. 497

D Vgl. Zeitschr. d. Ver. deutsch. Ing. 1914, S. 38: Füsgen, Berechnung des Schwenkwiderstandes; ferner ebenda S. 358: Zuschriften.

Strebenkraft ohne Seilzug

= 22 640 kg,

Q.a + G.b

5000.5,5 + 700.2,75

1,35

= 21800 kg,

Q.a + G.b _ 5000.5,5 + 700.2,75

1,3

Schließen

/' =

Z _ 21 800 2Tz ~~ 2.500

~ 22 qcm,

Rundeisen von 50 mm Durchmesser.

Strebe aus genietetem Blechrohr.

Gewählt wird

E = 0,015 l = 0,015.7500 ~ 125 mm,

© = 10, also nach Tabelle 74 (S. 486) c = 4,65, J= cP. P = 4,65.22,64.7,52 = 5930 cm*;

r =]/

-R⁴ —

71

i7

|/ 12,5*

4.5930

7t

— = 11,4 cm,

Blechstärke

E — r = 125 — 114 = 11 mm.

Kransäule.

Biegungsmoment Mj, = Q. a + G .b = 5000.550 + 700.275 = 2 942 500kgcm.

Druckkraft

F = Q + G = 5000 + 3000 = 8000 kg.

Für eine Gußstahlsäule mit vollem Querschnitt und = 1000 kg/qcm ist

|/10.2 942 500

1) =

|/l0 Mh

h,

1000

= 31 cm.

Hierfür findet sich im gefährlichen Querschnitte in der Mitte des Rollenlagers 340 mm Durchmesser. Die Gesamtanstrengung beträgt dann nur

dmax

Mb . Q + G

= 750 + 9 = 759 kg/qcm.

Stützzapfen.

TT Mb 2 942 500

145

r— = 20 300 kg.

max

Mit l = d und k

= 1000 kg/qcm wird

max

8.20 300 + 8000

1000

= 13 cm.

In der Zeichnung findet sich ein Zapfendurchmesser von 125 mm und eine Lagerlänge von 120 mm.

35*

Geht man von dem Gesichtspunkt aus, daß der Bolzen ohne Rücksicht auf Durchbiegungen an zwei Stellen abgeschert werden muß, so würde mit ks = 800 kg/qcm noch ein Bolzen von 43 mm Durchmesser genügen.

Spezifische Flächenpressung in der Nabe bei 85 mm Durchmesser

11 320 7,5.8,5

Spezifische Pressung in der ringförmigen Spurfläche bei 125 mm äußerem und 60 mm innerem Durchmesser

8000

«/4(12,52—62)

Spezifische Pressung in den Seitenflächen 20 300 12^5.12

Rollenlager. Druck auf eine Rolle

= 85 kg/qcm.

= 135 kg/qcm.

20 300

2 .cos a/2

= 11730 kg.

2. cos 60/2

Die Nabenlänge der Rolle beträgt 140 mm. Die halbe Lagerung der Bolzen zu beiden Seiten je 30 mm. Für den Stahlbolzen mit kb = 1000 kg/qcm wird nach S. 539 mit J₁ = 200 mm und l = 140 mm

10

1000

Spezifische Pressung in der Nabenbohrung 11 730

7.14

~ 120 kg/qcm.

Anschlußbolzen für den Ausleger.

Nach Fig. 920 ist mit kb = 1000 kg/qcm für Stahl

Fig. 920.

22640 kg

Mh = 113 20.8,05 = ^3 1000

und

d = 9,7 cm.

Der Bolzen ist mit 8,5 cm ausgeführt, folglich wird die Anstrengung 11320.8,05.10

- 8,5:1

Bei Siemens - Martin - Stahl mit 4500 kg/qcm Bruchfestigkeit wäre demnach noch eine etwa dreifache Sicherheit vorhanden.

11320 *-S0,5->

■274

11320

75—

11320

6b =

= 1484 kg/qcm.

11320

Ansehlußbolzen für den Ausleger.

= 177 kg/qcm.

Traverse.

Die schmiedeeiserne Traverse hat eine freitragende Länge von 515 mm und steht unter der Einwirkung der Horizontalkraft H = 20 300 kg und der Vertikalkraft V = 8000 kg. Die Resultierende ruft im gefährlichen Querschnitt eine Biegungsanstrengung von etwa 650 kg/qcm hervor.

Fundament.

Das erforderliche Gewicht beträgt

Go =

= 5000

(^-x) + 70ü(

275

150

l) — 2300 = 11330 kg.

Auszuführen mit etwa 28000 kg. Lastwinde.

Seiltrommel bei 18 mm Seildurchmesser 300 Durchmesser. Zwei Arbeiter mit je 20 kg am Kurbelarme von 400 mm.

rj ~ 0,7.

Übersetzung =

= 33, ausgeführt — • 30

2500.15

2.20.40.0,7

Zum Heben kleinerer Lasten wird die Kurbelwelle nach links verschoben, so daß das Ritzel B direkt mit dem Trommelrade E kämmt und die Bremswelle leer mitläuft. Als Bremse ist eine Beck er sehe Sperradbremse angeordnet.

Schwenkwerk.

Das Gesamtreibungsmoment bezogen auf die Säulenmitte ist nach der auf S. 546 aufgestellten Formel für Rollenlager zu ermitteln.

Stützzapfenhalbmesser . ... r₁ = 12,5/2 = 6,25 cm

r₂ = 18/2

Halbmesser der Rollenachsen . r₃ = 7/2 Säulenhalbmesser

Rollenhalbmesser

3,5    „

ri = 34/2    = 17

M = 0,1.20 300.6,25 + 0,1.8000 • 2.0,05.11730

(6,25 +3) Q 2.0, l. 11 730.3,5

•17

. (9 + 17) = 12 687 + 3696 + 15 509 + 3378,

M = 35 270kgcm ohne Massenwiderstand.

x) Ringförmiger Stützzapfen mit 125 mm äußerem und 60 mm innerem Durchmesser.

Mit zwei 'Arbeitern zu je 25 kg am Kurbelarm von 450 mm berechnet sich die Übersetzung zu 35 270

2.25745.078

Die Kurbelkraft fällt also etwas größer aus.

~ 19,6, ausgeführt mit

50 30 _ 15

TO ‘ 10 — 1

12. Freistehender Säulendrehkran mit Handbetrieb für 5000 kg Tragkraft und 8 m Ausladung

von C. Herrin. Findeisen in Chemnitz-G ablenz.

(Siehe Fig. 921 und 922.)

Fig.923 u. 924.

Q+Go

V =Q+Go

Hx-

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4,

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G₀'

IV

Go

Graphische Ermittelung der Stabkräfte für einen Drehkran mit freistehender Säule

und Gegengewicht.

(Das Eigengewicht ist durch einen besonderen Kräfteplan zu berücksichtigen.)

13. Elektrisch betriebener feststehender Säulendrehkran von 3000 kg Tragkraft und 5 m Ausladung.

Ausführung der Maschinenfabrik Augsburg-Nürnberg.

1. Allgemeiner Aufbau. Die massive Stahlsäule von 200 mm größtem Durchmesser ist in einer mit Beton ausgefüllten, aus Profileisen zusammengenieteten Fundamentplatte befestigt. Der drehbare Teil, dessen Ausleger aus zwei gegenseitig verstrebten u-Eisen 117,5.65 x) und zwei Flacheisenzugstangen 80.10 besteht, ist nach rückwärts zu einer Platt-

x) Älteres Profil.

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Zu Seite 550.

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Fig. 921.

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Freistehender Säulendrehkran mit Handbetrieb für 5000 kg Tragkraft und 8 m Ausladung

C. Herrm. Findeisen in Chemnitz-Gableuz.

von

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form verlängert, welche den mit Beton ausgefüllten Gegengewichtskasten trägt und das Hubwindwerk aufnimmt. Die Lagerung erfolgt in üblicher Weise oben in einem Stützlager, unten in einem gewöhn-

Fig. 925 bis 927.    äg*

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Feststehender Säulendrehkran von 3000 kg Tragkraft und 5 m Ausladung der Maschinenfabrik Augsburg-Nürnberg.

liehen Rollenhalslager. Stützlagertraverse und Halslager sind durch zwei C-Eisen NP 20 verbunden, an welchen das Schwenktriebwerk und der Hubkontroller befestigt sind.

2. Hubwerk mit elektrischem Antrieb. Der Kommutatormotor mit Hauptstromcharakteristik für Einphasen-Wechselstrom 600 Volt 25 Frequenzen macht bei 10 PS 710 Umdrehungen in der Minute und

ist mittels einer elastischen Kupplung mit einem Schneckengetriebe gekuppelt. Schnecke 3 gängig, d = 76 mm, a = 30°40'r Schneckenrad £ = 24, £=15jr, D = 360 mm. Das Schneckengetriebe arbeitet mit einem Stirnradvorgelege (gefräst) mit £=14:68, t = 12 TT und d = 168:816 auf eine mit rechts- und linksgängigem Gewinde versehene Drahtseiltrommel von 350 mm Durchmesser. Drahtseil 10,5 mm Durchmesser.

Die mit Holzbelag versehene Bandbremse ist als Lastdrucksperradbremse, die durch den Seilzug betätigt wird, ausgebildet (vgl. S. 130). Beim Lastsenken muß der Motor das überschüssige Moment überwinden. Beim Heben bleibt die Scheibe stehen.

Fig.928.

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Schematische Darstellung der Huhseil-anordnung und der durch Seilzug betätigten Lastdruckbremse.

3. Schwenkwerk. Das Drehen des Kranes erfolgt durch Handantrieb. Zu diesem Zwecke ist auf der Kransäule ein Schneckenrad auf gekeilt, dessen Schnecke direkt durch die Kurbel gedreht wird. Schnecke: eingängig, d = 70 mm; Schneckenrad: z = 36, t = 13ny I) = 468 mm.

Berechnung.

Krangerüst und Säule. Die Stabspannungen und Profile ermitteln sich wie in den früheren Beispielen.

Für die Berechnung der Kransäule ist das größte Moment maßgebend, welches im belasteten oder unbelasteten Zustande auftritt.

Auf der rechten Seite wirkt außer der Nutzlast von 3000 kg noch das Flaschengewicht von 150 kg und das Auslegergewicht von 450 kg im Schwerpunkt mit einem Abstand von etwa 2 m von der Kransäule, auf der linken S*ite Plattform, Betonklotz und Hubwerk mit einem Gesamtgewicht von etwa 5500 kg im Abstand 1,4 m von der Kransäule.

Drehkrane mit feststehender Säule.

553

Demnach ist das Biegungsmoment der Säule bei belastetem Kran Mb — (3150.500 -f 450.200) — 5500.140 = 895 000 kgcm, bei leerem Haken

Mh = 5500.140 — (150.500 + 450.200) = 605 000 kgcm.

Mit dem größeren Moment berechnet sich der Säulendurchmesser aus der Biegungsgleicbung Mh = d³. kb mit = 1000 kg/qcm zu

= 20,8 cm, ausgeführt mit 245 mm.

₇    //10.895 000

d = \ 1000

Beträgt die Nabenhöhe der Fundamentplatte 400 mm, so wirkt in der oberen und unteren Blechplatte der Nabe je eine Kraft

= 2237 kg;

damit ergibt sich in der oberen Platte bei 230 mm Säulendurchmesser und 10 mm Blecbstärke eine spezifische Pressung

= 97 kg/qcm,

H 2237

l.d 1.23

in der unteren Platte bei 130 mm Durchmesser

2237

1.13

= 172 kg/qcm.

Hubwerk. Bei einer Hubgeschwindigkeit v = 0,166 m/sec und einem Wirkungsgrad von 0,85 der losen Rollen und Leitrollen, 0,8 des Schneckengetriebes und 0,95 des Stirnradvorgeleges, zusammen also rj = 0,7, wird die für die Wahl des Motors maßgebende Leistung des Beharrungszustandes

3150.0,166

75.0,7

= 10 PS.

Gewählt ein Motor der Allgemeinen Elektrizitätsgesellschaft von 10 PS und n = 710.

Umdrehungszahl der Trommel

= 18.

_ 60y _ 60.2.0,166 Du 0,35.7i

Übersetzung zwischen Motor und Trommel ^Motor _ ^ 10-    39

( Schneckengetriebe 8:1, { Stirnräderpaar 38,9 :1.

Kontrolle der Ankerdrehmomente beim Anlauf mit Berücksichtigung des Ankerträgheitsmomentes nach Beispiel S. 577.

^Trommel

18

; ausgeführt mit

Mit dem hier günstig einzusetzenden Kraftverlust im Rollenzug und in der Trommelwelle (rj = 0,9) sind am Bremsscheibenumfang

. 0,9 = 900 kg

3150 17,5 2 ' 27^5

zu vernichten. Durch den Lastseilzug wird nach *Fig. 928 mit den dort eingeschriebenen Hebelarmen und fr = 0,25, cc° = 225°, also

^Bogen - 2 7t

225

360

= 392 und eu“ = 2,66,

3150 68    120

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T 1610

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2,66

= 605 kg,

also Bremskraft

P — 1610 — 605 = 1005 kg.

Mit den angenommenen Werten ergibt sich eine überschüssige Bremskraft am Scheibenumfang von 1005 — 900 = 105 kg.

4. Drehscheibenkrane.

Bei den Drehscheibenkranen fällt die Kransäule fort und die untere Kranpartie ist als Drehscheibe ausgebildet. Auf dieser Drehscheibe, welche aus der Plattform, den Laufrollen und dem Königszapfen besteht, kann der Ausleger und das Windwerk in bequemer, übersichtlicher Weise montiert werden. Bezüglich der Konstruktion des Auslegers hat man vollkommen freie Hand. Häufig findet man auch den oberen Teil des Fairbairnauslegers über eine auf der Drehscheibe befestigte Säule gesteckt oder direkt auf der Plattform befestigt.

Vorteile der Drehscheibenkrane: Leichte Drehbarkeit, weil die Durchbiegungen der Säule fortfallen, und bequeme Konstruktion des Auslegers und Triebwerkes.

Nachteile: Kleine nutzbare Ausladung im Verhältnis zur ganzen Ausladung, weil die Drehscheibe viel Platz beansprucht.

Einer besonderen Berechnung bedarf die Stabilität des Kranes, denn es muß sowohl im belasteten Zustande als auch im entlasteten Zustande Gleichgewicht vorhanden sein.

Bewegungswiderstand.

Bezeichnet

Q die Nutzlast,

G das Eigengewicht des drehbaren Teiles,

W den Widerstand am Umfange des Laufrades, 1Î den Halbmesser der Laufräder in cm, r den Halbmesser der Zapfen der Laufräder,

f den Koeffizienten der rollenden Reibung = 0,05 cm, u den Koeffizienten der Zapfenreibung,

so ist bei nur führendem Mittelzapfen und allein tragenden Laufrädern

w=

Stabilitätsnachweis für einen Drehscheibenkran von 6000 kg Tragkraft und 5,2 m Ausladung.

Unter Bezugnahme auf die Skizze sind folgende Gewichte zu berücksichtigen:

6200 kg am Lasthaken bei 6000 kg Nutzlast und 200 kg Ketten-und Flaschengewicht.

400 kg Auslegergewicht, im Schwerpunkte wirkend (Abstand 1,4 m vom Schienenkranze).

1000 kg in 1,1m Abstand von der Kippkante A, herrührend vom Triebwerke für die Hubbewegung.

2000 kg in der Krangerüstmitte, herrührend vom Eigengewicht des Krangerüstes und des Triebwerkes zum Schwenken (1,7 m Abstand von der Kippkante Ä).

7500 kg Gegengewicht, 3,6 m von der Kippkante A entfernt.

Hiernach besteht mit dem Gesamtgewicht des belasteten Kranoberbaues = 17100 kg für den Abstand x der Resultierenden von der Kippkante A die Beziehung:

—: 0,46 m.

7500.3,6 4- 2000.1,7 + 1000.1,1 — 6200.3,7 — 400.1,4

17100

Fig. 929.

Bei voll belastetem Kran liegt die Resultante also 46 cm innerhalb der Rollenbahn, und da diese 20 cm von der Kaikante entfernt ist, wird der Abstand der Resultierenden von der Kaikante 66 ccm.

Bei unbelastetem Kran rückt die Resultante weiter nach außen und es gilt mit Bezug auf die Kippkante S Standfestigkeit eines Drehscheibenkranes.

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200.6,7 -f 400.4,4 + 1000.1,9 -f 2000.1,3 — 7500.0,6

11100

Die Resultante liegt folglich 28 cm innerhalb der Rollenbahn und der Abstand der Resultante von der Vorderkante der Kaimauer bei unbelastetem Kran ist 48 cm.

Bei der Probebelastung (Normallast -\- 25 Proz.) wird die Last am Auslegerkopf 7700 kg und es ist mit Bezug auf die vorigen Bezeichnungen

= 0,13 m,

7500.3,6 -f 2000.1,7 -f 1000.1,1 — 7700.3,7 — 400.1,4

18 600

d. h. die Resultante fällt auch bei einer Überbelastung von 25 Proz. der Normallast noch 33 cm innerhalb der Kaimauer.

Der maximale Raddruck für die beiden Vorderräder beträgt

~ 18000 kg.

7700.6,7 -p 400.4,4 -f 1000.1,9 -f- 2000.1,3 — 7500.0,6

Auf ein Vorderrad kommt daher ein Druck von 9000 kg.

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Kräftezug für Schnitt C. D.

Graphische Bestimmung der Auslegerstabkräfte für einen Drehscheibenkran von 60 t Tragkraft und 7,5 m Ausladung.

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Feststehender Dampfdrehkran von 5000 kg Tragkraft, 6,5 m größter Ausladung und 17 m Hub

von Friedr. Krupp, Grusonwerk, Buckau - Magdeburg.

(Fig. 934 bis 945.)

Der Ausleger ist auf einer Drehscheibe montiert, die durch einen in der Fundamentplatte befestigten Königszapfen zentriert ist und von drei kegelförmigen Laufrollen getragen wird. Von diesen Rollen befinden sich zwei auf der Auslegerseite, eine auf der gegenüberliegenden Kesselseite.

Für die vom Krane auszuführenden Bewegungen

Heben der Last,

Schwenken des Kranes und Veränderung der Ausladung

dient eine Zwillingsdampfmaschine von 150 mm Zylinderdurchmesser und 200 mm Hub, die bei 8 at Kesselüberdruck und 200 Umdrehungen in der Minute 23 PS leistet. Der stehende Röhrenkessel besitzt eine Heizfläche von 7 qm.

11,5 m/min,

Die Hubgeschwindigkeit beträgt die Schwenkgeschwindigkeit am Auslegerkopf . 100

Fig. 938.

Fig.939.

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Triebwerk für Heben und Senken.

In den schematischen Fig. 938 bis 943 sind die Triebwerke für die einzelnen Bewegungen nochmals einzeln herausgezeichnet.

Heben der Last (Fig. 938 und 939). Von der Kurbelwelle a aus erfolgt die Bewegungsübertragung durch die Stirnräder 1 und 2 auf die Vorgelegewelle b, und von da durch das in Stirnrad 2 eingreifende

Fig. 941.

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Rad 3 auf Welle c. Das lose auf der Welle sitzende Rad 3 kann durch eine Klauenkupplung 4 mit der Welle c verbunden werden und treibt dann durch die Stirnräder 5 und 6 die Trommelwelle d und damit Trommel 7. Die Klauenkupplung wird durch Zurückziehen des Hebels I und durch die aus Fig. 939 ersichtliche Gestängeübertragung 8 bis 10 eingerückt. Der Winkelhebel 10 trägt ein Röllchen, welches in dem Schlitz des Kurvensektors 11 läuft, der durch die Handhebelwelle e gedreht wird.

Senken der Last. Dasselbe erfolgt durch Lüften einer auf der Welle c sitzenden Bandbremse 12 mittels des Hebels I und der Hebel 13 bis 16. Es entspricht also dem Zurückziehen des Hebels I das Heben, und dem Yorlegen desselben Hebels das Senken der Last.

Fig. 940.

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Triebwerk für Sebwenken.

Schwenken des Kranes (Fig. 940 und 941). Auf der Welle b ist ein Wendegetriebe 17, 18, 19 angeordnet, durch welches Welle f und mittels der Kegelräder 20, 21 das Ritzel 22 angetrieben wird, das in einen auf der Fundamentplatte verschraubten Zahnkranz 23 eingreift und je nach Schaltung des Wendegetriebes die Rechts- oder Linksdrehung des Kranes hervorbringt.

Die Betätigung des Wendegetriebes erfolgt durch Handrad II, Kegelrad 24, Zahnsegment 25 und die Hebelübertragung 26, 27, 28. Zur Verkürzung des Auslaufweges beim Schwenken ist auf der Welle f eine Keilnutenbackenbremse 29 angeordnet, die bei der Mittelstellung der Wendegetriebemuffe durch das Gewicht 31 angezogen, beim Einrücken des Wendegetriebes aber gleichzeitig vom Handrad II aus durch die Hebel und Gestängeübertragung 32 bis 34 gelüftet wird. Das plötzliche Einfallen des Bremsklotzes beim Ausrücken der Kupplung wird

durch einen Luftkatarakt verhindert. Das Handrad III ermöglicht mit Hilfe der Spindel 35 und des doppelarmigen Hebels 36 die Ausschaltung des Rades 19 und damit des Schwenkwerkes.

Veränderung der Auslegerneigung (Fig. 942 und 943).- In das Wendegetriebe des Schwenkwerkes greift gleichzeitig ein weiteres Kegelrad 37 ein, welches die vertikale Welle 38 und die Schnecke 39 treibt. Das zugehörige Schneckenrad 40 treibt die zu beiden Seiten desselben liegenden Drahtseiltrommeln 41 und 42 an, die das Seil für die Aus-

Fig. 942.

45

44

Fig. 943.

•V⁴⁰

iui

394^-

Ä-[

-38

‘I

i'.

][

/ ! \ -i—

Triebwerk für die Auslegerverstellung.

41    42

40

Seilführung für die Auslegerverstellung.

legerveränderung auf- bzw. abwickeln. Das Handrad III gestattet Ausschaltung des Kegelrades 37, sobald das Schwenkwerk in Tätigkeit treten soll. Der Ausleger hat seinen Drehpunkt in h. Er wird bei größter Ausladung nicht durch das Drahtseil, sondern durch die Zugstange 44 gehalten, die beim Einziehen, unterstützt vom Gewicht 45, einknickt.

Handantrieb des Kranes (Fig. 934 bis 937). Auf der durch Handkurbel VI getriebenen Kurbelwelle i sitzt ein Kettenrad, welches durch

Gliederkette das Kettenrad antreibt. Dieses Bad dreht sich bei Dampfantrieb lose auf der Welle c und wird erst bei Handantrieb durch eine Schraube mit Flügelmutter, welche durch die Nabe des Rades

\\

offen

Fig. 945.

ZU

7/ ⁷⁵⁰

V,

44-

y—215—

'Â

262—

-336-J

p-76-

'h

-2f

Gestänge zur Entwässerungsanlage.

-336-

-336-

-460-

-650

Fig. 944.

IGe

V262.54

-127,41

i-i

-061-

gesteckt wird, gekuppelt. Hebel IV betätigt das Dampfabsperrventil.

Fig. 944 und 945 stellen noch das Gestänge für die Entwässerungs-anlage der beiden Dampfzylinder dar. Hebel V ist der Bedienungshebel.

Allgemeines über Dampfdrehkrane.

Fig. 946.

Dampfdrehkrane werden meist nach dem Drehscheibensystem oder nach dem Säulensystem ausgeführt. Zum Betriebe des Kranes dient in der Kegel eine Zwillingsdampfmaschine, welche mit den Bewegungsmechanismen für das Heben, Schwenken und Fahren durch Friktionskupplungen in Verbindung steht. Das Umkehren der Bewegungsrichtungen wird entweder durch Wendegetriebe oder durch Umsteuerung der Dampfmaschine erreicht.

Zur Speisung der Zwillingsmaschine dienen stehende Kessel, die eine möglichst große Heizfläche besitzen müssen, um auch dann noch Dampf zu halten, wenn Massenartikel mit größter Hubgeschwindigkeit gehoben werden.

Stehender

Neben dem Kessel steht ein Kohlenkasten und ein Wasserbehälter; aus letzterem wird der Kessel mittels eines Injektors und einer Handpumpe gespeist. Das Anheizen erfordert etwa eine halbe Stunde.

Dampfkrane ohne Dampfkessel erfordern zentrale Querrohrkessel. Dampfzuleitung durch den Mittelzapfen. Der Kessel ist dann ein feststehender und kann unter Umständen mehrere Dampfkrane speisen. Ferner darf die Dampfzuleitung nicht zu lang ausfallen und muß sich gut entwässern lassen. Kesseldruck gewöhnlich 6 bis 10 Atmosphären. Zwillingsmaschine 80 bis 200 Umdrehungen in der Minute mit einfachem Muschelschieber. Füllung 0,6 bis 0,8.

Der Dampfkran mit Dampfkessel ist eine unabhängige Maschine, welche überall in Betrieb gesetzt werden kann, wogegen Dampfkrane ohne Kessel und elektrische Krane nur dort Verwendung finden können, wo entweder Dampf oder Elektrizität zur Verfügung steht.

Der Dampfkran ohne Kessel ist in der Anschaffung billiger als der elektrische Kran, und er ist auch in den Betriebskosten billiger, wenn die Dampfleitung nicht sehr lang ist, sich gut entwässern läßt, und wenn der Kran stundenlang in Betrieb bleiben kann. Hat der Kran nur dann und wann einzelne Lasten aufzuziehen und dazwischen längere Pausen, dann wird der Dampfbetrieb unbequem und auch teurer als der elektrische Betrieb, insbesondere, wenn die Dampfleitung lang ist und sich schlecht entwässern läßt.

Muß man an einem Betriehsorte mehrere Krane aufstellen, so lassen sich die Krane mit Vorteil von einer Zentralstation aus betreiben.

36

Bethmann, Hebozeuge. 3. Aufl.

Für eine Anzahl von Dampfkranen genügt als Zentralstation ein größerer feststehender Dampfkessel, wogegen für eine Anzahl elektrischer Krane außer dem Dampfkessel auch noch eine größere feststehende Dampfmaschine mit Dynamomaschine erforderlich ist.

Eine elektrische Zentralkrananlage wird deshalb erheblich teurer als eine Dampf-Zentralkrananlage, sowohl in der Anschaffung als auch in den Betriebskosten, und man wird nur dann eine elektrische Zentralkrananlage wählen, wenn die Dampfleitungen sehr lang ausfallen würden, schwer hinzuleiten sind und schwer zu entwässern wären, und wenn die Krane nicht stundenlang andauernd, sondern nur vorübergehend mit häufigen Unterbrechungen benutzt werden.

b) Veränderung der Ausladung.

Eine genaue Einstellung der Last, d. h. eine radiale Verschiebung derselben ist dann erforderlich, wenn die Krane zu Montierungszwecken verwendet werden sollen. Die Veränderung der Ausladung kann entweder durch Laufkatze, Laufwinde oder durch Wippausleger erfolgen.

1. Wanddrehkrane mit Laufkatze.

Fig. 947.

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'S

Laufkatze für 500 kg Tragkraft.

Sie unterscheiden sich von den vorher beschriebenen Kranen durch die horizontalen Schließen, welche zu einer Fahrbahn ausgebildet sind und auf denen eine Laufkatze die horizontale Verschiebung der Last gestattet. Außer dem Heben, Senken und Schwenken ist bei diesen Kranen also noch eine radiale Verschiebung der Last vorhanden, so daß die Last innerhalb eines Kreiszylinders bewegt werden kann.

Fig. 948.

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Li__J

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Gieiiereikran für 7500 kg Tragkraft.

Demgemäß sind auch zwei Triebwerke vorhanden: ein Windwerk zum Heben und Senken der Last und ein Windwerk zum Verschieben der Laufkatze. Das Schwenken des Kranes geschieht bei kleinen Kranen ohne Windwerk. Es genügt hierzu eine vom Auslegerkopf herabhängende Kette oder die Lastkette selbst.

Bei kleinen Lasten wird die Laufkatze durch schrägen Zug an der Flaschenzugkette verschoben.

36*

In Fig. 947 liegt das Wertvolle der Ausführung in der eigentümlichen Abstützung der Laufkatzenträger, wodurch der Raum unterhalb der letzteren ganz frei bleibt und mit der angehängten Last ganz ungehindert manöveriert werden kann. Der Antrieb zur Laufkatzenverschiebung geschieht mittels kalibrierter Kette, deren Kettennuß durch Haspelkette von unten angetrieben wird.

Fig. 948. Die Lastverschiebevorrichtung wird hier durch Kurbel von unten angetrieben. Das Senken der Last geschieht mittels Brems-gesperre durch Niederkurbeln der Last. Diese Einrichtung ist für Hüttenwerke, Gießereien, Kesselschmieden und Maschinenfabriken vorteilhaft, während man für Verladestationen, Steinbrüche usw. Bandbremse oder Sicherheitskurbel für schnellen Lastniedergang vorziehen wird.

a) Analytische Berechnung des Krangerüstes.

Verteilen wir das Eigengewicht nach Schätzung auf alle drei Knotenpunkte, so erhalten wir

G = Gr A + Gc + Gß.

Ist Q — Nutzlast und Katzengewicht, so wird die Strebenkraft I) mit

der Momentengleichung um A ohne den entlastenden Kettenzug S

Fig.949.

y—II

h, MV,

A

c~T

Ça -f- Gc(a — x)

b-

VQ

Schließenkraft Z mittels Momentengleichung um JB ohne Kettenspannung:

Ç. a Ą- Gc(a — x)

hs

Durch das frei überstehende Ende der Laufkatzenbahn und durch die verschiebbare Laufkatze werden die wagerechten Schließen außerdem noch erheblich auf Biegung beansprucht.

Steht die Last in der Mitte zwischen A C, so ist

.fc

■>-H

Berechnung der Stabkräfte.

¹) Das Moment ist nur angenähert richtig. Genaue Feststellung des Momentes unter „Laufkrane“, S. 636.

Befindet sich dagegen die Last in der äußersten Stellung auf der rechten Seite, so ist

Mi = Q.x.

Das größte Biegungsmoment ist der Berechnung der Träger zugrunde zu legen.

Resultierende Anstrengung im Laufkatzenträger

Mh

Ygl. die Fig. 956 und 957, welche die Beanspruchung für beide Stellungen zeigen.

Die Berechnung des Säulenschaftes erfordert zwei Untersuchungen, und zwar:

1.    hei Stellung der Katze in größter Ausladung, also rechts von 0,

2.    hei Stellung der Katze in kleinster Ausladung, also an der Säule.

Im ersten Falle sind die horizontalen Lagerreaktionen (Fig. 950)

Hx =

Qa -f- 6r .6

vorhanden, welche die Säule auf Biegung beanspruchen. Außerdem tritt noch eine Yertikalkraft V₁ hinzu, die sich mit Berücksichtigung der

H,

Fig. 950.

ga

-a—x-

ho

-ungef—a—X-

Q (Nutzlast u.Katze)

''S

Vf,

Berechnung des Säulenschaftes (Last außen).

Kettenspannung und des Eigengewichtes nach Fig. 950 ergibt aus der um C angeschriebenen Momentengleichung

zu

-f- Q.x — S(a — x) — Ga(ci — x) — Hi— V₁(a — x) = 0 Q x — Hx.hx

Vi =

(a — x)

s-aA.

Diese Kraft kann Zugkraft oder Druckkraft werden, je nachdem V₁ in der Gleichung positiv oder negativ ausfällt. Meistens wird V1 durch S zu einer Druckkraft werden.

Im zweiten Falle sind die horizontalen Lagerreaktionen (Fig. 951)

Hu =

Q(a — x — y) -f- Gr. b

Die hinzutretende Yertikalkraft wird nach Fig. 951 aus

+ J⁷! (« — %) — -Öh • \ — S(a — x) — CrA (a — x) — Q. y = 0

zu

(a — x)

JL+S + Ga.

Vx ist hier also stets Druckkraft. Der ungünstigste Fall ist maßgebend.

Fig. 951.

Hn

Ga'

-a—x

-y-

Q¹

-s

Berechnung des Säulenschaftes (Last innen).

Im Säulenfuße setzt sich wieder das gesamte Krangewicht, bestehend aus Nutzlast und Eigengewicht, ab und ruft hier Druckbeanspruchungen hervor, so daß die resultierende Anstrengung im Punkte B

max

Ą+ę±Gist.

Lf

b) Graphische Ermittelung der Kräfte.

1. Einfaches Krangerüst ohne Zwischenstäbe.

Die genaue graphische Ermittelung mit Berücksichtigung des Eigengewichtes und der Kettenspannung ist sehr umständlich; man wendet vielmehr zweckmäßiger die analytische Berechnung an.

Hingegen ist es für Projekte wertvoll, sich schnell einen ungefähren Einblick in die Kraftverhältnisse zu verschaffen. Diese überschlägige Ermittelung der Kräfte ohne Berücksichtigung der Kettenspannung kann in folgender Weise geschehen.

Kräfteplan.

Beanspruchungen der Fahi-bahn.

erhält man H₀ und V₂. Für die rohe Überschlagsrechnung genügt die Betrachtung bei Stellung der Katze in größter Ausladung. Q erzeugt in A die Komponente F₁₅ so daß die Säule bei Vernachlässigung der Kettenspannung durch die Momente H. h₁ bzw. H.h₂ auf Biegung, durch V₁ zwischen A und B auf Zug und im Lagerfuße unterhalb B durch eine

Kraft G

Nach Reduktion der Nutzlast Q auf den Knoten C mit = Q—-—

a oc

und nach der rohen Annahme, daß sich das Eigengewicht mit 6r — ^

a

auf B verteilt, zerlegt sich Q₁ -|- Cr —

Ct

in Z und in 1) (Fig. 955). Durch weitere Zerlegung der Kraft I) in B

Fig. 953.

auf C und mit 6r

(a — x — b)

Fig. 952.

Fig. 954.

VA

Ho=Z

-x

/' t.

vQ

er

O (a ~x_b)

a—x

H₀^

<r

Beans pruchung der Säule bei Last in größter Ausladung.

Einfaches Krangerüst ohne Zwischenstäbe.

Beanspruchung der Säule bei Last in kleinster Ausladung.

Fig. 955.

Fig.956 u.957.

■<L

Ho

m.

v₂

⁽î'+G^i

>1

-a-

/T'

Z=H₀

—----- -f- V₂ — Vx auf Druck beansprucht wird (Fig. 952).

Zur Momentennäche in Fig. 957 ist zu bemerken, daß der Laufkatzendruck in zwei Punkten den Balken trifft. Wie bei den Laufkranen ausgerechnet wird, tritt das Maximalmoment ein, wenn

Da a meist ziemlich groß im Verhältnis zu Z, ist der Unterschied gegenüber der Annäherung ($-|-6r)-^- ziemlich erheblich (s. S. 636).

V

2. Krangerüst mit geknickter Strebe.

"I':/''

VhJ

Diese Anordnung ermöglicht ein freieres Hubfeld wie bei gerader Strebe, weil die Last näher an die Drehachse gebracht werden kann. Ohne Eigengewicht und Kettenzug zerlegt sich Ql in Z und in D. Fig.958 u. 959.

D>

I (°) I (°>

¹

15

T £• T

i-" q

Q.

/d

rn

H₀

Db

V2

? 9.

3,

-z

H₀,

•TV

\Da

Pb/

Y.

Db

!/

——>----o~

Hq    6

Krangerüst^mit geknickter Strebe.

In II zerlegt sich D in Da und in In III sind die Kräfte Da,

oc

Z und V₀ = Q- zu einer Resultierenden B zu vereinigen, welche

ct oc

bei Zerlegung H₀ und V₁ ergibt. Die in IV angreifende Kraft _D& zerlegt sich in H₀ und in V₂.

Bei Berücksichtigung des Eigengewichtes, welches keinen wesentlichen Einfluß auf den Querschnitt der Stäbe ausübt, ist ein zweiter Kräfteplan erforderlich.

Dagegen kann wieder der Seilzug starken Einfluß haben für die Säule, ist also zweckmäßig durch einen besonderen Kräfteplan zu berücksichtigen. Die aus den Kräfteplänen ermittelten Stabkräfte verteilen sich je zur Hälfte auf die symmetrisch liegenden Teile der beiden Gerüsthälften.

Bei Bestimmung der Horizontalkräfte der Zapfen ist hingegen eine möglichst genaue Ermittelung des Eigengewichtes erforderlich. Ebenso darf das Eigengewicht bei der Berechnung des Spurzapfens nicht vernachlässigt werden, damit die spezifische Pressung des Spurzapfens innerhalb zulässiger Grenzen bleibt.

3. Krangerüst mit geknickter und durchgehender Strebe.

Nach Verteilung des Eigengewichtes mit Gfl, 6r₂, 6r₃, 6r₄ und Cr5 hat man bei der Katzenstellung mit größter Ausladung die auf die Fig. 960.

Q2

h,X Ö4>

Ri

Zt

Z₁

Vf’

'2

Qi Fig. 961.

"Ho"

ui

h₃

Ga

/Û4

Vr

//

Qi

D₅7

2-Î7

/ 'Ra

h/

/ g₅

d₅

>Qa

62

-Zt

64

Krangerüst

mit geknickter und durchgehender . Strebe.

-Ht

—'ßr'"'

ver-

Stützpunkte der Laufbahn entfallenden Drücke $₁₅ (>₂ ($₄ kann nachlässigt werden) der Belastung Q festzustellen.

In I zerlegt sich fl- 6rx in Z₁ und in Dx. Bei Berücksichtigung der Kettenspannung ist Z₁ um S zu verringern.

In II    zerlegt sich Q₂ -j-    6r₂ und Z₁ in Z₂ und in D₂.    Mit Kettenspannung    ist Z₂ wieder um    S zu verkleinern.    In III sind Dj, JD₂ und

6r₃ in D₃ und D₄ zu zerlegen.

In IV sind Z₂, I)₃ und 6r₄ zu einer Resultierenden R₁ zu vereinigen. Diese zerlegt sich in H₀ und in Vv

In V    hat man I)₄, 6r₅    und V₁ zu R₂ zu    vereinigen    und diese in

H₀    (gleich dem oberen H₀) und in D₅ zu    zerlegen.    D₅ ist nach

dem Kräfteplan gleich Q₁ -J- Q₂ -f G₁ -f- G₂ 4- Cr₃ £4 -f Grb, also gleich Q Gr, und beansprucht den Säulenfuß unterhalb des Knotenpunktes V auf Druck. H₀. h₃ muß gleich H. h sein.

Bei genauer Rechnung ist auseinander zu halten:

1.    Stellung der Katze so nahe an I wie möglich (Maximum für Dx und Zj), dafür Kräfteplan.

2.    Stellung von Q über II (weil dafür J)₂ wahrscheinlich ein Maximum), dafür Kräfteplan.

3.    Stellung der Katze möglichst nahe an IV, dafür Kräfteplan.

4.    Kräfteplan für Kettenzug allein.

Aus den vier Kräfteplänen ist eine Tabelle der Stabkräfte zusammenzustellen und daraus die Maximalwerte übersichtlich zu ermitteln. Die Kettenzugkräfte sind nur zu addieren, wenn dieselben belastend auftreten.

Ferner kommen noch die Biegungsbeanspruchungen der Fahrbahnträger (Schließen) in Betracht, welche wie angegeben zu ermitteln sind.

4. Krangerüst mit Gegengewicht.

h’

Fig.962 u. 963.

0,5 m

"nt*

4 in

II’

+ G₀

,5

3 in

G0

\\

H'

\\

0,5 in .

v =Q + G₀

Krangerüst mit Gegengewicht.

II

c) Verschiebung der Laufkatze mit loser Rolle durch Zugketten.

Der Verschiebung der Katze setzen sich folgende Widerstände

entgegen:

1.    Die Widerstände der Leitrollen und der losen Rollen für die Lastkette oder das Lastseil, da sich diese Rollen beim Verschieben der Katze drehen müssen.

2.    Die Widerstände der rollenden Reibung der Laufräder, der Zapfenreibung und der Spurkranzreibung.

3.    Die Widerstände der Zugketten und ihrer Rollen.

1. Widerstand der Lastrollen.

Der Widerstand ist derselbe, als wenn die belastete Kette oder das belastete Seil über fest gelagerte Rollen binweggezogen würde.

Bezeichnet wieder nach 'S. 237 x das Verhältnis der Spannung im ablaufenden Trum zur Spannung im auflaufenden Trum, und zwar

xx bei oc = 180°, x₂ bei oc = 90°,

so ist für Kettenrollen im Mittel

xx = 1,06 für oc = 180°, x₂ = 1,04 für oc = 90°,

und für Drahtseilrollen

xx = 1,04 für oc — 180°, x₂ — 1,03 für oc = 90°.

Sollen die genauen Werte von x ermittelt werden, so hat dies auf S. 238

nach den Gleichungen ; zu geschehen.

Es ist somit bei Bewegung S’ der Katze nach links bzw. dem Ziehen des Seiles nach rechts über die fest gedachten Rollen:

Fig. 964.

S₄

3-:

S₃

-•44.

Kettensp annun gen.

S₂ — Sx x₂i Sÿ — S₂xxx — b^x₂.

Der Widerstand ist dann gleich dem Spannungsunterschiede vor und hinter der Laufkatze

n, = £4 —

Zugkettenkräfte.

Ist f die angenommene Durchsenkung in m, q das Gewicht pro Meter Kette, x die halbe Länge der frei hängenden Kette in m,

so ergibt sich die zur Herstellung dieser Spannung nötige Kraft aus der Momentengleichung

S.f=qxund S =

2. Widerstände W2 der Laufräder, Zapfen und Spurkränze.

Fig. 965.

Bezeichnet:

R den Halbmesser der Lauf-< Si< räder,

r den Halbmesser der Zapfen,

P die ganze Zapfenbelastung,    !^

D den gesamten Raddruck, jr den Zapfenreibungskoeffizienten,

f den Hebelarm der rollenden Reibung,

so ist zunächst P = y S? -|- S£ ]/ S.jf -f- S* oder annähernd

A. A

0,7 ^ 0,7 °

sp vs#

\I7

Achsenbelastun g.

Die Spurkranzreibung erfordert nach S. 225 bei roher Rechnung 60 bis 120 Proz. Zuschlag. Im vorliegenden Falle ist der große Zuschlag 120 Proz. zu empfehlen. Genaue Rechnung nach S. 225.

Es ist also der Widerstand W₂, wenn man sich die Gesamtbelastung auf ein Rad konzentriert denkt

n:₂ = ( f¹*

. 2,2.

3. Widerstand S der Zugketten.}

Befindet sich die Laufkatze in ihrer äußersten Stellung, so muß

beim Anfahren im oberen Kettentrum zunächst eine gewisse Spannung hergestellt werden.

Fig. 966.

ZZJJL

;A

Si

■ q. x

Sx

Zu Seite 573.

Fig. 973.

Fig. 968.

250—a

— j⁶;

Of^T

SS

îte:

.....-

Dnterkante Balkenlage

Fig. 967.

v:.;

r--

,30-

-H

r20Q-,

[ttÎ

J-

Cj V

»-»%

Fig. 974.

îobo

Obéit* Zapfenlager

¹

m.

-1—1;

Illach starke = 12 mm

i#

y,

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31'

A,

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l N®L

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Ai

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y/777/7777,

-! -y-g-.^Kalibr. Uat.kelte 19 mm ł -___|_____

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1720-

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«-360—»!

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■4280-

-5250-

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‘⁵«0.

Fig. 972.

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Leonio.

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Fig. 970.

Fig. 971.

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Kettęnnufs fur 10 mm Kott• d = 196 mm

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d = 216mm

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d = 140 « = 10

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I Kettennufs i /d = 171 mro

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D = 440 s =55

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IX

Fig. 969.

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Fig. 975.

Bet hm an n, Hebezeuge. 3. Aufl.

Wanddrehkran mit Laufkatze für 7500 kg Tragkraft und 4,28 m Ausladung

von C. Herrm. Findeisen in Chemnitz-Gablenz.

Friedr. Vieweg A Sohn, Braunschweig.

>T« r<V*l ■

MUZ..

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KkAiüW

Die zur Verschiebung der Katze erforderliche Kraft ist

W=W₁ + Wi + S.

Die größte Kettenspannung ist dann, wenn A die treibende Rolle ist:

Wi +    + 8

Si =

<M

ca

Vb

und das nötige Antriebsmoment für Rolle A

(Si — S) Ri / Wt + W₂ + S    S

Ma =

VA

Tlli'VA

VA

d. h. S vergrößert nur die Kettenspannung S₁ erheblich, dagegen nur ganz wenig das erforderliche Antriebsmoment, denn

— ist fast 0.

Vb-Va Va

Wanddrehkran mit Laufkatze für 7500 kg Tragkraft und 4,28 m Ausladung

von C. Herrm. Findeisen in Chemnitz-G ablenz.

(Siehe Fig. 967 bis 975.)

Berechnung des Krangerüstes.

G = 0,6 Q = 4500 kg; b = 1 m; Gt = 1050 kg. Gresamtlast bei größter Ausladung:

= 7500 kg = 1050 „ = 300 „

Nutzlast . . .

Eigengewicht .

Katzengewicht

8850 kg

Lagerreaktionen

8850.4280

6050

6 250 kg.

Im Punkte C wirkt Q₁ =

8850.4280

= 10820 kg.

3500

Kräfteermittelung graphisch nach Fig. 955 auf S. 567.

Stabdimensionen.

Stab 1. Katzenfahrbahn.

Biegungsmoment für C (1 Träger)

Nutzlast: 1/2 7500.78 . . . . = 292 500 kgcm Katzengewicht: ¹j₂ 300.78 . . =

Eigengewicht: 45,8.1,75.87,5 . =

11700

7013

311 213 kgcm

Biegungsmoment für Katzenstellung zwischen A und C.

Die genaue Rechnung ergibt nach der Entwickelung auf S. 636 für Nutzlast und Katze nach Fig. 977 und 978

~ = 175 — 16 ^ 159 cm,

4

1950.191 + 1950.128

350

= 1780 kg,

M = 1780.159 = 283 000 kgcm.

Fig. 976.

-5250-

6250 ..

i—I !

Fig. 977 u. 978.

-1= 350 —

X-)a=63-*-

1050

.4280--

3500

1^50

-k

20900

im

3900

3900

' 7500

6050

4800

159-

63-

—128

i//a

191-

>!

200-i:'

i;

6250

1950

Fahrbahnträger m. richtiger Katzenstellung.

1950

Fig. 979 u. 980.

-—63—

Berechnungsskizze.

Würde die Katze symmetrisch zur Mitte gestellt, so wäre nach Fig. 979 und 980 A —1950 kg,

x — 175 — 31,5 = 143,5 cm, M= 1950.143,5 = 280000 kgcm,

1950'

fl950

Fahrhahnträger m. mittlerer Katzenstellung.

also dem wirklichen Maximum sehr nahe. Es genügt daher meist diese leichter zu berechnende Stellung.

Die Berechnung des Momentes mit in der Mitte der Katze angreifender Last würde ergeben

= 341 250 kgcm.

/₈ 7800.350

als 20 Proz. höher als der genaue Wert M = 283 000 kgcm.

= 7000 kgcm

Zu dem durch Nutzlast und Katze erzeugten Moment tritt noch das Moment des Eigengewichtes mit 45,8.3,5.350

hinzu, so daß das Gesamtmoment für Katzenstellung zwischen A und C M = 283 000 + 7000 = 290000kgcm

wird. Das erste Moment für G ist daher das größere und muß deshalb der Berechnung zugrunde gelegt werden.

~ 520 cm³.

Mh _ 311 213 kb 600

Gewählt ist C NP 30 mit W = 535 cm³.

= 10 450 kg

20 900

Die außerdem noch hinzutretende Zugkraft mit —-—

A

erhöht die Spannung in einem Träger bei 58,8 qcm Profilquerschnitt um

= 178 kg/qcm.

10 450

5p“

Stab 2. Druckkraft = ¹/₂.23,6 = 11,8 t, Stablänge = 2,5 m,

© = 6 (mit Rücksicht auf Nebenspannungen durch Nietanschluß und Stöße), also nach S. 486 c — 2,79,

J = cP. P = 2,79. 11,8.2,5² = 206 cm⁴,

C 220 x 80 mit Jmin = 197 cm⁴.

Stab 3. Druckkraft = x/₂.18 = 9 t, Stablänge = 1,7 m,

J= 2,79.9.1,72 = 72,5cm⁴ C 220x 80.

Stab 4. Druckkraft = x/₂.24 = 12 t, Stablänge = 3,9 m.

Die beiden parallelen C-Eisen sind gegenseitig versteift, so daß die freie Knicklänge eines C-Eisens auf etwa 2 m reduziert wird. Behalten wir das C N P 22 bei, so ist nach S. 486

© = 2,15

PP

= 2,15

197

12.22

= 8,8,

also reichliche Sicherheit vorhanden.

Für das Ausknicken nach der anderen Richtung ist eine etwa 30 fache Sicherheit vorhanden.

Säule. Größte Beanspruchung im Knoten A. In der Zeichung finden sich zur Säule 2 [NP 26 mit je einem W = 371 cm³.

Die vorhandene Biegungsanstrengung beträgt

Mb

= 885 kg/qcm.

6250.105 W ~    2.371

Infolge des großen Knotenbleches fällt die Beanspruchung erheblich kleiner aus, nämlich

6250.70

= 590 kg/qcm.

Lastwinde.

Kalibrierte Kette bei loser Rolle für

7500

-— kg d = 19 mm,

Kettennuß auf der Lastwelle J) = 196 mm,

2 Arbeiter mit je 20 kg am Kurbelarm 450 mm, rj = 0,7,

Übersetzung i =

3750.9,8

2.20.45.0,7

= 29,2.

Dem entspricht die in der Ausführung mit Rücksicht auf vorhandene Rädermodelle gewählte Übersetzung

i—I t—

I—(    io

= 32,4.

Für kleinere Lasten können

die Räder ausgewechselt werden.

Katzentriebwerk. Die Widerstände berechnen sich nach S. 571 wie folgt:

1.    Widerstand der Lastrollen. Nach Fig. 964 auf S. 571 ist:

£„ = 3900.1,06    = 4134 kg

Si = 4134.1,04    = 4300 „

W₁ = 4300 — 3750 = 550 „

2.    Widerstände der Laufräder (vgl. S. 225). Es ist bei roher Rechnung mit dem sehr reichlichen Zuschlag von 120 Proz.

f = 0,08 cm,

B = 7500 + 300 = 7800 kg,

fi = 0,1,

r = 2,75 cm,

7500

= 3750 kg

Sl 2 S₂ = 3750.1,04 = 3900 „

3900 , 4134

0,7

0,7

~ 12 000 kg,

P = 20 cm,

folglich

W₂ =

0,08.7800 + 0,1.2,75.12 000

20

^ 2,2 = 432 kg.

3. Widerstände der Zugketten. Kettengewicht pro Meter, angenommen zu q = 3,2 kg,

x = 1,5 m,

/ = 0,1 m,

~ 36 kg.

3,2. L5²

2.0,1

Es ist dann das Antriebsmoment für die Kettennuß mit 171 mm Durchmesser für 11,4 mm Kette nach S. 573

+ w₂ + s s

Ma =

Vb-Va

Ri =

Va/

— 10400 kgcm.

550 + 432 + 36    36\ 17,1

0,9/ 2

0,9.0,9

i

ï àà

S

!

«

M

;

aa

«X?

i-ij i- ••

C3*

i^ïECimCZW

KRAKÓW

Ti.

.

81,5 PS 725 Touren

EC

540 'THo^

30

485—*1

250 -

r—ooo—4

L—4 SO⁻?L

__ llubBeiljąB-—|—i---

-TranHversierscil 8 0 17,G in lang

----1,05 PS" '

880 Toureryi

■1T-S

cmkK

Si.

TT

h--1175—

mfJT

CTL

l,05PSr-- -660 'T; Touren '

s

CO

'X>

CO

£•

4000 Ksitzen vorsch iobweg

3(KM)—

7000 Ausladung

-456-

.......—700-/- -

T 80 1 !

55

100

sciicbt lüH

fj

iuOi|tl»»lHilliliiHiim

K

001

■ \750!

80

.2

7 IN .

•274« i

Ar

‘35 ET

120 230

120

r⁵

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Œ—

i 2J

sr

li

4'<B

.540

jfl 440 4

470

200

linka Ge w. 10 mm St.'

-eEi3»-+-H

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35

252

35

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l.JY

goi?

jo

285 y_L

r- 495    "“360

i¹

TJ

165

co

■S

Elektrisch betriebener Wanddrehkran mit Laufkatze für 1,51 Tragkraft, 7 m Ausladung und 20 m Hub

der Mannheimer Maschinenfabrik Mohr & Federhaff.

%-

li

»o

ib

Mit 2 Arbeitern à 25 kg am Kurbelarm 450 mm und rj = 0,8 wird die Übersetzung

= 5,78.

10400

2.25.45.0,8

55

Dafür findet sich in der Ausführung — 5,5.

Elektrisch betriebener Wanddrehkran mit Laufkatze für 1,51 Tragkraft, 7 m Ausladung, 20 m Hub.

Ausführung der Mannheimer Maschinenfabrik Mohr & Federhaff.

(Fig. 981 bis 984.)

Die Anlage umfaßt 34 Krane für den Hafen Buenos Aires, deren elektrische Ausrüstung von den Siemens-Schuckertwerken geliefert wurde. Der Ausleger besteht aus zwei Fachwerksystemen mit 466 mm Abstand, welche durch Profileisen miteinander verstrebt sind, soweit die Katze den Durchfahrtsraum nicht beansprucht. Das Halslager ist hier abweichend von anderen Konstruktionen unterhalb der Fahrbahn angeordnet und als Zahnsegment für die Schwenkbewegung ausgebildet. Der Halszapfen von 80 mm Durchmesser ist nach oben verlängert, um dort die Fahrbahn nebst einer Schrägstrebe aufzunehmen. Das Fußlager ist auf einem Konsol aus Eisenbeton befestigt.

Übersetzung und Geschwindigkeiten (vgl. Fig. 981).

Gegenstand

Material

Geschwindigkeit

Schnecke . . . Schneckenrad . Trommel . . .

3 12 TT 44 12 n

Hubwerk.

90 Stahl 528 Phosphorbr. 696    Gußeisen

I 725.3.0,696.7t 2744.60

= 0,9 m/sec

Drehwerk.

Schnecke . . .

Rad.....

Trieb.....

Zahnsegment .

117

10

110

GO QD OT Ol

3    3 3

55

585

80

880

Guß

Stahl

Gußeisen

660.2.10.14 . n

60.117.110

0,75 m/sec

F ahrtriebwerk.

Schnecke . . Schneckenrad . Il 30 Trommel . .

Stahl

Guß

660.1. 174. n

Guß

60.30

0,2 m/sec

Hubwerk: Der Hubmotor von 31,5 PS und 725 Umdrehungen pro Minute ist mittels elastischer Kupplung mit dreigängiger Schnecke gekuppelt. Die Drahtseiltrommel sitzt direkt auf der Schneckenradwelle. —

37

Bethmann, Hebezeuge. 3. Aufl.

Lose Rolle. Eine einfache Magnetbandbremse dient als Halte- und Stoppbremse. Der Hubkontroller steht in der Ladeluke.

Schwenkwerk: Schwenkmotor von 1,05 PS, 660 Umdrehungen pro Minute direkt mit zweigängigem Schneckengetriebe gekuppelt, dessen vertikale Radachse mit einem Ritzel versehen ist, welches in das Zahn-segment des Halslagers eingreift. Zur Begrenzung der Schwenkbewegung sind auf beiden Seiten des Auslegers Holzbuffer angebracht. Bremse ist nicht vorhanden, so daß vorsichtig gesteuert werden muß. Ein Endausschalter bewirkt die rechtzeitige Abstellung des Motors.

Katzentriebwerk: Motor 1,05 PS, 660 Umdrehungen direkt gekuppelt mit eingängiger Schnecke. Trommel auf Schneckenradwelle. Zugorgan ist 8 mm starkes endloses Drahtseil.

Sämtliche Gleichstrommotoren für 440 Volt stehen auf dem rückwärtigen Teil des Auslegers.

Kräfteplan für die äußerste Katzenstellung (Fig. 987).

1900.7

Horizontale Lagerdrücke: H =

6,35

= 2100 kg.

V = Q — 1900 kg.

Vertikaler Lagerdruck:

Verteilung der oberen horizontalen Lagerreaktion auf die Knoten V und VI:

Hi =

2100.1^5 ₌    ;

2100.0,1

1,35

1,35

= 155 kg.

Verteilung der unteren horizontalen Lagerreaktion auf die Knoten XI und XII:

IÏ =

2100.3,4

3,15

= 2270 kg; H₂ =

2100.0,25

3,15

= 170 kg.

Kräfteplan für die Katzenstellung über Knotenpunkt II (Fig. 986).

= 1390 kg; V = Q = 1900 kg;

1390.0,1

1900.4,65

6,35

1390.1,25

1,35

= 1287 kg; H₂ =

1,35

= 103 kg;

H' =

1390.3,4

3,15

— 1500 kg;

H" =

1390.0,25

3,15

= 110 kg.

Kräfteplan für die innerste Katzenstellung (Fig. 988).

= 820 kg; V = Q = 1900 kg;

820.0,1

1900.3

6,35

Hx =

820.1,25

1,35

= 760 kg; H₂ =

1,35

— 60 kg;

ir =

820.3,4

= 885 kg; H" =

820.0,25

— 65 kg.

Fig.985.

r 600 JT

'    '450“

-2350-

4000

7000-

2350

-*]*■

1500 kg Last 300 „ Katze } Q = 1900 kg 2 100 „ Flasche I |

®:®,

4    Z>

■*r—

3000-

»-

3₍₎

\IT

V|H₂

|"ł

11

rar

ra/, i2 ynb*f-

'A^p

:-ta

Hl

15 IX

H'

Fig. 986.

16'

17,

18

2200 -

19

Xü

V = 1900 Q = 1900

XI

H"

7350

,7

6350

²⁰\\

dB 17

20\

21

fll tl

'[18    14

Î1

ra

3150

10;

»if

13

vm 16'

—>12

,20

Hi H₂

Kräfteplan für Katzenstellung über Knoten EI 1 cm = 1500 kg

A\

15

19

Fig.987.

a:.

xnj.

U 250

H’

h’

xn

Lj**

Q = 1900

■*—12

1=4 = 8

,20

XI

\\ ²!

IX

VI

18

1J

14

vn

11

10₇

vm

//

\\20

H”

Kräfteplan für die äußerste Katzenstellung 1 cm = 1500 kg

15

37*

13

100

Verteilung der Last auf die Knotenpunkte II und IV (Fig. 990). — 567 kg; QLy =

Qn =

1900.0,7

1900.1,65

2,35

= 1333 kg.

Fig.988.

Fig. 989.

Ho

Oo

iv V

IX Vm,

15/¹ 12

Kräfteplan für die innerste " Katzenstellung 1 cm == 1500 kg

11 /

I 25 X 2.">

‘LjL

V 9/ ß

16\tx

VH

xn

21

15 19

120

J_

466    55

Schnitt durch die Fahrbahn

Fig. 990.

2350

Ill

1650

*r

700

200’ n

Fig. 991.

^iv

350’

rv

H'

19*100

100!

*12

*15

Lastverteilung auf II und IY.

1900

Fig. 992 u. 993.

2250

350

II¹⁰⁰

200

IV,

11

2250''

VI

14

ix¹⁸

-h₂

xn

vm

9/11

vn/12 viii--i

4PVx

Hl

0)0

150

la

150”

9/

ra u

17 = 0^V[ \17 = 0^

Verteilung des Eigengewichtes 1,1

17,

18

19

XI

*H”

120

100

16

-^12

vm

16\20

20\

21

\20

h;__xH

•100

150

*i5VX

Kräfteplan für das Eigengewicht 1 cm = 400 kg

Kräfteplan für das Eigengewicht (Fig. 991 und 992). Das Eigengewicht wird nach Fig. 992 auf die Knotenpunkte verteilt.

H' = 475 kg;

H"= 35 ,,

120

19

H = 440 kg, V = 3250 „

Hx = 410 kg,

H₂ =

3520

Tabelle 78.

Zusammenstellung der Stabkräfte für die verschiedenen Katzenstellungen.

(+ Zug, — Druck.)

Stab-

nummer

Außenstellung Mittelstellung Innenstellung Eigengewicht

Resultierende

Stabkraft

+ 4900 — 5200

+ 260

280

— 1900

567

200

+ 4900

— 5200

+ 4900

—    7200

—    6200

+ 5500

+ 1945 — 1350

+ 5500

+ 1300 — 7000

+ 2700 — 2800 — 1000 + 2900

+ 825

825

—    1720 + 1280

—    1880 — 1500

+ 1460

+ 790

640

+ 1460

+ 680 — 3300

+ 260 + 300

560

480

+ 680

— 1020

800

— 1460

+ 410

340

— 1460

+ 280 — 1500

250

180

150

+ 5100

+ 155 — 7200

+ 5100

+ 3000

+ 110 — 5100

+ 3000

+ 1280

+    65

— 3450

+ 1280

— 1760

+    35

— 1620

— 1860

+ 5160

—    5780

—    2100 + 5160 + 3000

—    5760

—    2200 . +5580

— 8220

—    7000 + 4040

—    1460 + 2355 —1690 + 4040

—    1460

+ 1580

—    8500

—    250 + 3340

480

+ 190

— 8820

/    +3240

580

Die einzelnen Stäbe sind nach den im Abschnitt A (S. 499) angegebenen Regeln mit der Hälfte der Tabellenkräfte zu berechnen.

. Hierbei ist zu beachten, daß die Stäbe 1 und 4 außerdem noch durch die fahrende Katze auf Biegung beansprucht sind und daß in einigen Stäben die Kraftrichtung wechselt.

Für Stab 1 ist mit

Fig. 994.

837,5

Mitte_

1062,5

<    450-U. ²

1500 + 300+100

2.2

= 475 kg

Ri = 520

Rä = 43

475Y

475

Raddruck, 2,35 m Stablänge

-----1 = 2350-

Berechnungsskizze für die Fahrbahn.

475.1062,5 + 475.1512,5

=- 520 kg und R₂ = 430 kg,

das größte Biegungsmoment

bzw.

und mit

Mh = 520. 83,75 = 44350kgcm = 430.106,25 = 45 600kgcm,

45 600

kb = 900 kg/qcm, W =

Mh

900

= 50,8 cm³.

Gewählt ist L NP 12 mit W = 60,7 cm³. Mit der hinzutretenden Zugkraft 5160 kg wird bei dem vorhandenen Querschnitt von 17 qcm die größte Spannung

45 600 , 5160 ^

60,7

Ferner ist z. B. Stab 11 als Welle von 80 mm Durchmesser ausgebildet. .Außer der ermittelten Zugkraft von 4040 kg bzw. Druckkraft von 1460 kg ist noch das auf S. 585 ermittelte Torsionsmoment von etwa 690 kgm = 69000 kgcm beim Anschwenken zu übertragen.

Es ist

6marc — w

17

= 1050 kg/qcm.

4040 8A nil

= 805 kg/qcm; ö =

1460

8². jt/4

= 290 kg/qcm;

Md

69 000

V₅rf3 1A, 8³

= 675 kg/qcm.

Hubwerk.

Bei einer Nutzlast von 1500 kg, einem Flaschengewicht von 100 kg und einer Beschleunigung von 1,5 m/sec² (entsprechend einer Anlaufzeit

t, = -

V

= 0,27 m) wird die zum Anheben erforderliche Kraft

1600 9,81

Berücksichtigen wir den Arbeitsverlust in den beiden. Leitrollen durch je r] = 0,94 und in der losen Bolle durch rj = 0,96, so wird die Zugkraft S des Seiles vor der Trommel

1844

2.0,94².0,96

Gewählt wird 12 mm Drahtseil (Bundschlag) mit 144 Drähten von 0,65 mm Dicke und 7300 kg Bruchfestigkeit. Kontrollrechnung nach S. 5 ergibt bei den verwendeten Leitrollen von 252 mm Durchmesser noch zulässige Werte.

Kraftbedarl. Bei Verwendung eines dreigängigen Schneckengetriebes mit direkt auf der Schneckenradwelle sitzenden Trommel wird der

0,9

1,5

V 0 9

= 0,6 sec und einem Anlaufweg sx = - • t = -4- • 0,6

Ju

1500 -f 100 4-

• 1,5 — 1844 kg.

= 1085 kg.

Gesamtwirkungsgrad zu r} = 0,61 geschätzt. Damit wird der Kraftbedarf im Beharrungszustand

(1500 -j- 100)

0,61.75

• 0,9 = 31,5 PS.

Gewählt wird bei 440 Volt ein geschlossener Gleichstrommotor mit Hauptstromwickelung, 31,5 PS und 725 Umdrehungen/min. Bei diesen in der Preisliste als Kranleistung angegebenen Werten kann der Motor etwa ³/₄ Stunden ununterbrochen laufen, ohne sich zu erwärmen. Die näheren Verhältnisse gehen aus der nachstehenden Tabelle hervor.

Tabelle 79. Drehmomente und Drehzahlen eines 31,5PS-Motors.

Belastung in Prozenten des Stundenleistungs-Drehmomentes

Drehmoment

Zulässige

Belastungszeit

Wirkungs

grad

Leistung Drehzahl

hei 440 Volt

Stromverbrauch bei 440 Volt-

kgm

min.

etwa Proz.

PS

n/min.

Amp.

20

5,16

30

7,74

dauernd

330

73,0

79,3

8,2

11,2

1140

1030

19,0

23,5

40

10,3

190

83,2

13,8

960

28,0

50

12,9

155

85,0

16,5

915

32,5

60

15,5

125

86,0

19,0

875

37,0

70

18,1

105

86,5

21,5

845

42,0

80

20,6

85

86,6

23,5

820

46,0

90

23,2

70

86,5

26,0

795

50,0

100

25,8

60

86,0

28,0

770

55,0

110

28,4

50

85,4

29,5

745

58,0

120

31,0

41

84,8

31,5

725

62,5

130

33,5

34

84,0

33,0

705

66,0

140

36,1

29

83,0

34,5

685

70,0

150

38,7

26

82,0

36,0

670

74,0

Übersetzung. Die Seiltrommel macht bei 696 mm Durchmesser und 2.0,9 = 1,8 m/sec Umfangsgeschwindigkeit

60 v

Für die Übersetzung ist die Drehzahl des Motors bei Vollbelastung N = 31,5 PS maßgebend, die hier zufällig mit der Listenleistung N = 31,5 PS genau übereinstimmt, demnach

Übersetzung ==

60.1,8

0,696. Tr

= 49,4.

725

= 14,67.

49,4

Ausgeführt mit einem Schneckengetriebe. Schnecke : dreigängig, t — 12 7t, d = 90 mm, tga = 0,4, a — 22°. Schneckenrad: z — 44, t = 12 ?r, D = 528mm, also Übersetzung 44:3 = 14,66.

Wirkliche Hubgeschwindigkeit bei Vollast demnach übereinstimmend mit der Annahme, nämlich

725.3.0,696.7t

2.44.60

= 0,9 m sec — 54 m/min.

Kontrolle des Wirkungsgrades. Nach Tabelle 30 (S. 179) beträgt der Wirkungsgrad der Schneckenwelle bei a = 20° und fij = 0,05, also q = 3°, vorzüglicher Ausführung im ölbade rjs = 0,75 einschließlich 10 Proz. Lagerreibung. Es ist demnach

V —— ^Jlose Rolle • ^Leitrollen • ^Trommel • ^Schnecke

0,96    . 0,94² . 0,95 . 0,75 = 0,60,

rj =

also übereinstimmend mit der Annahme.

Kontrolle des Anzugmomentes. Das erforderliche Drehmoment der Motorwelle setzt sich nach S. 283 zusammen aus

a)    dem Beschleunigungsmoment des Ankers. GD² = 4 kgm²

Ma =

~ 12 kgm,

GD².n _ 4.725 400 h — 400.0,6

b)    dem Beschleunigungsmoment der Kupplung von 300 mm Durchmesser: J = 0,08 kgm sec²,

Mk=J

nn

30

— 0,08

Tr. 725

30.0,6

= lOTkgm,

c) dem Beschleunigungsmoment der Last am Haken gemessen. 1600

Mit PL — mp =

9,81

Ml =

• 1,5 = 244 kg. 244 0,696

₂— = 42,45 kgm.

d) dem Lastmoment

1600 0,696

ö— = 278,4 kgm.

Diese Momente unter Berücksichtigung der Wirkungsgrade nach S. 278 auf die Motorwelle bezogen, ergeben ein größtes Ankerdrehmoment

= MA + Mg -f- {Ml -f- Mq) ^—-= 12-1- 10,1 4- (42,45 -f 278,4)

= 58,7 kgm.

14,66.0,6

Anzugmoment des Ankers nach Preisliste etwa das Dreifache des Stundenleistungsdrehmomentes = 3.25,8 = 77,4 kgm. Der Anlauf wird sich demnach in 0,6 Sek. vollziehen.

100    0,696

= 23,7 kgm.

71/    _

Ankerdrehmoment während des Beharrungszustandes

1600 0,696    _1

2    ’ 14,66.0,6

31,5

0,0014. w 0,0014.725

Die Tabelle weist bei 41 Minuten Belastung ein Moment von 31 kgm auf. Bei leerem Haken wird das erforderliche Drehmoment der Motorwelle im Beharrungszustande

= 31 kgm

oder

MnormjA -

= 31 kgm.

14,66.0,5 i)

Nach Zeile 6 der Tabelle 79 (S. 583) tritt hier eine Drehzahlerhöhung auf etwa 795 ein, so daß der leere Haken mit einer Geschwindigkeit

= 0,988 m/sec = 59,3m/min

gehoben wird.

795.0,696. jr 2.14,66.60

Schwenkwerk.

a) Rechnung für den Beharrungszustand.

Reibungsmomente.

1200 kg

Gewicht des drehbaren Teiles bei einem Schwerpunktsabstand von 1,8 m von der Drehachse........

Gewicht des Maschinenkomplexes

» 0,5 „ )

2220 „

links 1350 kg bei einem Schwerpunktsabstand von 0,7 m ) rechts 870 „ „    „    „

1500 „ 400 „

Nutzlast.................

Katzengewicht 300 kg, Flaschengewicht 100 kg

Gewicht des drehbaren Teiles .... 5320 kg

11 =

Oberer Halslagerdruck (Momentengleichung um das Spurlager) (1500 4- 400). 7 + 1200.1,8 -f 1350.0,7 — 870.0,5

CK

= 2515 kg.

Seitendruck im Spurlager ebenfalls Vertikaldruck im Spurlager . . .

Reibungsmoment

Durchmesser

Halszapfen (80mm), M = Hybrx = 2515.0,1.0,04 = 10,06kgm Spurzapfen (80 mm),

Seitenreibung ebenso...........

Spurreibung M = V = 5320.0,1-^^    .

Jj    Jj

Gesamtes Reibungsmoment MR = 30,76 kgm

. . 2515 kg V = 5320 „

. = 10,06 „ . = 10,64 „

x) Der Wirkungsgrad ist bei leerem Haken kleiner, weil der Leerlaufwiderstand des Triebwerkes konstant bleibt und nicht proportional der Belastung abnimmt.

Hierfür ist verwendet

im ganzen i = 58,5.11 = 643,5.

1 Schneckengetriebe ( Schnecke: zweigängig; t = 5n; d = 55 mm 1 Schnecken etnebe    tg a = 0,1818; u = 10<>20'

1 : 11

Schneckenrad: * = 117; t = 5 n ; D = 585 mm 1 Zahnradvorgelege J Schwenkritzel: s = 10; t = Sn; d= 80 mm t Zahnsegment: z.= 110; t = 8 n ; 1) = 880 mm

= 0,751 m/sec = 45 m/min.

Moment des Winddruckes.

Bei einer Fläche von 5 qm, 50kg Winddruck pro Quadratmeter und einem Druckmittelpunkt in 1,2 m Achsenentfernung ist Mw = 5.50.1,2 = 300 kgm.

Schätzen wir den Wirkungsgrad des Schwenkwerkes zu 0,42, so wird die Motorleistung im Beharrungszustande ohne Rücksicht auf den Winddruck bei einer Schwenkgeschwindigkeit v = 0,75 m/sec am Aus-

30,76    0,75

7    '75.0,42

Gewählt wird ein geschlossener Gleichstrommotor mit Hauptstromwickelung von 1,05 PS und 660 Umdr./min bei 45 min Belastungsdauer. Motorgewicht 110 kg. Preis 480 dl. Höchste zulässige Drehzahl 2900 min.

Für die Berechnung der Übersetzung zwischen Motor und Kranachse ist wMotor = 660 maßgebend, da die Belastung N — 1,045 PS nahezu mit der Listenleistung N = 1,05 PS übereinstimmt.

Drehzahl des Auslegers bei v = 0,75 m/sec 60. v    60.0,75

Y) - - - —    _;_

I) Tt    2.7.7t

W Motor ^Ausleger

legerkopf

N

norm

= 1,045 PS.

= 1,023,

Gesamtübersetzung i =

660

1,023

= 645.

Genaue Schwenkgeschwindigkeit demnach 660.14. n 60.643,5

Kontrolle des Wirkungsgrades. Wird der Wirkungsgrad des Schneckengetriebes mit 0,6 und r\ des Vorgeleges mit Rücksicht auf etwaige Durchbiegungen mit 0,7 angesetzt, so ist rj übereinstimmend mit unserer Annahme = 0,6.0,7 = 0,42.

b) Kontrolle des Anzugmomentes. Beschleunigungsmomente von Last, Katze und Ausleger.

Bei 1500 kg Nutzlast, 300 kg Katzengewicht und 100 kg Flaschengewicht wird das Trägheitsmoment bei 7 m Ausladung

1500 + 300+ 100

J — mr² =

9 150 kgm sec²

773

• 7²

9,81

Trägheitsmoment des Auslegers berechnet nach Beispiel S. 293 unter Zuschlag von 10 Proz. für

Querversteifung...............

Trägheitsmoment des Maschinenkomplexes: Angenommen wurden

1350 kg links von der Schwenkachse mit einem Trägheitsradius von 0,7 m

870 „ rechts von der Schwenkachse mit einem Trägheitsradius von 0,5 m

1350

9,81

• 0,7² . .

67,5 „    „

870

• 0,5² . .

22,2 „ „

9,81

Gesamtes Trägheitsmoment. . . 10 012,7 kgm sec²

V

Mit v = 0,75 m/sec, tx = 3 sec wird p =

0,75

0,25 m/sec²,

0,75    a

V~ ⁼ 0,107, l =

CO

0,107 nn.-r g — 0,03o6,

also das Beschleunigungsmoment bezogen auf die Drehachse Mb = eJ =    = 0,0356.10012,7 = 356,5 kgm.

Beschleunigungsmoment des Motorankers mit GD² = 0,04 kgm²

0,04.660

Ma =

GD² .n

400. G

400.3

= 0,022 kgm.

Beschleunigungsmoment der Kupplung bei 400 mm Durchmesser:

J = 0,01 kgm sec²,

%. 660

Sämtliche Momente bezogen auf die Motorachse ergeben ein größtes Anzugmoment

Me =

30.3

= 0,23 kgm.

-M-maxjA -

356,5

0,42.643,5

+ 0,022 + 0,23 4

30,76 + 300 0,427643,5

= 2,79 kgm

Beschleunigungsmomente

Reibungs- und Windmoment

Vorhandenes Anzugmoment gleich dem dreifachen der Stundenleistungs-Drehmomentes = 3.0,95 = 2,85 kgm. Der Kran schwenkt demnach selbst bei Wind mit der angenommenen Beschleunigung an.

Zu beachten ist ferner, daß sich die Drehzahl der Gleichstrom-Hauptstrommotoren mit dem Drehmoment ändert. Es wird also der

Kran bei leerem Haken schneller schwenken, falls er vollen Strom erhält, als beim Schwenken mit voller Belastung unter Wind.

Um bei zu schnellem Abstellen des Motors das Getriebe gegen zu hohe Beanspruchung infolge Sperrung durch die Schnecke zu schützen, ist das Schneckenrad mit einer Rutschkupplung verbunden.

Die den Drehmomenten entsprechenden Drehzahlen für diesen Motor ergeben sich aus nachstehender Tabelle.

Tabelle 80. Drehmomente und Drehzahlen eines 1,05PS-Motors.

Belastung

in Prozenten des Drehmoment Stundenleistungs-Drehmomentes

kgm

Zulässige Wirkungs-Belastungszeit grad Min.

etwa Proz.

Leistung | Drehzahl bei 440 Volt nj min

PS

Stromverbrauch bei 440 Volt Amp.

20

0,19

63,0

30

0,285

dauernd

67,2

40

0,37

68,4

50

0,475

175

68,5

60

0,57

0,62

940

140

68,0

70

0,665

110

67,1

0,7

885

80

0,76

90

0,77

835

90

0,855

75

66,2 i 0,85

65,1

0,9

795

755

100

0,95

60

64,0

0,95

720

110

1,045

48

62,8

1,01

690

120

1,14

38

61,7

1,05

660

130

1,235

31

60,5

1,1

‘ 635

140

1,33

26

59,2

150

1,425

1,13

610

22

58,0    1,17

585

H H p

"ćd 'bi 'bo 'h-¹ 'zd

MCiWWlOfcOWH

lO io C" o

<M TjH

Fahrtriebwerk.

Von der direkten Betätigung der Katze durch den Motor ist hier abgesehen worden, weil durch den Einbau des Motors in die Katze deren Gewicht und damit die Beschleunigungswiderstände wesentlich erhöht worden wären.

Der Fahrwiderstand setzt sich in der Beharrungsperiode wie folgt zusammenx):

Zapfenreibung der Radachsen (nach S. 572)

W* = -B

= 42,2 kg.

P.ii.r _ ( 832    857\ 0,1 3,5

W ⁺ 0,7 / 10    2

Rollende Reibung nebst 120 Proz. Spurreihung (siehe S. 225) f.D _ 0,08(1500 + 100 + 300). 2,2

WR =

10

= 33,5 kg.

1600

D Es ist S₁ = -

= 800 kg;

S₃ — 832.1,03 = 857 kg;

S₂ = 800.1,04 = 832 kg; Są = 857.1,04    - 891 kg.

Widerstand der Lastrollen (Differenz der Seilspannungen)

W₂ = Si — S₁ = 891 — 800 = 91 kg.

Widerstand des Zugseiles. Dasselbe vergrößert nach S. 573 das Antriebsmoment nur ganz wenig, deshalb vernachlässigt.

Zugkraft im Beharrungszustande

Z = 42,2 -f 33,5 -f 91 ^ 160 kg.

Bei 0,2 m/sec Fahrgeschwindigkeit und einem Wirkungsgrad von 0,4 (eingängiges Schneckengetriebe) wird die Anzahl der PS

= 1,1 PS.

166.0,2

75.0,4

Gewählt ist derselbe Motor wie für das Schwenkwerk, also 1,05 PS und n = 660. Belastet ist der Motor mit 1,1 PS, dafür wird die Drehzahl nach nebenstehender Tabelle 80 n = 635. Diese ist für die Übersetzung maßgebend.

Die Trommel von 174 mm Durchmesser macht

60 .v

60.0,2

0,174.7t

= 22 Umdrehungen in der Minute,

635

so daß eine Übersetzung i —    = 28,8 erforderlich wird. Ausge-

A A

führt mit einem Schneckengetriebe 1 :30.

Schnecke: eingängig; t — 5 d = 55 mm.

tg a = 0,091; cc — 5° 15'.

Schneckenrad: z = 30; t — bir, D = 150 mm; Gußeisen.

Die Fahrgeschwindigkeit der Katze wird dann

635.0,174. u

60.30

— 0,193 m/sec = 11,5 m/min.

Kontrolle des Anzugmomentes. Beschleunigungsmoment des Ankers und der Kupplung wie auf S. 587 Ma + Mjc = 0,022 + 0,23 = 0,252 kgm. Beschleunigungsmoment von Last, Katze und Haken.

= 0,193 m/sec²,

t₁ = l sec, v = 0,93 m/sec, 0,193

ti

Air    v i °’¹⁹³

Anlautweg Sj =    ^

also Beschleunigungswiderstand

■ 1 = 0,096 m, (1500 + 300 + 100)

9,81

• 0,193 = 37,4 kg,

und dessen Moment in bezug auf die Trommel bei 174 mm Trommeldurchmesser und 0,9 Wirkungsgrad der linken Leitrolle

ML =

37,4.0,174

0,9.2

= 3,62 kgm.

Das erforderliche Anzugmoment des Ankers wird dann

= 1,75 kgm.

3,62    166.0,174

0,4.30 ⁺ Ôÿt. 30.2

Das vorhandene Anzugmoment ist jedoch 3.0,95 = 2,85 kgm. Der Motor ist also reichlich bemessen.

Fig.995 u. 996.

It-

-6000-

Li

3h

3500-

-T

—1900-

taił

—1435-",

-2500-

«•- gfe""3Ejt

&-

Elektrisch betriebener Säulendrehkran mit Laufkatze für 3000 kg Tragkraft und 6 m Ausladung.

Ausführung der Maschinenfabrik Augsburg-Nürnberg, A.-G.

Elektrisch betriebener, feststehender Säulendrehkran mit Laufkatze für 3000 kg Tragkraft und 6 m Ausladung.

Ausführung der Maschinenfabrik Augsburg-Nürnberg, A.-G. (vgl. Fig. 995 u. 996).

Allgemeine Anordnung.

Der hammerförmig ausgebildete Ausleger ist mit seinem vertikalen Teil über die feststehende Kransäule gestülpt und trägt in einer Höbe von 2 m über Fußboden den Führerstand. Hub- und Katzenfahrwerk sind auf dem rückseitigen Teil des Auslegers gelagert und tragen somit zur Entlastung der Kransäule bei.

Das Hubwerk besitzt zweitrümige Seilanordnung mit Ausgleichrolle nach umstehendem Schema. Die Drahtseiltrommel — mit rechts- und linksgängigem Gewinde versehen — erhält ihren Antrieb durch ein Schneckengetriebe und ein Stirnradvorgelege, Die Motorkupplung ist als Magnetlüftbremse ausgebildet. Der Motor wird vom Führerstand aus durch Fernsteuerung gesteuert.

Das Fahren der Laufkatze erfolgt durch endloses Seil und Trommel, die ihren Antrieb durch Schneckengetriebe und Zahnradvorgelege vom Fahrmotor aus erhält.

Das Schwenkwerk besteht aus dem auf dem Führerstand stehenden Schwenkmotor und einem Schneckengetriebe, dessen Schneckenrad auf dem Säulenkopf aufgekeilt ist. örtlicher Verhältnisse wegen kann der Kranhaken nur etwa 300° bestreichen. Die Stromzuführung findet deshalb nicht durch Schleifring, sondern durch das mehrmals um die Säule gewickelte Kabel statt.

Ausführungseinzelheiten.

Strom art: Drebstroin 225 Yolt. 50 Per.

Hubwerk: Motor 2,0 PS, n = 930.

Bezugsquelle der elektrischen Ausrüstung: Bergmann E. W. Kontroller: Umschalter mit Ölfüllung.

Schnecke: eingängig, d = 49 mm, a = 8° 10', Material: Stahl. Schneckenrad: z — 33, t — 7 n, D = 231 mm, Material: Bronze. Stirnrädervorgelege: z — ¹²/₇27 t = 8 v, d = ⁹⁶/s76> Material: Stahlguß. Hubgeschwindigkeit : 3,7 m/min.

Anfahrzeit: 3 bis 4 Sekunden.

Bandbremse 160 mm Durchmesser mit Bremsmagnet 18cmkg.

Haltebremse :

Kegulierbremse: /

Fahrtriebwerk der Katze: Motor 0,65 PS, n — 925.

Schnecke : eingängig, d — 45 mm, Stahl.

Schneckenrad: z = 40, t = 18,45mm, Z) = 235mm, Guß. Stirnradvorgelege: z — ¹²/₃₄, t — 8 7r, d = ⁹⁶/₂₇₂, Guß.

Kontroller: Umschalter mit Ölfüllung.

Fahrgeschwindigkeit: 5 m/min.

Schwenkwerk: Motor 0,65 PS, n = 925.

Schnecke : eingängig, d — 45 mm, Stahl.

an der Säule.

Schneckenrad: z — 40, t = 18,45mm, d = 235mm, Guß, Schnecke: eingängig, d = 60mm, Stahl Rad: z = 36, t — 10 n, D — 360 mm, Stahlguß ) Kontroller: Umschalter mit Ölfüllung. Schwenkgeschwindigkeit : 24 m/min.

Flaschengewicht ~ 100 kg, Katzengewicht ~ 150 kg. Gewicht des drehbaren Teiles 3850 kg.

Fig. 997.

cb

r\/

JO

Schema der Huhseilanordnung.

Vorteile der Drehkrane mit Laufkatze.

Durch das Verlegen des Triebwerkes außerhalb der Katze erhält diese ein geringes Eigengewicht und eine geringe Baulänge. Die Last wird genau horizontal bewegt.

Nachteile.

Der Fahrwiderstand fällt durch die Anordnung der Zugketten und Leitrollen der Lastkette oder des Lastseiles sehr groß aus. Die Fahrbahn wird auf Biegung beansprucht, deshalb wird der Ausleger schwerer wie bei reiner Zug- und Druckbeanspruchung des Fachwerkes.

2. Drehkrane mit Laufwinde.

Hubwindwerk und Fahrtriebwerk sind hier in die Katze eingebaut. Ausführungen Fig. 869 (S. 526) und unter „Laufkrane“. Die Vorteile bestehen neben der genauen Horizontalbewegung der Last in dem geringeren Fahrwiderstand (Berechnung derselben nach S. 225), weil hier die Seil- oder Kettenreibung wegfällt. Als Nachteile machen sich die größere Baulänge und das große Eigengewicht bemerkbar. Der Ausleger wird in seiner Fahrbahn auf Biegung beansprucht und daher schwer.

Da die Beschleunigungskräfte bei hohen Geschwindigkeiten sehr groß ausfallen, so eignet sich diese Anordnung nur für geringere Fahrgeschwindigkeiten der Laufwinde.

3. Drehkrane mit Wippausleger.

Der Ausleger wird an seinem unteren Ende mit einem Gelenk versehen, so daß seine Neigung verändert werden kann. Die Veränderung der Neigung erfolgt entweder durch einen am Auslegerkopfe angebrachten Rollenzug oder durch eine bzw. zwei Schraubenspindeln. Bei dieser Radialbewegung der Last findet gleichzeitig eine Hub- bzw. Senkbewegung statt.

Vorteile: Der Ausleger wird leichter wie bei den Kranen mit Laufkatze, weil die Biegung in Wegfall kommt.

Nachteile: Die überflüssige Hub- und Senkbewegung bei der Radialbewegung der Last ist bei Zusammensetzung von Maschinen hinderlich und vermehrt den Widerstand beim Einziehen wesentlich.

Derrickkrane.

Diese gestatten außer der Wippbewegung des Auslegers auch noch eine Drehung desselben. Es ist hier also Drehkran und Wippkran

Fig.998.

' s'

\-hn

ii

Î7

ai

-J

/fe

Km

4-—a—L

ex-

vzzzzzzzzzzzz.

Derrickkran.

kombiniert. Derrickkrane finden namentlich in England auf Schiffswerften und Hafenplätzen oder als Kaikrane zur Montage und Verladung der Schiffskessel, Maschinen und Masten, ferner auf Bauplätzen und in Steinbrüchen Verwendung.

38

Bethmann, Hebezeuge. 3. Aufl.

Nachteil der Derricks ist der geringe Schwenkwinkel des Auslegers (180 bis 250°), welcher durch die Stellung des Dreifußgerüstes ge-gegeben ist.

Bezeichnet*) :

S und S₁ die Zugkraft für Wippen bei Beginn und zu Ende des Wippens in kg,

s und Si deren Hebelarm für den Drehpunkt der Strebe in cm, Q die Last in kg,

а,    ax deren Hebelarme,

G das Eigengewicht des drehbaren Teiles,

б,    b₁ dessen Hebelarm in bezug auf die Drehachse,

Q₁ den Zug in der Lastkette,

c und cx dessen Hebelarme,

so ist

1.9“

-Qi

Die Windentrommel für das Wippen des Auslegers muß eine konische Form erhalten, so daß das bedeutend größere Anfangsmoment SR gleich dem kleineren Endmoment S₁R₁ wird, wobei R und R₁ die Trommelhalbmesser in cm.

Bis zu 10 t Tragkraft und 10 m Ausladung können Derricks noch mit Handbetrieb ausgeführt werden. Bei kleineren Derricks wird für Ausleger, Mittelsäule und Streben auch Holz, und zwar Pitch-pine, verwendet.

Derrickkran²) von 100 000 kg Tragfähigkeit.

(Fig. 999 u. 1000.)

Der Kran ist von der Deutschen Maschinenfabrik-A.-G. in Duisburg für die Schiffswerft Blohm & Voss in Hamburg zur Montage der Schiffskessel, Maschinen, Masten usw. gebaut. Um den Kran auch für kleinere Lasten wirtschaftlich verwendbar zu machen, besitzt derselbe zwei getrennte Hubwindwerke und Flaschen für 100000 und 30 000 kg Tragkraft. Es kann mit folgenden Hubgeschwindigkeiten gearbeitet werden:

2,6 m/min

Großes Windwerk: Lasten bis 50000 kg

Lasten von 50 000 bis 100000 kg ...    1,3    „

Kleines Windwerk: Lasten bis 10 000kg

12,0 „

Lasten von 10 000 bis 30 000 kg ...    4,0    „

U Nach „Taschenbuch der Hütte“.

²) Zeitschr. d. Ver. deutsch. Ing. 1898, S. 437. Ygl. ferner ebenda 1906, S. 1606.

1/

t*

----32500

-j- Ausleger

is

i iiy

Fig. 999 u. 1000.

m\.

i \\SS\X\ ,

18 500-

17000

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■22 600-

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i|\ Vf

-vVx§ij=

--"V7

ftm

wWl

Derrickkran von 100 000 kg Tragkraft.

'J

"W

ir

Hierzu dient eine gemeinschaftliche Zwillingsdampfmaschine mit Klugscher Umsteuerung, 240 mm Durchmesser und 450 mm Hub mit n = 180 in der Minute.

Bei der großen Flasche hängt die Last an acht Drahtseilsträngen, wobei zwei Seilstränge gleichzeitig von zwei Seiltrommeln aufgewickelt werden, um die Seile möglichst gleichmäßig zu beanspruchen. Bei der kleinen Flasche hängt die Last an vier Seilsträngen.

Die Ausladung des Kranes kann innerhalb folgender Grenzen geändert werden:

Ausladung von der Drehmittelachse des Auslegers in Meter

größte

kleinste

Große Flasche Kleine Flasche

CO of

CM CO

o ^

r>T co

r-H t-H

Abstand der Drehachse von der Kaikante = 2,5m, folglich nutzbare Ausladung 32,5 — 2,5 = 30 m.

Zur Veränderung der Ausladung und zum Drehen des Kranes dient eine zweite Zwillingsmaschine von 210 mm Zylinderdurchmesser und 300mm Hub mit Klugscher Umsteuerung.

Die Ausladung wird durch zwei Schraubenspindeln verändert.

Der Vertikaldruck wird durch eine kreisrunde Gleitbahn (nach Art der Führungen von Hobelbankbetten) abgefangen. Der stählerne Unterbau der Gleitbahn ist als Triebstock mit auswechselbaren Stahlbolzen ausgebildet, in die gleichzeitig zwei Trieblinge des Drehwerkes eingreifen.

Die Drehgeschwindigkeit des Auslegers beträgt bei 180 Umdrehungen der Dampfmaschine 30 m/min, gemessen am kleinen Haken in seiner größten Auslage.

Den Dampf von 4 bis 6 at Spannung liefert das in der Nähe des Kranes befindliche Kesselhaus der Werft.

Hammerwippkran für 150 t Nutzlast¹).

(Vgl. Fig. 1001 bis 1003 auf S. 598 u. 599.)

Die Eisenkonstruktion der von der Deutschen Maschinenfabrik-A.-G. ausgeführten neuen Kranform besteht wie bei den Hammerkranen aus zwei Hauptteilen: dem feststehenden Stützgerüst, welches so ausgebildet ist, daß die Schwenkachse des Auslegers bis auf 2 m an die Uferkante heranrückt, und dem drehbaren Ausleger, dessen Lastarm durch Spindelantrieb verstellt werden kann.

Der größte Schwenkhalbmesser beträgt bei 50 t Belastung 27 m, der kleinste, bei ganz eingezogenem Ausleger, 8,5 m. Die höchste Stellung der 50t-Unterflasche beträgt bei größter Ausladung 28 m, bei kleinstem Abstand 43,25 m.

Die größte Ausladung für die 150t-Flasche ist 14m, bei 29,5 m größter Höhe über Uferkante.

Die Fußpunkte des Stützgerüstes sind nicht fest verankert, sondern ruhen in Kugelpfannen auf den Fundamenten, um bei einseitigen Senkungen schädliche Spannungen fernzuhalten.

Im oberen Teile des Gerüstes befindet sich das Rollenlager mit sechs Druckrollen von 750 mm Durchmesser und 17Ömm Randbreite, bei 234 mm Nabenlänge und 160 mm Zapfenstärke. Dicht unterhalb dieser Rollen befindet sich der Triebstockkranz von 5913 mm Durchmesser, mit 108 Bolzen und 172 mm Teilung.

Der doppelte Schwenkantrieb erfolgt durch zwei hintereinander geschaltete Motoren von je 12,5 PS bei 500 Umdrehungen mittels Schnecken- und Zahnrädergetrieben. Die Schneckenräder sind zur Sicherung gegen zu hohe Belastung mit Reibkupplungen (vgl. S. 207) versehen.

Die beiden Lastwinden für 50 und 150 t werden von einem 110-PS-Motor mit 480 Umdrehungen nach Bedarf angetrieben. Der Motor arbeitet auf eine Hauptantriebswelle, von welcher die Bewegung mittels eines verschiebbaren Ritzels auf die eine oder andere Winde geleitet wird.

Die Hauptwelle trägt eine durch Lüftmagnet betätigte Schlingbandbremse, welche als Verzögerungs- und Haltebremse dient.

Die 50 t-Flasche hängt in sechs Seilsträngen. Beide Enden des 34 mm starken Drahtseiles werden gleichzeitig auf zwei Trommeln von 1464 mm Durchmesser aufgewickelt.

Die 150t-Flasche hängt in zehn Strängen eines 46 mm-Drahtseiles, welches dieselbe Seilführung wie bei der 50 t-Winde besitzt.

Das Einziehwerk des Auslegers besteht aus zwei Spindeln von 315 mm äußerem und 245 mm innerem Durchmesser, 82,5 mm Steigung und 1000 mm Länge mit Rechts- und Linksgewinde, die durch einen 57-PS-Motor bei 500 Umdrehungen pro Minute unter Vermittelung von Stirnrädern und als Kegelräder ausgebildeten Muttern ihren Antrieb erhalten.

Fig. 1001.

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Hammerwippkran für 150 t Nutzlast der

Fig.1002.

Fig. 1003.

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250 t- Hammerwippkran.

Mechanischer Teil gebaut von der Deutschen Maschinenfabrik-A.-G. in Duisburg für die Werft von Blohm & Yoss in Hamburg.

Elektrische Ausrüstungen von den Siemens - Schuckertwerken.

Der Kran, der für eine Tragkraft von 2501 bestimmt ist, also den zurzeit größten Kran der Welt darstellt, ist gleichzeitig Hammerdrehkran und Wippkran. Bei Benutzung als Hammerdrehkran steht der

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250 t-Hammerwippkran

der Deutschen Maschinenfabrik-A.-G. in Duisburg.

um eine feststehende Säule drehbare Teil horizontal. Er wird von einer Laufkatze oder einem 20t-Drehkran befahren.

Bei Benutzung als Wippkran wird der 20 t-Drehkran bis zur äußersten Stellung auf dem Gegengewichtsarm ausgefahren, die Katze auf dem vorderen Ende des Auslegers festgestellt und der Ausleger aufgerichtet.

250 t - Hammerkran.

. 100 t

Tragkraft bei 50 m Ausladung . . .

Tragkraft bei 32 m Ausladung . . .

Hubhöhe bei wagerechtem Ausleger .

Ausladung bei wagerechtem Ausleger Höhe von Wasserspiegel bis Spitze des auf gerichteten

Auslegers.....................

Kleinste Ausladung bei aufgerichtetem Ausleger . . .    24,5 m

1,6 m/min

250 t

49 m 52 m

100 m

Hubgeschwindigkeit bei 250 t.....

Hubgeschwindigkeit bei 100 t.....

Zeitdauer für Drehen mit 250 t . . . . Zeitdauer für Einziehen ohne Belastung Katzfahrgeschwindigkeit bei Belastung .

12 min 30 bis 35 min 12 m/min

20t-Drehkran auf dem Ausleger.

Tragkraft bei 8 m Ausladung............

Tragkraft bei 16 m Ausladung............

Höhe von Wasserspiegel bis Oberkante der Laufschiene

Hubhöhe über Wasser bei 10 t Last.........

Durchmesser des Arbeitsfeldes bei 101 Last.....

20 t

10 t

60 m

80 m

140 m

10 m/min 20 „

2 min

4 „

40 m/min

Hubseil 52mm Durchmesser und 1500m Länge; Gesamtgewicht des Kranes 2000000 kg.

Hubgeschwindigkeit bei 201. . , Hubgeschwindigkeit bei 101. . , Zeitdauer für Drehen mit 20 t . Zeitdauer für Einziehen mit 101 Fahrgeschwindigkeit.....

Elektrische Ausrüstung. 2501 - Hammerkran.

PS

Drehzahl

Bauart

Stromart

2 Hub- und Einziehmotoren in Reihe je 2 Katzfahrmotoren 2 Drehmotoren

95

38

38

400

700

400

offen

geschlossen

Gleichstrom

von

440 Volt

20t-Drehkran auf dem Ausleger.

PS

Drehzahl

Bauart

Stromart

Gleichstrom

Hubmotor .

Drehmotor .

Einziehmotor Fahrmotor .

Die Motoren werden durch zwei Gleichstrom-Steuermaschinen mit Leonardschaltung gesteuert, von denen die eine als Reserve dient. Die Steuermaschinen sind, ebenso wie die Hub- und Einziehmotoren des 250t-Krans, auf dem rückwärtigen Teil des Hammers aufgestellt. Jede Steuermasehine enthält:

1 Steuermotor von 360 PS, 440 Yolt,

1 Steuerdynamo von 160 KW, 440 Yolt,

„    65    „    440    „

71

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geschlossen

11,5 I

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61

430

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von

440

Yolt

Drehkran mit schwingendem Ausleger¹) für 1501 Tragkraft und 31,6 m größte Ausladung in Newport.

Der eiserne Unterbau des Kranes besteht aus 16 in einem Kreise yon lim Durchmesser angeordneten und unter sich verspannten Säulen, welche aus je zwei U-Eisen NP 38 hergestellt sind und auf

Fig. 1005.    *-•

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Drehkran mit schwingendem Ausleger fürJlöOt Tragkraft und 31,6 m Ausladung.

Hochwas^erspiegel

der Pfahlgründung stehen. Der Kran ist als Drehscheibenkran mit lim mittlerem Rollenbahndurchmesser ausgebildet und bewegt sich auf 63 kegelförmigen Stahlgußrollen von 508 mm mittlerem Durchmesser, während ein 400 mm starker Mittelzapfen den Horizontaldruck aufnimmt.

x) Zeitschr. d. Yer. deutsch. Ing. 1899, S. 1481.

Der Ausleger ist ein dreieckförmiger Fachwerkträger, welcher um einen 250 mm starken Zapfen drehbar ist. Bei der tiefsten Lage beträgt die Ausladung 31,6 m, in der höchsten Stellung 13,4 m.

Tragfähigkeit 150 t hei 22,2 m Ausladung,

„    70 t bei 31,6 m „

Für die Drehung des Kranes, dessen Gesamteigengewicht 775t beträgt, sind zwei 20pferdige Hauptstrommotoren vorgesehen. Diese arbeiten auf doppelgängige Schneckengetriebe, welche ihrerseits wieder Stirnräder antreiben, die in eine eiserne Kreiszahnstange an der Außenseite des eisernen Unterbaues eingreifen. Eine Umdrehung des Kranes erfolgt in 3 bis 3x/a Minuten.

Für das Heben und Senken des Auslegers sind zwischen Ausleger und Krangestell zwei Rollenzüge mit 32 mm starken Stahldrahtseilen eingeschaltet, deren Enden zu je einem Trommelpaare geführt werden. Jeder Rollenzug hat 11 fache Übersetzung und 22 tragende Trums. Rechts sind daher auf einem 250 mm starken Bolzen 22 Rollen, und links 24 Rollen von 1500 mm Durchmesser angeordnet. Jedes Trommelpaar wird durch einen besonderen lOOpferdigen Hauptstrommotor angetrieben.

Für die eigentliche Lasthebung dienen drei Flaschenzüge, zwei davon für je 75 t Tragkraft und einer für 20 t. Die Hauptflaschenzüge arbeiten mit 12 fâcher Übersetzung und haben 12 tragende Trums von je 32 mm Durchmesser (Stahldrahtseil), deren Enden am Ausleger entlang zu den auf der Plattform auf gebauten Trommeln von 2600 mm Durchmesser geführt sind. Jede Trommel wird mittels Räderübersetzung durch einen lOOpferdigen Hauptstrommotor angetrieben.

Die Hubgeschwindigkeit für die größte Last beträgt 2,15 m/min. Gesamtwirkungsgrad 51 Proz. Um die Bremsscheibe von 750 mm Durchmesser ist ein Bremsband von 75 bzw. 30 mm Breite (der Beanspruchung entsprechend) 4¹/₂mal geschlungen.

Scherenkrane.

Scherenkrane alter Konstruktion sind nur Wippkrane. Sie können also nicht im Kreise geschwenkt werden. Zwei nach unten weit auseinandergehende Streben sind mittels Gelenk direkt auf dem Fundament gelagert. Der dritte längere Mast wird wie früher durch Rollenzug oder Schraubenspindel verlängert oder verkürzt. Zum Heben und Senken der Last dient ein am Auslegerkopf angebrachter mehrrolliger Flaschenzug, dessen Seil oder Kette von einer Dampfwinde oder elektrisch betriebener Winde auf- oder abgewickelt wird.

Scherenkrane sind aus den gewöhnlichen Dreifußkranen, die häufig in Fabrikhöfen als Hebevorrichtung gebraucht werden, entstanden. Der Name Scherenkran rührt von der scherenartigen Bewegung der Vorderstreben und des Hintermastes beim Wippen her.

Die Scherenkrane dienen namentlich zur Förderung großer Lasten auf große Höhen, insbesondere zum Aufstellen der Masten, zum Eifi-bauen von Kesseln und Maschinen in Schiffe an Hafenplätzen. Die drei Schenkel des Scherenkranes werden als Blechrohre aus einzelnen Schüssen oder als Stützen mit kastenförmigem Querschnitt vollwandig oder mit Gitterwerk hergestellt. In beiden Fällen verjüngen sich die Streben nach den Enden hin.

Fig. 1007.

Fig.1006.

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Alter Scheren kran.

Bei einem in Govan (Schottland) aufgestellten Scherenkran x) für 1301 Tragkraft mit Dampfbetrieb sind folgende Verhältnisse vorhanden.

Streben aus weichem Martineisen mit kastenförmigem Querschnitt:

Länge 39,4 m. In der Mitte 1575 X 1475 mm an den Enden 680 X 600 mm Ausleger: Länge 49,0 m. In der Mitte 1980 X 1475 mm an den Enden 750 X 750 mm

Schraube: Stahl, 250 Durchmesser, 21m lang, 18,3 m Mutterverschiebung. Scherenkrane der beschriebenen Form besitzen den großen Nachteil, daß die nutzbare Ausladung des Kranes nicht zur Geltung kommt. Der Grund liegt in der Berührung der vorderen Bordkante a mit den Streben, wobei nach Fig. 1006 das Schiff von Kaikante abgerückt ist.

x) Zeitschr. d. Ver. deutsch. Ing. 1892, S. 1130. Vgl. ferner ebenda S. 1474: Mehr tens, Die Mastenkrane der Weichselbrücke in Dirschau, Marienburg und Fordon.

Ferner müssen alle Lasten am Lande hinter den Füßen der beiden vorderen Streben aufgenommen und zwischen ihnen nach außen durchgeschwenkt werden. Durch die verjüngt nach oben zusammenlaufenden Streben werden aber die Abmessungen der Gegenstände beschränkt und das Einsetzen langer Gegenstände, wie Masten und Kamine, wird erschwert.

Zur Vermeidung dieser Übelstände hat die Duisburger Maschinen-bau-A.-G. eine neue Scherenkrankonstruktion entworfen, die in Fig. 1008 dargestellt ist. Der Schiffskörper kann hier bis dicht an die Kaimauer

Fig. 1008.

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Ersatz des alten Scherenkranes.

gerückt werden, so daß trotz der Zurücklegung der Kranfüße auf der Kaimauer an nutzbarer Ausladung nichts verloren geht. Diese Zurückstellung der vorderen Kranfüße ermöglicht dann aber auch das Absetzen und Aufnehmen der Lasten vor dem Kran, so daß ein Durchschwenken durch die vorderen Streben nicht mehr erforderlich ist. Der schnabelförmig vorkragende Ausleger läßt die volle Hubhöhe des Kranes ausnutzen.

c) Fahrbare Drehkrane.

Gerüstform. Durch Verbindung der Drehkrane mit einem fahrbaren Untergestell wird außer der Vertikal- und Schwenkbewegung noch eine Längsverschiebung der Last möglich. Beachtenswert ist hier wieder der Übergang der vollen Säule bei kleinen Ausführungen zur Fachwerksäule bei größeren Ausführungen. Diese und der Unterbau können, wie aus den nachfolgenden Abbildungen hervorgeht, den jeweiligen örtlichen Verhältnissen entsprechend, verschiedene Formen annehmen; z. B. die Befestigung der Säule auf einem gewöhnlichen Wagen, dann auf einem Volltor oder Halbtor.

Fahrwerk. Bemessung der Laufräder nach S. 222; bei Raddrücken unter 20t genügen vier Räder, darüber hinaus sind acht Räder mit Balancierlagerung gebräuchlich. Große Fahrgeschwindigkeiten erfordern federnde Lagerung der Laufradachsen. Leichte Krane erhalten Normalspur = 1,493 m, Kaikrane 2,5 m, schwere Krane bis 3 m Spurweite. Berechnung des Fahrwiderstandes nach S. 225.

Standfestigkeit. Mittel zur Verringerung des Gegengewichtes sind Seitenstützen, Stützrollen und Schienenzangen. Letztere können nur als Sicherung betrachtet werden, weil bei Beanspruchung derselben im

normalen Betriebe die Schienenbefestigung leidet.

Q Seitenstützen oder Stützrollen für die Standfestigkeit erforderlich, dann kann der Kran nur bei Anwendung derselben geschwenkt werden. Soll die angehobene Last von dem Kran weiter gefahren werden, dann ist dieser erst so zu drehen, daß die Last über Mitte Gleis hängt. Hierauf erst können die Seitenstützen hochgezogen werden. Bei Stützrollen sind an den Stellen, wo der Kran gedreht werden soll, außerhalb der Fahrschienen noch besondere Stützschienen für die Stützrollen erforderlich.

Es gelten folgende Beziehungen:

Kran belastet. Kippunkt in A.

Fig. 1009.

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Berechnung der Standfestigkeit.

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Gs(, + {)

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s Q. a G₁ .b — G g. c 2 — Q -(- Gx -|- 6r₂ + G g

Als Sicherheit ist eine Kipplast = 1,5 bis 2 Q für Q zu setzen.

Kran leer. Kippunkt in B.

G.ib+i^+GĄ-G

s Gg .c — Gx.b 2 ⁼ G₁ -f- G₂ 4- G g

Auch hier ist wieder zur Sicherheit 1,5 Gg bis 2 G₉ zu setzen.

Beispiel. Gegeben = 2 t, G₁ = 0,51, Gr₂ — 11,

b = 1,6 m,

Ausbalanciert wird das halbe Kranmoment, also

Kran leer: Ebenfalls zweifache Sicherheit, also G = 5,4 t

5,4.2 — 0,5.1,6 0,5 + 1 + 5,4

Erforderliche Schienenentfernung demnach s = 3,76 m, bzw. bei Normalspur Seitenstützen oder Stützrollen mit Hilfsschienen.

Verwendung. Im Hafenverkehr ist für die Kaikrane eine Verschiebung des ganzen Kranes erforderlich, um denselben über der Schiffsluke einstellen zu können. Hierbei genügt eine geringe Fahrgeschwindigkeit. Als Stahlwerkskrane erhalten fahrbare Drehkrane eine Geschwindigkeit bis zu 2 m/sec. Eisenbahnkrane, welche mit Puffern und Zughaken versehen werden, besitzen keine Eigenbewegung. Die Fahrbarkeit dient nur gelegentlichem Transport.

a = 5 m,

c = 2 m.

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2,7 t.

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1,88 m.

-— 1,45 m.

1. Fahrbare elektrisch betriebene Drehkrane.

Fahrbarer Dreimotoren-Drehkran für 5000 kg Tragkraft und 10 m Ausladung

von Jul. Wolff & Co. in Heilbronn a. N. (Fig. 1010 bis 1012). Zur Verfügung steht Drehstrom von 220 Volt, 50 Perioden.

Hubwerk.

Hubgeschwindigkeit 30 m/min. Ilubmotor 22,5 PS, n — 575.

Lose Rolle; Stirnradvorgelege z = 15:180, t = 8n.

Schwenkwerk.

Schwenkgeschwindigkeit 120 m/min. Schwenkmotor 4,5 PS, n = 940. Schneckengetriebe: Schnecke doppelgängig, t = 6 n, cl = 57 mm.

Schneckenrad z — 73, t — 6 n, D — 438 mm. Triebling und Zahnkranz z = 12 : 180, t = 14,5 n.

F ahrtrieb werk.

Fahrgeschwindigkeit 45 m/min, Fahrmotor 6,5 PS, n = 720. Motorvorgelege z — 15 : 88, t = 5,5 n.

Laufrad Vorgelege z = 12:50, t = 10 n.

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Fahrbare Drehkrane.

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Fig.1012.

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Elektrisch betriebener, fahrbarer Dreimotoren-Drehkran für 5000 kg Tragkraft und 10 m Ausladung

von Jul. Wolff & Co. in Heilbronn a. N.

Fig.1010 u. 1011.

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) Zeitschr. d. Ver. deutsch. Ing. 1906, S. 1605.

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Deutschen Maschinenfabrik-A.-Gr. in Duisburg.

2. Fahrbare Dampfdrehkrane.

Für den Antrieb gilt das auf S. 296 Gesagte. Die Fortbewegung erfolgt durch Hand- oder Dampfantrieb. Im letzteren Falle sind die Krane als Lokomotivkrane verwendbar, so daß sie das Kangieren einzelner Wagen und ganzer Züge ausführen können.

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Fig.1013.

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Fahrbarer Dampfkran nach dem Säulensystem mit veränderlicher Ausladung von Menck & Hambrock in Altona-Hamburg.

Bet hmann, Hebezeuge. 3. Aufl.

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Fahrbarer Dampfkran

nach Drehscheibensystem mit festem Ausleger von Menck & Hambrock, Altona-Hamburg.

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Fig. 1014.

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Fig. 1013 ist ein Säulendrehkran. Heben, Schwenken und Fahren erfolgt durch eine Zwillingsdampfmaschine mit Kulissenumsteuerung. Hubgeschwindigkeit bei 1000 bis 12 000 kg rund 6 m/min, ohne lose Rolle 12 m/min. Fahrgeschwindigkeit 40 bis 60 m,min, Zahl der Umdrehungen 2,6 bis 1,6 pro Minute bei einer Ausladung von 3 bis 8 m. Spurweite 750, 900, 1000, 1250, 1435, 1525 und je nach Erfordernis Seitenstützen, Stützrollen oder Schienenklammern.

Fig. 1014 Drehscheibenkran. Drehbewegung wird durch Reibkupplungen von der Kurbelwelle abgeleitet. Die Maschine läuft deshalb nur nach einer Richtung. Hubbewegung ebenfalls durch Reibkupplung erzielt. Sperradbremse. Fahren erfolgt von Hand.

Die Deutsche Maschinenfabrik -A.-Gr. in Duisburg stellt ihre Krane nach folgenden Normalien her:

Tragkraft

Ausladung

Rollenhöhe

kg

6000

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5000

4,5

3000

6,5

2000

8,0

1500

9,0

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Größter Raddruck 15 000 kg.

Dampfmaschine 160 mm Zylinderdurchmesser, 180 mm Hub, 180 Umdrehungen pro Minute mit Umsteuei'ung nach Joy. Dampfkessel 8 at Überdruck, etwa 7 qm Heizfläche und 0,35 qm Rostfläche.

Arbeitsgeschwindigkeiten. Heben 3000kg 20m/min, 6000kg 10m/min. Drehen: 2,5 Umdrehungen pro Minute. Fahren: 50 bis 70m pro Minute. Einziehwerk: Dauer der Bewegung des Auslegers von der tiefsten bis zur höchsten Lage 50 Sekunden.

3. Fahrbare Turmdrehkrane.

Sie finden zunächst als Baukrane Verwendung, die an den Außenfronten entlang fahrbar sind. Das fahrbare Untergestell wird torartig ausgebildet, so daß der Kaum zwischen den Schienen für die Lagerung von Baumaterialien oder als Durchgang freibleibt. Der Ausleger wird entweder mit drehbarer oder mit feststehender Säule ausgeführt. Um leichte Lasten mit großer Ausladung, große Lasten mit geringerer Ausladung heben zu können, wird er als Wippausleger eingerichtet. Zu dem Zweck wird das Hubseil soweit angezogen, bis sich ein daran befindlicher Anschlagnocken an den Auslegerkopf legt. Durch weiteres Anziehen des Hubseiles wird der Ausleger in die gewünschte Lage gebracht, worauf das den Ausleger tragende Zugseil durch Einhängen in Ösen verkürzt wird.

Die Standfestigkeit wird bei hohen Kranen hauptsächlich durch den Wind-

Fig. 1015.

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druck beeinflußt. Die Windflächen sind deshalb namentlich oben klein zu halten und die großen durch den Führerstand bedingten Flächen möglichst tief zu legen.

Bei diesen Kranen wird

das Einmotorsystem bevorzugt. Heben, Schwenken und

Elektrisch betriebener Turmdrehkran für 4000 bzw. 1250kg „ .

Tragkraft und 4 bzw. 9 m Aus- Fahren werden durch Kupp-

in Heilbronn a. N.

ladung von Jul.'Woiff & Co. hingen von einem Motor abgeleitet. Grund: Häufiger Wechsel des Standortes und damit der Stromart; Verhinderung der gleichzeitigen Ausführung mehrerer Bewegungen (meist zwangweise Hintereinanderschaltung der einzelnen Bewegungen) zur Vermeidung von Betriebsstörungen bei der geringen Schulung der Kranführer. Leichterer Ersatz des Elektromotors durch

einen Brennstoffmotor.

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Die Baumaschinenfabrik Bünger, A.-G.¹), in Düsseldorf rüstet den Turm mit einer vom Führerstand aus in jeder beliebigen Höhe einstellbaren Arbeitsbühne aus, die ein besonderes Gerüst vor der Fassade erübrigt.

Soll derselbe Kran an verschiedenen Gebäudefronten benutzt werden, dann sind an den Gebäudeecken Drehscheiben anzuordnen. Karl Peschke, Maschinenfabrik, in Zweibrücken führt den Kran ohne Drehscheiben mittels Hilfsschiene um die Ecken. Bünger, A.-G., ordnet neben jedem Laufrad ein kleines Spindelhebezeug an, das mit einer Klaue auf die Schienenköpfe gesetzt werden kann. An der Kreuzungsstelle wird der Kran gleichmäßig um rund

ijr j l{jf    Zeitschr. d. Ver. deutsch. Ing. 1914, S. 211, Winter-

- J JA .. JL H,^    meyer, Turmkrane für Bauausführungen. Daseihst, S. 585,

W. Dahlheim, Turmkrane für Bauausführungen.

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Zu Seite fil7.

Fig. 1028 bis 1029.

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Halbtorkran von 3000 kg Tragkraft und H m Ausladung

von

der Maschinenfabrik Augsburg-Nürnberg, A.-G.

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Betlnnann, Hebezeugo. 3. Aufi.

i’riedr. Vieweg & Sühn, Braunschweig.

30 mm gehoben, die Rollen werden um 90° gedreht, gesichert, und der Kran wieder mit Hilfe der Spindeln auf die Fahrbahn herabgelassen. Dieses Umsetzen dauert 10 bis 15 Minuten. Nachteile der Drehscheiben: Besondere Aufnahmegruben und Gründungen, etwas größerer Abstand der Kranbahn vom Gebäude.

Für das Gegengewicht ist ein vollständig geschlossener Kasten mit Sandfüllung oder gußeiserne Platten zu wählen. Lose Bausteine können leicht zu Entlastungen des Kranes führen.

Eine weitere ausgedehnte Verwendung finden Turmkrane auf Hellingen (s. Abschnitt „Laufkrane“).

Elektrisch betriebener Turmdrehkran für 4000 bzw. 1250 kg Tragkraft und 4 bzw. 9 m Ausladung

der Maschinenfabrik Jul. Wolff & Co. in Heilbronn.

(Fig.1015 bis 1021.)

Der Ausleger schwenkt am obersten Teile des Gerüstes um ein Rollenlager und ein Stützlager. Von einem Mitdrehen des Führerhauses ist abgesehen worden, da dies nur mittels eines drehbaren Mastes erzielt werden kann, welcher aber einer großen Durchbiegung unterliegt.

Hubwerk. Der Trommelantrieb erfolgt vom Motör durch drei Stirnräderpaare KH, _E!>, (7-E>, welche sämtlich gefräst sind. Da die Volllast sehr selten mit dem Kran gehoben wird, so sind in das Hubwerk Satzräder eingebaut, um Lasten bis 2000 kg doppelt so schnell wie die Maximallast heben zu können. Es werden also die Räder Gr F eingerückt und ED ausgerückt.

Um den leeren oder leicht belasteten Haken schnell ablassen zu können, ist eine sogenannte Schnellablaßvorrichtung eingebaut. Hierbei wird Rad C ausgerückt, so daß die Trommel unter Abschaltung sämtlicher Vorgelege läuft. Der Motor bleibt in Ruhe. Um bei Versagen des elektrischen Stromes weiter arbeiten zu können, kann der Kran durch Aufstecken von Kurbeln von Lland bedient werden.

Als Bremse dient eine holzarmierte Bandbremse mit Lüftmagnet. Zur Regulierung der Senkgeschwindigkeit wird dieselbe Bremse mittels Handhebels entsprechend gelüftet. Bei Gleichstrom Senkbremsschaltung.

Schwenkwerk. Der Motor arbeitet auf ein Schneckengetriebe, dessen vertikale Welle ein Stirnrad trägt, welches an der Kranspitze in den Zahnkranz des Auslegers eingreift. Das auf derselben Welle befindliche große Kegelrad N für den Handkurbelantrieb kann durch Klauenkupplung mit der Welle verbunden werden.

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Fig. 1016 bis 1018. Hub- und Drehwerk zum Turmdrehkran (Fig. 1015). Maßstab 1 : 10. Heben 6 bis 12 m/min, Schwenken 40 m/min.

Rädertabelle.

Gegenstand

Tlg.

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Breite ; Bohrg.

Material

Bemerkungen

Trommel . . Stirnrad . .

Ritzel . . . Stirnrad . .

Ritzel . . . Stirnrad . .

Ritzel . . . Stirnrad . .

Ritzel . . .

Ritzel . . . Bremsscheibe Bremsscheibe Kegelrad . . 23 mm Kegelrad . . 23 mm Schneckenrad Schnecke . . Zahnkranz .    10 n

Ritzel ...    10 Ti

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Gußeisen

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Drehbares Oberteil nebst Turmspitze zum Turmdrehkran Fig. 1015. Maßstab 1 : 10.

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Fahrwerk. Der Fahrmotor steht auf dem Portal und treibt in üblicher Weise zwei Lauf-räder an.

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Auslegerverstellung. Dieselbe erfolgt mittels des Hubwerkes. Um zu verhindern, daß der Kran bei Sturm von selbst anläuft, wird derselbe mit einer Feststellvorrichtung ausgerüstet. Der Kran ist bis zur Kranspitze und Auslegerkopf durch Steigleitern zu besteigen.

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Normal-Ausführung.

4000 kg Tragkraft bei 4,0 m Ausladung. Hubgeschwindigkeit . 6—12 m/min 2800 „

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4. Volltor- und Halbtorkrane.

Bei dieser Konstruktion steht ein Drehkran auf einem fahrbaren

Gerüst, durch das Eisenbahnwagen hindurchfahren können. Sie dienen zur Umladung von Gütern aus den Schiffen in die Eisenbahnwagen

Fig. 1022.

und in die Warenschuppen,» welche an der am Kai entlang gehenden Fahrstraße bzw. an den Eisen-

bahngeleisen stehen.

Fahrbarer, elektrisch betriebener Volltordrehkran von 5 t Tragfähigkeit und 17 m Ausladung für Selbstgreiferbetrieb von der Deutschen Maschinenfabrik-A.-G., Duisburg.

Torkrane stellen heute den in Häfen vorherrschenden Kran typ dar. Ihre Verbreitung verdanken sie dem geringen Raumbedarf. Das Verfahren dieser Krane wird in vollkommenerer Weise statt durch Handfahrwerk durch ein elektrisch betriebenes Fahrwerk erreicht, wobei in den meisten Fällen eine kleine Geschwin-

digkeit genügt. Durch gleichzeitiges Drehen und Fahren kann man jedem Mast oder Schornstein ausweichen und Waggons lassen sich be- und entladen, ohne dieselben zu verschieben.

Handfahrwerk ist nur da angebracht, wo viele Krane dicht nebeneinander stehen.

Halbtorkran von 3000 kg Tragkraft und 11 m Ausladung

von der Maschinenfabrik Augsburg -Nürnberg, A.-G.

(Fig. 1023 bis 1029.)

1. Hubwerk. Der Hauptstrommotor treibt direkt mittels angekuppelten Ritzels ein mit der Drahtseiltrommel zusammengegossenes Stirnrad, dessen Gußkörper mit einem gefrästen Spezialstahlkranz versehen ist, welcher in einem gußeisernen Gehäuse im ölbade läuft. Die Kupplung ist als einfache mit Holz gefütterte Bandbremse ausgebildet, deren Gewichtshebel das Halten der Last in jeder Stellung bewirkt.

Das Lastsenken erfolgt durch entsprechendes Lüften der Bremse mittels Handhebels, welcher neben dem Hubkontroller angeordnet ist. Die Bremse ist demnach zu gleicher Zeit Haltebremse und Regulierbremse. Die Hubbegrenzung ist in der Weise ausgebildet, daß von einer kleinen, an die Windentrommel angegossenen Trommel mittels Drahtseilübertragung eine vertikale Stange bewegt wird, welche den Endausschalter betätigt.

Hauptstrom-Gleichstrommotor für 550 Volt, 28 PS und 400 Umdr./min.

Kontroller: Verbundkontroller für Heben und Drehen.

Bezugsquelle der elektrischen Ausrüstung: Allgem. Elektrizitäts-Gesellschaft.

Stirnradübersetzung: z =■ 336:19, t = 4 n, d — 1344:76 mm, Material des kleinen Rades: Chromnickelstahl.

Trommel 550mm Durchmesser, Drahtseil: 20mm (doppelflachlitzig).

Fördergeschwindigkeit: 0,6 m/sec.

Anlaufzeit : 3 bis 4 sec.

2. Schwenkwerk. Der Hauptstrommotor treibt durch Schneckengetriebe auf eine vertikale Welle, deren Ritzel in einen auf dem Portal befestigten Zahnkranz eingreift. Die Stromzuführung erfolgt hierbei durch bewegliche Kabel.

Die Schwenkbegrenzung ist durch die Vorschrift gegeben, daß der Kranführer nach einer Umdrehung wieder zurück drehen muß.

Als Stoppbremse dient eine einfache Backenbremse, welche vom Führerstand aus durch Fußtritthebel betätigt wird.

Hauptstrommotor: N = 4,5 PS, n = 515 pro min.

Schneckengetriebe: Schnecke zweigängig, d — 55, « = l¹//'Steig., Material: Gußstahl.

Schneckenrad: s — 48, t = l¹//', d == 485mm, Material: Bronze (Nabe Stahlguß).

Schwenkritzel: z = 10, t = 19 7i, d — 190 mm, Material: Stahl.

Gußeisen.

Zahnkranz :

z — 128, t — 19 7T, D — 2432 mm,

Schwenkgeschwindigkeit: 2 m/sec.

Anlaufzeit : 3 bis 4 sec.

3. Veränderung der Auslegerneigung. Zweck: Einstellung auf Schiffsluken. Die Auslegerzugstangen sind durch einen Gelenkbolzen mit zwei Schraubenspindeln verbunden, deren als Schneckenräder ausgebildete Muttern durch Schnecken mittels Haspelkette angetrieben werden. Der Spindelzug wird durch Kugellager aufgenommen. Die Spindeln sind in Röhren eingeschlossen.

Spindeldurchmesser: da = 63mm, di = 55mm, Fl. Gewinde, zweigängig, IV2 Gang auf 1" engl.

Schneckengetriebe : d =

58 mm Durchm. ^

1) — 224 mm Haspelraddurchmesser: 430 mm.

dreigängig, r.u. 1., Material: S.-M.-Stahl. — ⁷¹ ' z — 28, Material: Gußstahl.

4. Antrieb des Halbportales. Derselbe erfolgt durch Handkurbeln am Portalfuß und am wagerechten Teil.

Übersetzung unten:

1. Stirnrädervorgelege z — 11:44, t == 9 n, d — 99: 396 mm.

2.

z — 11: 84, t — 12 n, d = 132 :1008 mm. Laufraddurcbmesser : 1000 mm, Scbienenbreite = 58 mm.

Übersetzung oben:

1. Kegelräderpaar z —    14 : 28,    t =    10 n,    d    —    140 : 280 mm.

2.

z =    14:28,    t =    12 7T,    d    —    168:336 mm.

.Stirnrädervorgelege z —    11:42,    t =    12 n,    d    ==    132:504 mm.

Laufraddurcbmesser: 500mm, Scbienenbreite    =    58mm.

Die Stromzuführung zum Kran findet nach dem jeweiligen Verfahren durch Steckkontakt statt.

Der Drehkran ist als Drehscheibenkran mit vier Laufrädern und Königszapfen ausgebildet. Die Rückwand des Führerhauses besteht aus einem großen Gußstück, welches als Gegengewicht dient. Die übrige Verkleidung ist aus Holz hergestellt. Das Halbportal wird gegen Abheben durch Schienenzange geschützt.

Fig. 1031.

Fig. 1030.

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Anordnung von fahrbaren Drehkranen an Böschungen.

Häufig läßt man Drehkrane, um den Platz möglichst auszunutzen, über der schrägen Böschung eines Hafenbeckens laufen. Bei Fig. 1030 wird die Fahrbahn der Parterre-Drehkrane von einem hölzernen Gerüst getragen. Um das kostspielige Gerüst zu sparen, paßt man vielfach den Unterbau des Kranes der schrägen Böschung an (vgl. Fig. 1031) und legt eine Fahrschiene auf die Berme, und die andere auf die obere Abdeckplatte des Böschungspflasters.

5. Einspurige Drehkrane oder Zweiradkrane.

Der Wagen besitzt nur zwei hintereinander liegende Laufräder, die sich auf einem einschienigen Geleise bewegen, während am oberen Teile des Krangestelles eine Führungsrolle für zwei Leitschienen, oder zwei Führungsrollen für eine Leitschiene angebracht sind.

Zweiradkrane eignen sich für lange schmale Werkstätten oder für den Transport in schmalen Gängen zwischen den Werkzeugmaschinen.

Elektrisch betriebener Zweiradkran für 5 t Tragkraft und 2 m Ausladung

von C. Herr m. Findeisen, Spezialfabrik für Krane und Aufzüge, Chemnitz - Gablenz.

(Fig. 1032 bis 1034.)

Betriebsstrom ist Drehstrom. Ausgebildet als Säulendrehkran mit feststehender geschmiedeter Stahlsäule, die zwecks Durchführung der Fahr- und Drehmotorenleitung durchbohrt ist. Eine schmiedeeiserne Rohrverlängerung dient einesteils zur Aufnahme der Schleifringe, anderenteils für das Querhaupt mit den oberen Führungsrollen. Das Krangerüst wird oben am Querhaupt und unten durch ein Halslager geführt; außerdem in der Mitte durch eine Traverse, welche zugleich die Vertikalkräfte aufnimmt. Da infolge der durch örtliche Verhältnisse bedingte ganz kurze Rollenabstand eine Standsicherheit nicht gewährt, ist ein Gegengewicht angeordnet, welches das halbe Lastmoment ausgleicht.

Das Hubwerk arbeitet direkt ohne Zwischenschaltung einer Flaschenzugübersetzung mit doppeltem Seil und ist zum Ausgleich der beiden Seilstränge eine Ausgleichrolle am Haken angeordnet. Bemerkenswert ist die automatische Endausrückung durch rotierenden Walzenschalter, der für den höchsten und tiefsten Hakenstand in Wirkung tritt.

Als Haltebremse dient eine doppeltwirkende Backenbremse, deren Gewichtshebel durch einen Elektromagneten, gelüftet wird. Eine Senkregulierung ist nicht vorhanden, da durch den Betrieb mit Drehstrom eine konstante Senkgeschwindigkeit vorhanden ist und eine feinere Regulierung für den vorliegenden Betrieb nicht nötig war.

Dreh werk: Drehung infolge der Schleifringe unbegrenzt. Da der Motor stets sowohl beim leeren Kran als auch beim belasteten fast voll in Anspruch genommen wird, so läßt sich eine Regulierung durch einen einfachen Umkehrkontroller bewerkstelligen. Zum besonders schnellen Halten kann Gegenstrom gegeben werden.

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Elektrisch betriebener Zweiradkran für 5 t Tragkraft und 2 m Ausladung von C. Herrm. Findeisen in Chemnitz - Gablenz.

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Lagerung der

Kransäule und Hubwerk zum Zweiradkran für 5 t Tragkraft zu Fig.1032 u. 1033.

Einzelheiten zum Zweiradkran von 51 Tragkraft und 2 m Ausladung

von C. Herrm. Findeisen in Chemnitz-Gablenz.

(Fig. 1040 bis 1050.)

Fig. 1040 u. 1041.

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Anordnung des Endschalters mit Spindelausrückung.

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Anordnung des Schneckenrades für das Schwenkwerk.

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Fig.1050.

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Fahrtriebwerk.

Grundriß des Schwenktriebwerkes.

Fahrwerk: Beide Laufräder sind infolge sicherer Fortbewegung mit Gail scher Treibkette verbunden. Für die Bremsung und Regulierung gilt dasselbe, was unter Drehwerk gesagt wurde.

Die in Fig. 1035 unterhalb des Mittelzapfens gezeichnete Welle ist die Ableitrollenwelle für die beiden Leitrollen, welche zur Seilüberleitung von der Trommel zu den Schnabelrollen dienen.

Hubwerk: v — 11,7 m/min. Motor: DK 30/6, 2,4 PS, n = 940.

Zahnräder:

Bronze.

z = 12: 67, t — 8 n, D = 96:536, b = 70 u. 80 Grauguß/Stahl. z = 15:130, t = ix, D = 60:520, b = 45 u. 55 Gesamtübersetzung: i = 1:48,5.

Drehwerk: v = 41,5 m/min. Motor: DK 20/6, 1,55 PS, n = 930-Zahnräder:

z = 13:158, t = 3 TT, D — 39:474 mm, b = 56/65 Grauguß/Bronze. Schneckenrad: z = 46, t = 25,4 mm, 370 mm Durchmesser. Schnecke: 2gängig, 50,5 mm Steigung, 48 mm Durchmesser. Gesamtübersetzung: i = 1:280.

Fahrwerk: v — 34,5 m/min. Motor: DK 20/6, 1,55 PS, n = 930. Zahnräder:

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Fig.1051 u. 1052.

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6. Hängende Drehkrane oder Laufdrehkrane.

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Elektrisch betriebener"Laufdrehkran von 30 t Tragkraft, 4 m Ausladung und 13,2m Spannweite der Maschinenfabrik Augsburg-Nürnberg.

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Diese stellen eine Verbindung von Drehkran und Laufkran dar und bezwecken eine Vergrößerung des Arbeitsfeldes der Laufkrane. Der Drehstrom wird entweder mittels einer drehbaren Säule oder mit einer Drehscheibe an die Laufwinde'gehängt.

7. Schwimmkrane.

Schwimmkrane dienen im Hafenverkehr zum Überschlagen von Gütern ans einem Schiff in ein anderes, zum Leichtern, Bekohlen, Aus-und Einladen reparaturbedürftiger Maschinen oder Maschinenteilen und Heben von versunkenen Gegenständen. Manches Mal sind auch die Uferverhältnisse für die Anlage eines festen oder fahrbaren Kranes ungeeignet, so daß nur ein Schwimmkran in Frage kommt.

Schwimmende Krane werden auf breiten eisernen Pontons montiert und entweder als Scherenkrane ausgeführt, oder es erhebt sich aus dem Ponton ein turmartiges Gerüst, von welchem ein langer horizontaler Arm mit Laufkatze ausgeht. Die Pontons werden mit wasserdichten Abteilungen (Schotten) versehen, in welche Wasser als Gegengewicht eingepumpt werden kann.

Früher stand der Ausleger śtets fest. Heute geht man vielfach dazu über, auch die schwersten Krane drehbar auszuführen und solche von geringer Tragkraft sind meist drehbar und fahrbar.

Als Antriebskraft kommt gewöhnlich Dampf in Frage, doch gibt es auch Schwimmkrane mit elektrischem Antrieb oder Antrieb durch Benzinmotoren.

Die Nachteile der alten Scherenkrane sind durch die neue Bauart der Deutschen Maschinenfabrik-A.-G. vermieden worden.

Die Fig. 1055 und 1056 geben einen Vergleich der alten und neuen Bauart. Der in dieser Weise von obiger Firma ausgeführte Schwimmkran von 100 t Tragkraft für die Kaiserliche Werft in Danzig weist folgende Abmessungen auf¹):

Pontonlänge 27 m, Breite 20 m, Höhe 3 m.

Hubgeschwindigkeiten

für das 100 t-Windwerk bis 40 t von 40 bis 100 t .... für das 20 t-Windwerk bis 10 t von 10 bis 20 t.....

3.5    m/min,

1.5    m,

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Die Antriebsmaschine für das Hubwerk und die Spindelbewegung ist eine Zwillingsdampfmaschine, welche bei 280mm Zylinderdurchmesser, 450 mm Hub, 9 at Eintrittsspannung und 120 Uml.-Min. 120 PS leistet. Der für die Ausbalan-zierung dienende Wassertank faßt 129 cbm Wasser und wird durch eine Dampf-pumpe mit 1 bis 1,2 cbm Minutenleistung gefüllt.

Eine andere Bauart zeigt der von der Maschinenfabrik J. v. Petravic & Co. in Wien für Triest gebaute Schwimmkran von 25 t Tragkraft (Fig. 1057 u. 1058), welcher zum Zusammenbau der Schlachtschiffe dient²).

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Schwimmkran: alte Bauart.

Fig. 1056.

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Fig.1057.

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Schwimmkran für 25 t Tragkraft.

Ausführung der Maschinenfabrik J. v. Petra vic & Co. in Wien.

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Schwimmkran für 60 t Tragkraft. Ausführung der Hüttenwerke Kramatorskaja, A.-G.

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Das bockförmig gestaltete Gerüst ist mit horizontalem Ausleger versehen, auf welchem sich eine Laufkatze verschiebt. Das Ponton hat eine Länge von 25 m, eine Breite von 12,25 m und eine Piaumtiefe von 3,5 m. Der Tiefgang beträgt bei voller Belastung 1,5 m.

Die Ausladung über Bordwand beträgt 12 m, die Höhe der Katzenbahn über Deck 21,18 m bei 21 m Hubhöhe.

Die Hubgeschwindigkeit beträgt für Lasten von

10 bis 25 t . . 1,21 m/min, bis 101. . . . 2,72 m.

In der Fig. 1057 bezeichnet a den Maschinenraum, b den Laderaum und c den Wasserballasttank für 70 cbm Inhalt.

Ein Schwimmkran in ähnlicher Ausführung ist von der Deutschen Maschinenfabrik-A.-G. für die Werft von J. W. Klawitter in Danzig geliefert wordenx).

Tragkraft 60 t.

Abmessungen des Pontons : Länge 22,16 m, Breite 15,5 m, Höhe 2,12 m.

Hubgeschwindigkeiten bei 601 1 m, bei 10 t 6m, bei 5 t 12 m/min.

Fahrgeschwindigkeit der Katze 8 m/min.

Antrieb : Zwillingsdampfmaschine von 25 PS, 250 mm Zylinderdurchmesser,    200 mm

Hub und 200 Uml./min.

In der Zeitschrift des Vereins deutscher Ingenieure 1907 sind ferner noch folgende Schwimmkrane veröffentlicht worden:

Seite 184: Schwimmkran von 40 t Tragkraft; Bauart: Scherenkran.

„    396: Schwimmkran für 150 t Tragkraft, gebaut von der Benrather

Maschinenfabrik, A.-G., für die Schiffswerft Harland & Wolff in Belfast; Bauart: Hammerwippkran.

„ 1476: Schwimmkran für 200 t Tragkraft, gebaut von der Deutschen Maschinenfabrik-A.-G.; Bauart: Wippkran mit Spindelantrieb.

Der in den Fig. 1059 und 1060 abgebildete Schwimmkran¹) ist eine Ausführung der Hüttenwerke Kramatorskaja, A.-G., in Kramatorskaja, welche im Hafen der Stadt Riga Verwendung findet. Der Schwimmkörper ist mit zwei Kranen versehen, von denen der große Kran Lasten von 20, 50 und 60 t bei Ausladungen über Bord von 13,75 m bzw. 9,15 m bzw. 5 m heben soll, während der kleinere Drehkran zum schnellen Verladen von Lasten bis 7 t bei 10 m Ausladung dient.

Die geknickte Form des Auslegers war durch den Umstand bestimmt, daß Lasten noch auf Deck vor dem Ausleger abgestellt werden können, und daß Schiffe von 5,5 m Bordhöhe über dem Wasserspiegel dicht am Schwimmkörper anlegen können, ohne mit den Masten des großen Kranes zusammenzustoßen. Wählt man gerade Masten, so müßten die Fußpunkte der Vordermasten etwa 4,5 m vom Bordrand entfernt sein, während bei geknicktem Ausleger nur 2,5 m erforderlich sind.

Das Einziehen des Auslegers erfolgt durch eine Schraubenspindel von 9,6 m Länge, 260 mm äußerem, 220 mm Kerndurchmesser und 86mm Steigung. Der Führungsbock, auf den sich die Mutter mittels zweier kleiner Wagen stützt, ist 8,5 m lang und 5,1m hoch. Die Führungsbahn ist derart gekrümmt, daß Zugstab und Spindelrichtung stets in eine Gerade zusammenfallen.

Die Arbeitsgeschwindigkeiten des großen Kranes betragen:

Heben von 201    ... 7,5 m/min,

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Heben von 66 t ... 2,2 m/min,

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gemessen in horizontaler Richtung.

Die Zwillingsdampfmaschine von 300 mm Zylinderdui'chmesser und 250 mm Kolbenhub ist mit Stephenson scher Kulissensteuerung und Kolbenschiebern versehen. Sie leistet bei 150 Uml./min, 7,5 at Eintrittsspannung und 20 bis 80 Proz. Füllung 35 bis 124 PS. Die Enden der Kurbelwelle tragen Klauenkupplungen, so daß die Maschine entweder mit der Propellerwelle oder mit den Krantriebwerken verbunden werden kann.

Der Röhrendampfkessel von 50 qm Heizfläche ist mit Gaufrier - Feuerung versehen und arbeitet mit 8 at Überdruck.

Drei Wassertanks vermögen zusammen 60 t Wasserballast aufzunehmen und können durch eine Zentrifugalpumpe, welche mit einer schnellaufenden Einzylinderdampfmaschine gekuppelt ist, in 15 Minuten gefüllt werden.

Fig. 1061 zeigt noch den oberen Stützsäulenanschluß eines Scheren-scbwimmkranes von 40t Tragkraft²).

-70°-

0,

Pi

-575

Fig. 1061.

575 —\

655.:

JU

675 —

«0-

nW

750

•30

Stützsäulenanschluß eines Scherenschwimmkranes.

Fig. 1062.

^7fv"r

SU

Fahrbarer Dampfdrehkran mit Selhstgreifer und einziehbarem Ausleger, auf einem Ponton, 4 t Tragfähigkeit bei 16 m Ausladung. Deutsche Maschinenfabrik-A.- G. Duisburg.

B. Laufkrane.

Laufkrane eignen sich namentlich für Werkstätten zum Transport schwerer Werkstücke nach den einzelnen Arbeitsmaschinen, für Gießereien zum Anhängen und Dirigieren der Gießpfannen, und bei Hochbauten zur Bewegung schwerer Bauteile. Sie werden ferner in großen Maschinenhäusern zur Montage und zum Aus wechseln einzelner Teile der Betriebsmaschinen angebracht.

Die Laufkrane bestehen aus einem Kranwagen (Kranbühne), welcher senkrecht zu seiner Längsachse auf hoch gelegenen Schienen läuft, während die Last an einer auf diesem Kranwagen fahrenden Laufkatze hängt.

Auf diese Weise ist es möglich, die Last an jedem Punkte der vom Kranwagen überspannten Werkstätte abzusetzen.

Die Laufkrane haben drei Bewegungen auszuführen, nämlich die Bewegung des Längsfahrens, die des Querfahrens (d. i. die Bewegung der Laufkatze) und die vertikale Bewegung des Lasthebens und Lastsenken s. Die Laufkrane können ganz nach Bedarf für Betrieb mittels Hand, Elektrizität, Dampf, Wasser, Gas oder Benzin eingerichtet werden. In Betracht kommt jedoch nur in der Hauptsache Hand- und elektrischer Antrieb. Die anderen Antriebsarten haben für Laufkrane nur eine untergeordnete Bedeutung.

Bestimmend für die Wahl der geeigneten Betriebsart ist in erster Linie die Leistung, welche man von der Krananlage fordert. Wird dieselbe nur wenig benutzt und handelt es sich nur um geringe Lasten und um kleine Hubhöhen, so wird Handbetrieb vollständig genügen, während eine schnelle Bewegung großer Lasten nur mit Kraftbetrieb zu erzielen ist.

1. Kranträger und Kraneinzelheiten.

A. Yollwandige Träger.

Die Spannweite des Kranes, das ist das Maß von Mitte bis Mitte Laufschiene der Fahrbahn, richtet sich nach der Breite der Werkstätte, für die der Kran bestimmt ist, und beträgt in der Regel 6 bis 20 m, unter Umständen auch 20 bis 30 m.

Die Tragkraft ist durch die Gewichte der größten zu hebenden Werkstücke von vornherein bestimmt und beträgt bis zu 25 t. Doch

kommen auch Lasten vor, die 50, 75 und selbst 150 t schwer sind.

ZOôt- l

Krane für größere Tragkräfte, etwa von 10 t ab, bezeichnet man als schwere Krane.

Der Kranwagen oder die Bühne besteht in der Hauptsache aus den beiden Längsträgern oder der Katzenfahrbahn, aus den an den Enden der Längsträger angebrachten Kopfträgern, aus den Laufrädern und dem Triebwerke.

Der Radstand ist die Entfernung der hintereinander liegenden Bühnenlaufräder. Derselbe ist mit Rücksicht auf das während der Fahrbewegung auftretende Bestreben zum Ecken zu wählen. Je größer die Spannweite und die Fahrgeschwindigkeit, desto größer ist die Neigung zum Ecken und desto größer muß der Radstand gewählt werden.

Außerdem wird das Ecken des Kranes noch durch das Bremsen, durch einseitige Laststellung und verschiedene Glätte der Laufschienen beeinflußt.

Das Verhältnis von Radstand zur Spannweite kann gewählt werden: bis 10 m Spannweite:

Radstand — ¹/₄ bis lfb der Spannweite, über 10 m Spannweite:

Radstand •= ¹/₅ bis ¹/₆ der Spannweite.

Für den Kranträger bis zu einer Höhe von 450 mm werden im allgemeinen gewalzte Träger verwendet. Außer den Normalprofilen kommen noch die breitflanschigen Differdinger (Grey-) Träger Fig. 1063. (s. Anhang) in Betracht, die namentlich bei Spannweiten |    |

über 8 m und bei Motorantrieb zweckmäßige Verwendung finden.

Versteifter

I-Träger.

Gewöhnliche I-Träger werden bei Motorantrieb durch aufgenietete n-Eisen versteift (Fig. 1063). Ob sich noch gewalzte Träger von 450 bis 500 mm verwenden lassen, ist Sache der Kalkulation. Unter Umständen stellen sich bei dieser Höhe schon genietete Träger billiger.

Querschnittsberechnung. Die Beanspruchung der Kran träger erfolgt:

a)    durch Vertikalkräfte: Last und Eigengewicht,

b)    durch Horizontalkräfte: Schräger Lastzug, horizontale Trägheitswiderstände beim Anfahren und Bremsen.

Die Rechnung erfolgt zunächst nur unter Berücksichtigung der Vertikalkräfte. Die Zusatzspannungen durch die Horizontalkräfte werden durch Einsetzung eines geringeren Wertes für 7i& berücksichtigt. Je

um so niedriger ist k& zu wählen.

größer die Spannweite, Fahrgeschwindigkeit und Häufigkeit der Grenzlast Q

maxi

Bei Motorantrieb wird daher kb <i 600 bis 750 kg/qcm, bei Handbetrieb kb = 800 kg/qcm und darüber gesetzt. Bezeichnet

Q die halbe auf einen Träger entfallende Nutzlast einschl.

halbes Katzen-, Ketten- und Haken gewicht,

Q' den Raddruck,

Gr das zu schätzende Eigengewicht des ganzen Trägers, l die Spannweite,

Fig. 1064.

so ist bei mittlerer Stellung der Last für Überschlagsrechnungen genügend genau

= Wkb.

Bei genauer Rechnung für die Ausführung ist jedoch der Radstand a der Laufkatze zu berücksichtigen. Ist x die Entfernung des linken Rades vom linken Auflager mit

der Beschränkung, daß x    so ist zunächst der Auflagerdruck

Fig. 1065.

Annähernde Berechnung der Fahrbahn.

Q'

[(l — x)-\-(l — a — x)],

-a—>*

-4—(a+x)

und daher das im Abstande x vorhandene größte Biegufigsmoment

Q’ Q'

w₂

Mx =

[Z — x -\-l — a — x]x

Ermittelung der Katzenstellung für M

Q'

max.

[2 l — 2 X — a\ X.

oder

Mx =

Q'

(2 Ix— 2x² — ax) = f\x).

Mx erreicht ein Maximum für

— 21 — 4 x — a = 0, woraus x =

dM

dx

tWj.

Fig. 1066.

Dieser Wert ist wirklich ein Maxi-d M"

mum, denn

dx

= — 4 < 0.

k— a— *

i_A

Katzenstellung für M,

Bei genauer Rechnung ist also das größte Biegungsmoment der beweglichen Last

Mh = Hj

max.

(für * =

)•

Die Durchbiegung soll bei größter Belastung nicht mehr als ł/ der Spannweite betragen. Bezeichnet

600

(yWvJ

ö die größte Durchbiegung des Kranträgers,

Q die Nutzlast in der Trägermitte,

(x das Eigengewicht,

J das äquatoriale Trägheitsmoment des Querschnittes,

E den Elastizitätsmodul,

<> + ⁵/ s® l*

so bestimmt sich die Durchbiegung mit genügender Genauigkeit nach der Formel

48*

Ê.J

Bei schweren Konstruktionen und großen Spannweiten ist es unerläßlich, neben der Festigkeit auch die Durchbiegung zu untersuchen, weil sonst bei Überschreitung der zulässigen Durchbiegungsgröße die Widerstände für die Bewegung der Katze sehr groß ausfallen und der Kran starken Schwankungen ausgesetzt ist.

Genietete Kranträger.

Dieselben bestehen aus dem Stehblech (Steg), den vier Gurtungswinkeleisen und den Gurtplatten (Kopfplatten). Mit Rücksicht auf Fig. 1067.

Fig.1068.

Fig.1069.

Fig. 1070.

nn

JL

_IL

J1T

“BL

Querschnittformen genieteter Träger.

Fig. 1072.

Fig. 1071.

4 (°)

;*■

4) (f)

Fig. 1073.

14-

Fig.1074.

Längsansichten genieteter Kranträger.

Materialersparnis macht man meistens die Trägerhöhe den kleiner werdenden Biegungsmomenten entsprechend nach beiden Enden zu kleiner. Die üblichen Formen der genieteten Träger sind durch die

Â.

2j

_bis_7

10    15 ’

so können wir entweder gleich den ganzen Querschnitt unter Zuhilfenahme nachstehender'Tabellen annehmen und unter

f"

Sm

Fig. 1067 bis 1074 im Querschnitt und in der Längsansicht dargestellt. Für die Wahl der Form ist die Anordnung der Laufkatze auf Oberoder Untergurt, ferner die Sicherung des gedrückten Obergurtes gegen seitliches Ausknicken namentlich bei Motorantrieb maßgebend.

Man wählt je nach der Spannweite:

Trägerhöhe in der Mitte bis 10 m Spannweite h = ~ /, Trägerhöhe in der Mitte über 10 m Spannweite h =

Trägerhöhe an den Enden

a) Ermittelung des Trägheits- und Widerstandsmomentes.

Nach entsprechender Annahme der Trägerhöhe und der übrigen Querschnittsdimensionen nach den unter b) bis d) gemachten Angaben handelt es sich darum, das Widerstandsmoment des gewählten Querschnittes mit dem erforderlichen Widerstandsmoment in Übereinstimmung zu bringen. — Bezeichnet

J das erforderliche Trägheitsmoment des Trägerquerschnittes, J' das Trägheitsmoment des vorläufig angenommenen Querschnittes,

J₀ das Trägheitsmoment des Querschnittes ohne Gurtplatten, W, W und W₀ die diesen Trägheitsmomenten entsprechenden Widerstandsmomente,

A, /q, h₂, h₃ die in Fig. 1075 eingetragenen Höhenmaße,

6, 6,, b₂ die in die Figur eingetragenen Breiten nach Abzug der Nietlöcher, ô die Stegdicke,

s die Gesamtdicke der Gurtplatten einer Gurtung,

Fig.1075.

’ll mm iT‘ Vorbehalt etwaiger Korrektion der Querschnitts-y Lj|piu‘ dimensionen das Widerstandsmoment bestimmen, oder wir legen zunächst nur den Querschnitt ohne Gurtplatten fest und bestimmen durch Rechnung die Gurtplattendicke.

Im ersten Falle wird die Rechnung immer mehrere Berechnungsquerschnitt. ]\/[a]e durchgeführt werden müssen, bis durch entsprechende Änderung der Querschnittsdimensionen das Widerstandsmoment des Querschnittes dem verlangten Widerstandsmoment gleich

wird. Mit Rücksicht auf Fig. 1075 können wir dazu die Formel¹)

b {hl - hf) + bx (h* - hj) + 6a (hj - hj) + Ô. h[

J' =

12

* 1)

J'

benutzen. Das Widerstandsmoment W ist dann W — ^. ₂ '

Es muß nun so lange am Querschnitt geändert und gerechnet werden, bis J' ~ J ist.

Im zweiten Falle bestimmen wir das Trägheitsmoment des Querschnittes ohne Gurtplatten J₀ nach der Gleichung

ftiW-*,») +ft, W- M) ^ .hi

Jo =

12

2)

und die dann noch erforderliche Gesamtdicke s der Gurtungsplatten einer Gurtung annähernd aus

j=j,₊2bs(^y,

oder, da W₀ =

7q : 2

und annähernd auch W = v

Äj : 2

3)

W — W₀

bfti

wenn wir statt der Trägheitsmomente die Widerstandsmomente einsetzen.

Ergibt sich ein ganz ungeeigneter Wert für s, so ist am besten durch Veränderung der Trägerhöhe Abhilfe zu schaffen.

Für Überschlagsrechnungen sind nachstehende Ausdrücke recht brauchbar. Bedeutet q den Gurtungsquerschnitt einer Gurtung (Lamellen und Winkeleisen), so ist annäherd

h²

"ä

und W = q ,h.

Näherungsrechnung für genietete Träger²).

Bezeichnet

F die Querschnittsfläche der Gurtung, die Querschnittsfläche des Steges, ô dessen Dicke,

h₀ den Abstand der Gurtungsschwerpunkte,

F.h*

so ist das Trägheitsmoment der Gurtungen

und das Trägheitsmoment des Steges J₂ =

1 z

öh[ _ F\ h[

₁₂ , folglich

x) Vgl. auch die Berechnungsweise S. 520 und 699. ²) Lauenstein, Technische Mechanik.

und

TF =

*0 (-P+ Fl).

Beispiel : Das Widerstandsmoment eines genieteten Trägers soll W — 2900 cm3 betragen. Die Trägerhöhe sei h = 72 cm und danach schätzungsweise h₀ = 66 cm; Stehblechstärke cf = 1 cm. Es sollen die erforderlichen Gurtungswinkeleisen berechnet werden.

Die Querschnittsfläche des Stehbleches ist angenähert Fx = cf. h₀ = 1.66 = 66 qcm.

Daher nach der entwickelten Gleichung

2900 = 66

(F + r“)

woraus F =

2900

66

— 11 = 33 qcm.

Jedes Gurtungswinkeleisen erfordert demnach einen Querschnitt -F= 16,5 qcm

und bei Nieten von 2 cm Durchmesser den Gesamtquerschnitt f — 16,5 -{-2.1 = 18,5 qcm. Dem entspricht^Winkeleisen 100 x 100 x 10 mit f = 19 qcm. Für diesen Querschnitt würde bei genauer Berechnung mit Hilfe der Winkeleisentabellen

V 12

J = 4 (177 -f 19,2.33,18²) -f

f 3.2.30,5²) = 105 226 cm⁴

und

105 226

36

Nietabzug

= 2922 cm³.

b) Stehblech.

Mit Rücksicht auf die erforderliche Steifigkeit der Träger und mit Rücksicht auf das Durchrosten des Bleches wählt man

die Stehblechdicke Ô mindestens = 5 mm, meist 7 und 8 mm,

bei besonders schweren Konstruktionen ö = 12 bis 15 mm.

Als Stehhlech verwendet man meist Blechtafeln von 4 bis 5 m Länge. Ist hingegen die Trägerhöhe kleiner als 80 cm, dann benutzt man zweckmäßig Universaleisen, welche in Normallängen von 8 m und mit Preisaufschlag bis 14 m zu haben sind.

Um die Träger gegen zufällige einseitige Belastungen zu sichern und um die Seitenschwankungen zu verringern, müssen die Stehbleche auf beiden Seiten in Abständen von 1 bis 1,5 m mit vertikalen Winkelversteifungen versehen werden (vgl. Fig. 1076 und 1077).

Die Profile dieser Winkeleisen, welche sich einer Berechnung entziehen, nimmt man in der Dicke um 1 bis 2 mm und in der Schenkel-

Fig.1076.

Fig. 1077.

T nr

FutterstreifeD

UÈJ

Mit gekröpften Winkeleisen.

Mit Futterstreifen

(besser der einfach. Ausführ, wegen).

breite um 10 bis 15 mm schwächer als die Gurtungswinkel. Die Schenkelkante soll entweder mit den Gurtungswinkeln abschneiden oder um 5 bis 10 mm zurückliegen.

Für starke Träger nehme man für jede Seite zwei Winkeleisen:

Nietstärke etwa = 2 ö,

Nietteilung = 6- bis 8fache Nietstärke.

c) Gurtungswinkeleisen.

Man wählt hierzu Winkeleisen Nr. 6 bis NT. 12, je nach der Trägergröße. Als Anhaltswert kann benutzt werden

Winkeleisendicke . . = d,

Schenkellänge . . . < 8 ó.

Bei Verwendung ungleichschenkeliger Winkeleisen ist stets der kürzere Schenkel senkrecht, der längere wagerecht zu legen.

Das Stoßen der Winkeleisen kann meist vermieden werden, da die normale Länge der Winkeleisen 8 m beträgt und dieselben gegen Preisaufschlag bis 14 m zu erhalten sind.

Die Stoßlaschen auf einer Stoßseite müssen denselben Querschnitt haben wie das betreffende Winkeleisen, die Niete einen ^mal so großen.

d) Gurtplatten oder Lamellen.

Man macht dieselben nicht stärker als 10 bis 14 mm. Erhält man durch die liechnung größere Werte, so legt man mehrere Lamellen übereinander. Die Breite der Gurtplatten ist so zu wählen, daß dieselben auf jeder Seite etwa 1 cm, höchstens 3 cm über die Winkeleisen vorstehen.

e) Nietdurchmesser und Nietteilung.

Den Nietdurchmesser wähle man im allgemeinen

d = 2d,

worin Ô die größte Eisenstärke bedeutet. Gebräuchlich ist auch

d = d -f- 6 mm Q,

worin d = Mittelwert der Eisenstärken. Die Werte sind auf 13, 16, 20 und 23 mm abzurunden.

ist J das

Bestimmung der Nietteilung t. a) Nieten zwischen Stehblech und Winkeln. Trägheitsmoment des Blechbalkens, M₁ und M₂ die Biegungsmomente in den Querschnitten I und II, y der Schwerpunktsabstand des an

¹) Anton Böttcher, Krane.

41

Bethmann, Hebezeuge. 3. Aull.

zunietenden Gurtquerschnittes f von der neutralen Achse, dann ist die durchschnittliche Beanspruchung im angeschlossenen Gurtquerschnitt f:

im Querschnitt I: 6₁ —

Mx

Mi y

J/ij J

II:

0₂ -

M₂

M₂ y Jly J

1)

Im Gurtquerschnitt f wirkt also eine Kraft:

M₁ y

im Querschnitt I: Z₁ — f.G₁ = f

II: Z₂ = f.ö₂ = f

M₂y

2)

Fig. 1078 bis 1083.

TTy

^    -<fc-

⁴ 6 ~

,s y

"1

JL-

li .n

<-

Schubkraft V

i—îim

..... nßi i

Schubkraftlinie !    -*

Moment M

-I-

(1

? z,

4—

Momentenłinie Berechnung der Nietteilung.

Beide Kräfte sind verschieden groß, der Niet muß, damit Gleichgewicht besteht, die Kraft P — Z₂ — Zx aufnehmen:

P = Z₂ - zx =

f-y

(M₂~Mx)

3)

Nun ist allgemein der Differentialquotient gleich der Schubkraft F, oder hier: M₂-Mx

dM

des Biegungsmoments

= F, also M₂ — M₁ = V.t.

Eingesetzt in Gleichung 3)

p = z₂- z1 =

fy

f-y

• V.t ... . 4)

Im allgemeinen ist bei der vorliegenden zweischnittigen Nietung der Lochleibungsdruck maßgebend, da meist d 1,25 ö. Dann ist

P = dö ki = 2 d 8 ks,

fy

2 also A-A

4    4

2 d² n . ks . J

t.f.y.V'

Die Schubkraft V ist am Auflager am größten, dort wird also die Nietteilung t am kleinsten.

. Meist zwei Nietteilungen ausgeführt, eine für die Mitte, eine für die Seiten. Damit die Bleche gut aufeinanderliegen, wird t <C Qd gemacht, wenn auch die Rechnung größere Werte erlaubt. Kleinster Nietabstand mit Rücksicht auf die Kopfbildung t 2,5 d.

"d

■'V s

oder Nietteilung

also folgt aus Gleichung 4)

S'

2d 6 lis —

fy

VA.,

2d ôks. J

(? -ß) QD *

Anmerkung: Ist die Abscheerfestigkeit maßgebend, so ist

oder Nietteilung

WVZ/c

b) Nieten zwischen Gurthlechen und Winkeln (Fig. 1078 bis

1083). Im gleichen Querschnitt sitzen zwei einschnittige Nieten, für die die Abscheerfestigkeit maßgebend ist. Rechnung genau wie vorher, es wird:

F — 2 (d² jt/4 . Jcs) =

fo • y g

VA,

also

_2 d² jz . ks. J

Es wird dieselbe Teilung t wie hei den Stehblechnieten ausgeführt, beide Teilungen werden gegeneinander versetzt.

Abstand der Nieten vom Blechrand e = 3 d.

f) Stoßfugenüberlaschung im Stehblech.

Der Stoß im Stehblech wird durch Laschen bewirkt, die auf beiden Seiten aufgenietet werden. Der Querschnitt beider Laschen muß mindestens gleich dem Stehblechquerschnitt sein, deshalb wird die Laschendicke gleich 2/3 ^ Fis ó gemacht. Ferner muß das gesamte Widerstandsmoment der Laschen mindestens gleich dem Widerstandsmoment des Stehblechs sein. Die auf einer Seite des Stoßes gelegenen Nietquerschnitte sind mindestens gleich ⁴/₃ des Stehblechquerschnittes zu machen.

Die Nietverbindung an der Stoßstelle wird auf Biegung beansprucht (s. S. 481), die Nieten dürfen keine unzulässigen Beanspruchungen dadurch erleiden.

41*

Beispiel: Der skizzierte Kran (Fig. 1085) erleidet in der Mitte ein Biegungsmoment M — 1800 000 kgcm bei einem Widerstandsmoment W = 2690 cm³ (s. Tabelle 81 bis 83, S. 647). Das Stehblech ist in der Mitte gestoßen, Winkel und Gurtbleche sind einteilig. Die Vernietung ist zu berechnen. Nietdurchmesser d — 2 cm.

Größte Beanspruchung: a —

1800000

W 2690

Widerstandsmoment des Stehbleches: W₀ —

= 670 kg/qcm.

1.60²

= 600 cm³.

Also wird durchs Stehblech das Moment übertragen:

Mq = TF₀ . <r = 600.670 = 402000 kgcin.

Der Abstand der äußersten Nieten ist nach Fig. 1084: hl = 51cm; bei einer Teilung a₂ ~ 4d ~ 85mm lassen sich sieben Niete in eine Reihe setzen. Dann folgt aus Gleichung 3) S. 482 bei Nietanordnung b) und zwei Nietreihen die Nietbeanspruchung :

M₀ _    402 000

° 2d (f .hx.c ~~ 2.2.1.51.3,12

= 634 kg/qcm,

was noch zulässig ist.

Die Summe der Nietquerschnitte soll =

;co

4

• Stehblechquerschnitt = - - • 60 • 1 88 qcm,

•    •    2² 71

— 80 qcm sein, sie ist bei den verwendeten 14 Nieten gleich 2.14 ——

also genügend.

Der Querschnitt der aufgenieteten Laschen (2 auf das Stehblech von 430.8 mm, 4 auf die Winkeleisen von 70.8 mm) ist : Ft = 2.43.0,8 -f 4.7 .0,8 = 91,2 qcm,

also größer als der Stehblechquerschnitt.

Das Widerstandsmoment der Laschen ist:

Fig.1084.

o- -    î-$Vr-<ÿW'--d ^

80 X 80 x 10

^120*

T'W

180 X 10

Fig. 1085.

e-ej-©-4

O (t>t

Pf®*

500C kg 1,2m. 5000 kg

o

i rio

\..Ä ^

57².(2.0,8)

— 867 cm³,

also größer als das des Stehblechs.

Steht die Katze unmittelbar rechts von der Mitte, so entsteht im Schnitt eine Schubkraft von 4250 kg, dieselbe ist durch 14 doppelschnittige Nieten und durch die Winkeleisen und Gurtblechquerschnitte aufzunehmen; die dadurch entstehende zusätzliche Beanspruchung ist so gering, daß sie vernachlässigt werden kann.

Q = 1000 kg

Skizze zum Beispiel.

g) Stoßfugenüberlaschung im Gurt.

Der Stoß der Winkel und Gurtbleche ist möglichst zu vermeiden, bis 14 m Länge ist es möglich, da so lange Eisen geliefert werden. Winkeleisen werden durch eingelegte Winkeleisenstücke oder durch auf beide Flanschen gelegte Flacheisen gelascht, die Gurtbleche durch aufgelegte Flacheisen von Gurthlechbreite. Querschnitt und Wider-

Standsmoment der Laschen soll mindestens gleich dem des zu laschenden Stückes sein. Die Nietzahl n auf einer Stoßseite ist so zu wählen, daß der Gesamtquerschnitt der Nieten = ⁴/₃ des zu stoßenden Querschnittes f ist:

CX

f, also n =

4    /

3 d² jt/4 ’

Die Gurtlasche ist häufig zweiteilig, je eine Hälfte auf beiden Seiten der Laufschiene, auszuführen.

Beispiel: Bei einem 20t-Laufkran von 14m Spannweite entfällt bei einem Gewicht der Laufkatze von 4000 kg auf einen Träger eine bewegliche Last von 12000 kg. Schätzen wir das Eigengewicht des Trägers vorläufig auf 170 kg pro laufenden Meter, so ist nach S. 636 das Biegungsmoment annähernd

14.170.1400

Mb =

12 000.1400

= 4200000 + 416500 = 4616500 kgcm,

und das erforderliche Widerstandsmoment bei 750 kg/qcm zulässiger Beanspruchung

= 6155 cm³.

4 616 500

750

wählen

Nach S. 638 kann die Trägerhöhe Vio bis Vi5 der Spannweite betragen. Wir

eine Trägerhöhe (ohne Gurtplatten) h₁ = ~

an jeder Gurtung zwei Winkeleisen 80 x 80 x 10, Stehblech von 10 mm Dicke,

14 000

12

= 1166 ~ 1200 mm,

Nieten von 20 mm Durchmesser

und erzielen damit ohne Gurtplatten nach Gleichung 2 (S. 639) ein Trägheitsmoment 13 (120³j- 118³) -f_3 (118³ — 104³)i_-j- 1 .104³ _

J₀ —

12

281 996 cm⁴,

bzw. ein Widerstandsmoment

= 4700 cm³.

_ J₀ _ 281996 ~ h/2 ' ~ 60

Nach Gleichung 3 (S. 639) wird dann die erforderliche Dicke der Gurtplatten, deren Breite wir zu 180 mm annehmen,

= 0,86 ~ 1 cm,

W — W₀ _ 6155 — 4700 14.120

womit sämtliche Querschnittsdimensionen bestimmt sind.

Zur Kontrolle rechnen wir das nun vorhandene Widerstandsmoment noch

mals nach.

Es ist nach Gleichung 1 (S. 639)

14 (122³ — 120³) + 13 (120³ — 118³) + 3 (118³ — 104³) + 1 .104³ _

J' -

12

384 652 cm⁴

und

384 652

61

= 6300 cm³,

Das vorhandene Widerstandsmoment W ist also annähernd gleich dem geforderten Widerstandsmoment W.

Das Gewicht des Trägers pro laufenden Meter setzt sich nun wie folgt zu-

sammen :

2 x 14 = 28,00 kg

Gurtungsplatten 180 x 10 Gurtungswinkeleisen 80 X 80 x 10 . . 4.11,78 ~ 47,12 kg

93,36 kg

Stehblech 10 mm dick

Zusammen 168,48 kg

also ziemlich übereinstimmend mit unserer Schätzung von 170 kg pro Meter.

Auf S. 636 wurde außer der angenäherten Biegungsgleichung

noch die genauere Gleichung mit Berücksichtigung des Radstandes der Laufkatze entwickelt. Dieselbe lautete für die bewegliche Last

Gl

Ml

!) = ^v

Nehmen wir nun an, daß

20 000 -f- 4000

der Raddruck Q' —

das Eigengewicht pro Meter . . der Laufkatzenradstand . . . .

— 6000 kg,

= 170 kg, = 1400 mm,

so erhalten wir zunächst

x =■

1400    140

.    = 665 cm.

4

Damit wird nach Fig. 1086

Fig.1086.

—1400

-665

'6000 46000 «—140—.-

595

735

Katzenstellung für genaue Laststellung.

"1 =

_ 6000.735 4- 6000.595

also

1400

= 5700 kg,

und

Mb = 5700.665 = 3 790 500 kgcm,

3 790 500

750

— 5054 cm³.

Der vorher berechnete Annäherungswert W = 6155 cm³ ist also um 1101 cm3 zu hoch, kh wird also kleiner als 750 kg/qcm.

Die Durchbiegung unseres Trägers beträgt nach S. 637

1,0 cm.

Q -I- % G l Is _ T12 000 4- ⁵/₈ •¹⁴ • ¹⁷⁰1 1400³ _

E. J J 48 L 2 0000Ö0.384652 J 48 _

Der zulässige Wert der Durchbiegung ist hingegen hei y₆₀₀ der Spannweite

1400

600

= 2,33 cm;

folglich genügt der Träger auch in dieser Hinsicht den Anforderungen.

Tabelle 83.

2 Gurtungswinkeieisen 100 v 100 X 13 mm Stehbleehdicke = 10 mm Nietdurchmesser = 26 mm

2 Gurtplatten 230 X 13 mm

ia^0j\[ napnojUBj oid ^qaiAiaft

bß

M

2-7

269

1 Gurtplatte 230 X 13 mm

Ohne

Gurtplatten

Ai ąnaraora ^ -spuB^siapi^ §

J9ł⁹W napnajiiBj oid ;qoiA\.00

bß

Ai ^naraoui °g -sptnnsiapt M §

la^api uapuajnB] oid ^qoiM00

bß

M

3 160

3    650

4    150

4    660

5    180

5    716

6    260

6 800

7 360

7    930

8    510

9    100

9 700

10 300 212 |j 10 900 216 jj 11 530

12 160 223 II 12 800

13    440

14    100

235    14    760

239    15    430

243    16    120

157

161

165

169

173

177

081

184

188

192

196

200

204

208

219

227

231

2    300

2 680

3    070

3 480

3    890

4    310

4    740

5    180

5    620

6    080

6    550

7    020 154 II 7 500

8    000 162 II 8 500

9 000

9 500 173    10    040

177    10    580

181 11 120 185    11    670

189    12    230

193    12    790

107

111

115

119

123

127

130

134

138

142

146

150

158

166

169

h) Widerstandsmomente und Gewichte von genieteten Trägern.

Tabelle 82.

°Ai ^auiora %

-spuB^siepiM §

ua^pejd

-;m0 anno auouiagBix

2 Gurtungswinkeleisen 90 X 90 X 12 mm Stehbleehdicke = 10 mm

24 mm

Nietdurchmesser

2 Gurtplatten 200 X 12 mm

1 Gurtplatte 200 X 12 mm

Ohne

Gurtplatten

40    1460

45    1740

50    2020

55    2300

60 2600 65    2920

70    3230

75    3560

80    3900

85    4240

90    4600

95    4960

100    5320

105    5700

110    6090

115    6480

120    6890

125    7300

130    7720

135    8150

140    8600

145    9030

150    9480

Die Werte für die Widerstandsmomente sind abgerundet. Genauere Werte finden sich in dem kleinen Werke H. Zimmermann, „Genietete Träger“. Verlag von Wilh. Ernst u. Sohn, Berlin und im Taschenbuch der Hütte.

jo^0j\[ iiepuajriBj oid ^qoiM0X)

bß

169

Sil

177

181

185

189

193

196

200

204

208

212

216

220

224

228

232

235

239

243

247

251

255

Ai ^ueraora ^ -spaB^siapi^ §

i0^0j\[ napnajtiB]

bß

oid ^qoiM.0£) M

Ai ^naraom e|, -spnB^siapi^l o

I0*0H napuajnBj ^ oid ;qom0jc) r*

O4I ;namoui *% -BpnB^siapi/U §

nappqd

-łJLti0 anqo aqoqiagBix

2 610 3 020 3 440

3    870

4    310

4    760

5    220

5    700

6    170

6    650

7    150

7    650

8    160 8 680 9 200 9 740

10 300

10    840

11    400

11    980

12    560

13    140 13 740

131

135

139

143

147

151

155

158

162

166

170

174

178

182

186

190

194

197

201

205

209

213

217

1    950

2    270 2 600

2    950

3    300

3    660

4    030 4 410

4    800

5    200

5    600

6    020 6 440

6    870

7    310

7    760

8    220 8 680 9 150 9 640

10 120 10 620 13 740

94

98

102

106

HO

114

118

121

125

129

133

137

141

145

149

153

157

160

164

168

172

176

180

1290

1520

Oiil

2030

2300

2560

2850

3140

3440

3750

4070

4400

4720

5007

5420

5780

6140

6520

0069

7300

7700

8110

8530

40

45

50

55

09

65

70

75

80

85

06

95

Tabelle 81.

2 G urtungswinkeleisen 80 V 80 X 10 mm Stehbleehdicke = 10 mm Nietdurchmesser = 20 mm

2 Gurtplatten 180 X 10 mm

1 Gurtplatte 180 V 10 mm

Ohne

Gurtplatten

je^eH napnajnB^ Old ^IlOIM0-0

br

M

134

138

142

146

150

154

158

161

165

169

173

177

181    100

185    105

110

188

192 115 196 120 200 125 204 130 208 135 212 140 216 145 220 150

Die Verjüngung der Kranträger nach beiden Enden hin kann man dadurch berücksichtigen, daß man für die verjüngten Teile nur ²/3 der oben angegebenen Gewichte in Rechnung setzt.

Ai ^uauioui -spuB^sjapi^ o

*⁹ł⁹H napaajnBj ojd ^qoiM0J3

bß

r*

Ai ^nanioni -spn^sjapiM §

J9ł⁹M napuajriBj

oid łqoiM.0£)

j*>

041 ^narnoui *2« -spuB^sjaptM §

na^B[d

-pinf) auqo auoqjagBJX

2 100 2 420

2    760

3    HO 3 470

3    840

4    200

4    600

5    000 5 400

5    800

6    220

6    650

7    090 7 530

7    980

8    450

8    920

9    400 9 880

10    370 10 880

11    400

106

HO

114

118

122

126

130

133

137

141

145

149

153

157

160

164

168

172

176

180

184

188

192

1580

1840

2100

2400

2690

2990

3300

3600

78

090 t

40

3940

4270

4610

4970

5320

5700

6070

6460

6850

7250

7660

8080

8500

8040

9380

82

86

06

94

98

102

105

601

113

117

121

125

129

132

136

140

144

148

152

156

160

164

1260

1470

1680

1900

2140

2380

2630

2890

3150

3430

3710

4000

4300

4610

4930

6250

5590

5930

6280

6640

7000

7380

45

50

55

60

65

70

75

80

85

06

95

100

105

HO

115

120

125

130

135

140

145

150

Die zugehörigen Trägheitsmomente erhält man durch Multiplikation der Widerstandsmomente mit der halben Trägerhöhe.    •

i) Begrenzung der Fahrbahn.

Die Laufkranschienen erhalten an den Fahrgrenzen einen Anschlag nach den Fig. 1087 bis 1089.

Bei den Beschickkranen ist die Begrenzung der Laufkatze besonders wichtig, da sonst leicht das an der Katze hängende Gestell gegen den Ofen fährt. Außer Hemmschuhen, Holzklötzen werden bei größeren Geschwindigkeiten Bufferfedern verwendet. Einen Buffer mit öl- oder Glyzerinfüllung nach Art der Bremszylinder stellt Fig. 1090 dar.

Er wird auf den Kranträger auf geschraubt; das Katzengestell drückt gegen den vorstehenden Kolben und schiebt ihn in den Zylinder hinein.

Fig. 1088.

Fig. 1087.

Fig.1089.

Fahrbahnbegrenzung. Fig. 1090.

m.

Buffer.

Fahrbahnbegrenzung.

Die Spiralfeder in dem kleineren Zylinderansatz schiebt den Kolben, nachdem die Katze zurückgezogen ist, wieder in die Arbeitsstellung zurück. Vielfach werden auch zur allmählichen Aufnahme der Bewegungsenergie Holzbohlen in der Weise hintereinander angeordnet, daß dieselben bei unvorsichtiger Steuerung nacheinander zerbrechen¹). Auch schiefe Ebenen an den Enden der Fahrbahn, auf die sich die Katze mit Gleitstücken aufsetzt, finden Anwendung.

k) Querversteifung der Längsträger.

Laufkrane von großer Spannweite bedürfen bei obenliegender Katzenfahrbahn gegen seitliches Ausbiegen eine Versteifung der Längsträger. Die Versteifungen müssen, soweit nicht jeder Gurt für sich entsprechend versteift ist (Fig. 1068 und 1069), bei genügender Festigkeit ein Durchfahren der Katze gestatten und werden nach Fig. 1091 unter Verwendung von Profileisen und Blechen hergestellt.

x) Des Ingenieurs Taschenbuch „Hütte“, 21. Auf!., II, „Laufkrane“.

Die zweckmäßigste Seitenversteifung bilden Laufstege am gedrückten Obergurt. Dieselben werden neuerdings bei elektrischem Antrieb fast ausnahmslos angewandt und etwas unterhalb der Gurtung gelegt, um gegen Absturz nach innen zu schützen (Fig. 1093). Die Abdeckung der

Fig. 1091.

Fig. 1092.

K-

-îsjso-

-X

*250>;

k250^j

GX0I

ü 120X75 r75

^<-10 mm Blech

X IX c “

r- r-

120X75

•Nr. 3 6

700

->pl43

Fig. 1093.

Obenliegende Versteifung der Längsträger.

Fig.1094.

HT

Ol

Ungünstige Seitenversteifung.

Richtige Seiten Versteifung durch Hilfsträger und Laufsteg.

Laufstege erfolgt durch Holz, Riffelbleche oder gelochte Bleche mit möglichst großen Lochöffnungen, welche das Licht gut hindurchlassen, und so die Schattenbildung verhindern.

Die Fig. 1094 stellt eine unvollkommene Versteifung dar, weil der gefährdete Obergurt und damit die Spurweite ungesichert bleibt.

1) Kastenträger mit innenliegender Fahrbahn.

Bei denselben sind die Laufschienen auf die umgekehrten unteren Gurtwinkel an der inneren Seite der Stehbleche genietet. Kastenträger haben den Vorteil vor den I-Trägern, daß sie durch die obere Decke in einfacher Weise wirksam gegenseitig versteift sind und keines besonderen Laufsteges zur Versteifung bedürfen.

Die Querschnittsberechnung hat in derselben Weise zu erfolgen, wie bei den einfachen genieteten Trägern, wenn unter ó die Gesamtstärke beider Stege verstanden wird. Hierbei wird der Raddruck in der Mittelebene der Stehbleche wirkend angenommen, da das Biegungsmoment, welches durch den Abstand des Raddruckes von dem Steli-blech auf tritt, durch besondere Versteifungsklammern aufgefangen wird. Ferner zieht man bei der Berechnung des Widerstandsmomentes nur die senkrechten Schenkel der unteren inneren Gurtungswinkel in Rechnung. Die Beanspruchung der wagerechten Schenkel dieser Gurtungswinkel läßt sich nicht berechnen, so daß man auf die schätzungsweise Wahl dieser Winkeleisen auf Grund ausgeführter Kastenträger angewiesen ist.

Fig. 1095.

no

22mm Nieten

CM

Si

+4-

lOmmNiet.

L130X6|5X10

F

P80X10

8 mm Blech

ei

-L

3j

ZI

i i o

il II

—» ) :•

_u

-008—r

S‘

*■65*

-570-

LJT

50X30

90X13

TU

20mm Niet

TQ

’Q

Kastenträger für 12 000 kg Tragkraft und 15 m Spannweite.

Die Winkeleisenschenkellänge beträgt bei Laufschienen 50 x 30 etwa 90 bis 100 mm.

Für einen Raddruck bis 5000 kg sind bei 1400 mm Randstand noch Laufschienen 50 x 30 und Z. 100 x 100 x 15 zulässig.

Die Versteifungsklammern, deren Abstand gleich dem Katzenradstande gemacht wird, sind auf Biegung beansprucht.

Die Biegungsgleichung lautet bei Q kg Raddruck und y cm Abstand des Raddruckes von der Neutralachse der Winkeleisen

Q.y= W.h.

Für den Querschnitt (Fig. 1095) berechnet sich der Abstand der Neutralachse von der unteren Kante unter Vernachlässigung der Laufschienen wie folgt:

Schwerpunktsabstand von der Basis 2,7 cm ; Jx = 158 cm⁴.

Es ist für /_ 90 X 13: Mâche f — 21,8 qcm’

für /_ 80 X 10: Fläche f = 15,1 qcm;

Schwerpunktsabstand von der Basis 2,34 cm ; Jx = 87,5 cm⁴.

Dann wird nach der Beziehung für die Schwerpunktsbestimmung F -Vo = fi • y\ + h • Va + fs • 2/3    • • *

für den halben Querschnitt

f₁y₁ für das Stehblech..........

/2 i/2    !> die halbe obere Gurtplatte ....

/3 2/3    „ die beiden unteren linken Winkeleisen . 2.21,8.4,5 = 196,2

f₄yi „ das obere Winkeleisen

. .80.1 40 . . . 36.

00 •

= 3200

. 80,4 = 2315,5

15,1.77,66    = 1172,7

und

6884,4

mithin

Gleichung

F = 80.1 -f 36.0,8 -f 2.21,8 -j- 15,1 = 167,5 qcm,

_ fiVi + fi • 2/a d----_ 6884,4 _

_ _ _ _____ _

Die Schwerpunkts- bzw. Neutralachse liegt demnach 1,1 cm über der Mittellinie. Das Trägheitsmoment, bezogen auf diese Achse, berechnet sich nach der J = Z(J> + fe*),

41,1 cm.

worin J' das Trägheitsmoment der einzelnen Fläche, bezogen auf seine eigene Achse, fel das Trägheitsmoment, bezogen auf die allgemeine Neutralachse ist.

Für die beiden Stehbleche ist 1.80³

²( 12

+ 1.80.1,1»)

85 526 cm⁴,

für die obere Gurtplatte ist 72.0,8³

]2    + 72.0,8.39,32

77 129 cm⁴,

für die unteren vier Winkeleisen ist

J — 4.158 + 2 (2.21,8.36,6²) = 107 480 cm⁴, für die oberen Winkeleisen ist

J — 2.87,5 + 2 (15,1.36,56²)

40 613 cm⁴,

abzuziehen sind

für die unteren Nietlöcher

310 748 cm⁴,

J = 2 (3,6.2.36,6²) = 19 296

für die oberen Nietlöcher

J — 2(1,8.1,6.34,9²) = 7015    26 311

Demnach Widerstandsmoment

J = 284 437 cm⁴.

Ł — 2g4 437 e ~~    41,1

= 6920 cm³

B. Fachwerkträger.

Fachwerkträger werden nur für größere Tragkräfte und für Spannweiten über 10 m angewendet. Im übrigen kommen dieselben dann noch in Frage, wenn der Winddruck bei im Freien arbeitenden Kranen

verringert werden soll und wenn die Beleuchtung in Werkstätten mit Oberlicht durch vollwandige Träger gestört werden würde.

Die gebräuchlichste Ausführungsform ist der Parallelträger und der Halbparabelträger mit meist obenliegender Fahrbahn.

Die Trägerhöhe wird gewöhnlich yi0 bis Vis der Spannweite und die Feldweite etwa gleich dem Radstande der Laufkatze gewählt. Die

Fig. 1096 bis 1099.

Laufschienen müssen durch Unterlegplatten die Belastung auf die Knotenpunkte übertragen, bzw. muh der Obergurt biegungsfest konstruiert sein.

Anordnung der Wandglieder in Fachwerkträgern.

Für die Anordnung der Wandglieder (Vertikalen und Diagonalen) ist im allgemeinen der Gesichtspunkt maßgebend, daß am zweckmäßigsten die längeren Stäbe auf Zug beansprucht werden und die kürzeren Druck erleiden. Den Unterschied, der sich in der Beanspruchung durch die Anordnung ergibt, zeigen Fig. 1096 bis 1099. Die gezogenen Stäbe sind durch schwache Linien, die gedrückten Stäbe durch starke Linien dargestellt.

Die Stabkräfte sind unter Berücksichtigung der wandernden Last und des Eigengewichtes entweder graphisch oder nach der Ritterschen Momentenmethode oder mittels Einflußlinien zu ermitteln.

Graphische Ermittelung der durch das Eigengewicht erzeugten

Stabspannungen.

Das Eigengewicht verteilt man auf die Knotenpunkte des Fachwerkes. Man bringt es entweder am Ober- oder Untergurt an und legt die Annahme zugrunde, die die ungünstigsten Stabspannungen ergibt. Die Gurtspannungen bleiben in beiden Fällen gleich, nur die Spannungen der Füllungsstäbe ändern sich.

Meist verteilt man das Eigengewicht gleichförmig auf die Knotenpunkte; darauf ermittelt man durch Aufzeichnen eines Cremonaschen Kräfteplans die Stabspannungen (vgl. S. 460).

Eigengewicht am Untergurt j Obergurt |j Spannung

Größte

—    3150

—    3950

4880

—    5100

—    5100

—    4880

—    3950

—    3150

—    3925

—    3260

—    3950

—    4880

—    4880

—    3950

—    3260

—    3925

—    1525

—    1875

—    1415

—    1185

—    1415

—    1875

—    1525

—1640 — 2010

—    1365 —1365

—    2010 — 1640

950

— 1200

— 1500

— 1600

— 1600

— 1500

— 1200

950

\0 O 00 t-H Ci

4-1200

-4- 1500

4-1200

Ci

4- 1175

150

500

o o o o o

Ci 00 Ci o o (N r-i (N O ^

::<;o

410

125

410

CO

95(»

— 1200

— 1500

— 1600

— 1600

—1500

—1200

950

4- 1175

9*0

4- 1200

IC

+ 1500

4- 1200

9H)

1175

100

290

25(1

-4 360

12:.

«4

Tabelle 84. Stabspannungen des Fachwerkträgers Fig. 1100.

OOiOOOiOiOO    OOOOiOOOO    iO    lO 1C    O    o iO IO    o o o o o o

CO O N O C (N Oi    O CD ■ N -- lO CO    00    03    N O) (N    <M 00 00 00 00 O

HNCOOiOCDl^H    03r-tOlCOCOl^C3''tf    HH    r-l ^ 00    HHHHhCO

H    i-H i-H

I I I I I I I I +++

I I +1+4-1 44

750

— 1120

— 1500

— 1500

— 1900

— 2270

- 2200

625

51H i

740

-4 2270

4 2280

2750

25i i

co

co

I +1+ I

— 1075

o o o o o

lOCOCCCOCO

COiOiOiO^O

001 +

00

— 1140

— 1520

— 1875

— 1225

— 1725

— 2250

— 2750

— 1850

— 2500

— 2500

— 3150

— 2750

— 1875

1030

4- 1850

0418 +

2750

1925

iO iO O    O    o    oo    ooo

04 <N <M    O    050    00100

CO    Ci    10 05    Ci lOOl

— 1875

+ 900

Ol

Druckspannung.

— 2600

— 33S0

— 3150

— 3500

— 3500

— 2500

— 3500

- 3380

— 2250

-4 1175

+ 1570

+ 1875

o >o o t> I>-

O 00 GO

— 1000

— 1125

— 1125

O    iO o o o

iO    (M ^    N

GO (M ÖJ <M

0091 +

+ 1050

— 3500

— 2600

— 1725

— 1140

4- 1875

-4 2620

+ 1730

+ 1450

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— 1125

—1125

— 1000

O iO O o o

t> h- iOO

00 00 lO

0^(N

i“H T-H

+ 1240

+ 825

— 2500

— 1850

— 1225

00

+ 2310

+ 1925

+ 2750

4- 3140

1220

+ 840

+ 1030

O    O O    iO    »O    iO

O    t>.    (M    (M    (N

C5    CO    O    CO    Tł<

— 1375

I +1 I I I

+1280

+ 525

006 +

006 4

+ 590

4- bedeutet Zugspannung,

— 2200

—    2270

—    1900

—    1500

—    1500

—    1120

750

500

+ 2750 + 2280 + 2270 + 1900 + 1110 + 740 + 500 + 625

—1075

625

+ 375

375

375

250

+ 100

530

530

530

530

350

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MNOlOlOCONH ^CJt^COCO(NrH(N    00 ^ rH i-H H    ,-H rt f-* H i-H

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O ^ CO (N CD 05 CONHOC5CON hHhNNN    H HH(NN

lO Ci

CCNłHiO

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Stellung

Obergurt . . .

Untergurt . .

Senkrechte . .

Schrägen . . .

SS

Ś.

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fl

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CQ

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12 = 11;

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Fig. 1100.

CQ

CO

Ol

cs

.(M

(Bq = 800 kg)

1. Laststellung

2. Laststellung

5. Laststellung

4. Laststellung

-s

bl

cq

Eigengewicht

CS

V

23'

p/

14.

90

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XIV

Ol

ci

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Ol

M = 1:100

1 cm = 500 kg

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co

IC

co

Die Abszissen geben die Laststellung

die Ordinaten die Stabsspannungen an

*o>

©= Stabnummer

p)

OJ

CO

cC>

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fWj

ta

TO

70

Ol

Ol

Laststellung:

Laststellung : 1

CO

co

o5

VO

Si

S4

JO

24.

Ermittelung der Stabspannungen durch Cremonapläne für ruhende und bewegliche Lasten.

In nebenstehend durchgeführtem Berechnungsbeispiel (Fig. 1100) sind im Cremonaplan b die Stabspannungen ermittelt, wenn das Eigengewicht Q = 1600 kg am Untergurt angreift, durch Plan c die Stabspannungen, wenn das Eigengewicht am Obergurt wirkt. Die ermittelten Spannungen stellt man in einer Tabelle zusammen (siehe S. 653); nur die Spannungen der Senkrechten werden bei Belastung des Obergurtes größer, alle anderen Spannungen bleiben in beiden Fällen gleich.

Etwaige (nur noch selten angewendete) Gegenschrägen vernachlässigt man bei der Berechnung.

o,

Ol

Graphische Ermittelung der durch die wandernde Last erzeugten Stabspannungen.

a) Ermittelung der Stabspannungen durch Cremonapläne.

Man stellt (Fig. 1100) die erste Achse der Katze der Reihe nach in die Knotenpunkte J, III, F, VII (Laststellung 1 bis 4), bestimmt die Auflagerdrucke A und J3 nach S. 473 und zeichnet für jede Laststellung einen Cremonaplan d, e, /!, g (siehe S. 460). Die für die einzelnen Stäbe daraus ermittelten Spannungen sind in Tabelle 84 (S. 653) zusammengestellt. Es genügt (bei symmetrischen Trägern), die Kräftepläne für die Laststellungen 1 bis 4 bis zur Trägermitte zu zeichnen, die Stellungen 5 bis 8 sind symmetrisch zu 1 bis 4 und ergeben deshalb in symmetrisch liegenden Stäben dieselben Spannungen.

Für jeden Stab ist die größte Spannung aufzusuclien (in der Tabelle fett gedruckt) und mit der Eigengewichtsspannung zu vereinigen (letzte Spalte gibt die größte Gesamtbelastung). Für diese größte Belastung ist der Stab zu berechnen.

Bei den Senkrechten und Schrägen kann derselbe Stab gezogen und gedrückt werden, je nach Stellung der Last; z. B. Schräge 13

Fig. 1101.

■Pi + Pa’

P2”

wird mit 1240 + 125 = 13G5kg gezogen, mit — 900 + 125 = — 775 kg gedrückt. Obgleich die Drucklast kleiner ist als die Zuglast, kann sie doch bei langen, auf Knickung beanspruchten Stäben ausschlaggebend sein, sie ist also stets mit zu bestimmen.

Ist der Abstand der Katzenräder a anders als die Knotenpunktsentfernung b (Fig. 1101), so stellt man Rad 1 in einen Knotenpunkt und berechnet aus einer Momentengleichung die Auflagerdrucke P'₂ und P2 des Rades 2 in den benachbarten Knotenpunkten. Ist a 6, so ersetzt man die Katze durch eine gedachte mit dem Radstand = b und den Raddrucken P₁ + P2 und P+ ist a+>&, so hat die gedachte Katze drei Achsen im Abstande b und die Raddrucke Px, P] und P2'.

Das Verfahren ist zwar etwas umständlich, aber einfach auszuführen, es gibt eine gute Vorstellung, wie sich die Stabspannungen mit der Laststellung ändern.

In den Diagrammen Fig. 1100h ist die Änderung der Stabspannung mit der Laststellung graphisch dargestellt.

b) Ermittelung der Stabspannungen nach der Ritter sehen Schnittmethode.

Bei einem auf Biegung beanspruchten Fachwerk nimmt der Untergurt die Zugkräfte, der Obergurt die Druckkräfte auf, die Gurte werden also durch die auftretenden Biegungsmomente beansprucht; die Füllungsstäbe (Senkrechte und Schrägen) erhalten den Abstand der Gurte, werden also durch die Scherkräfte beansprucht.

nax

Je nach Stellung der Last ändern sich für jeden Knotenpunkt sowohl Biegungsmoment M als Scherkraft V; für die Berechnung der Stäbe ist es deshalb erforderlich, für jeden Knotenpunkt den daselbst möglichen größten Wert des Momentes Mmax und der Scherkraft V, zu ermitteln. Dazu dienen die nachstehenden Sätze:

1.    Man erhält im Knotenpunkt ein möglichst großes Moment, ' wenn man in ihn eine möglichst schwere Last stellt und auch im übrigen den Träger möglichst schwer belastet, besonders nach dem Knotenpunkte zu.

2.    Man erhält im Knotenpunkt eine möglichst große Scherkraft, wenn man die Last von rechts bis an den Knotenpunkt heranrückt und die erste (möglichst schwerste) Last in den Knotenpunkt stellt. Dann ist die Scherkraft gleich dem linken Auflagerdruck.

Anmerkung: Bei zweiachsigen Laufkatzen tritt für einen Knotenpunkt Mmax und Ymax ein, wenn man die erste Achse über den Knotenpunkt schiebt.

Erstes Verfahren. Momente und Scherkräfte durch Seilecke bestimmt.

Die Stabkräfte im Ober- und Untergurt bestimmt man nach der Ritterschen Schnittmethode. Nach S. 656 werden die Gurte durch die Momente beansprucht, man bestimmt diese also zunächst für jeden Knotenpunkt des belasteten Gurtes. In Fig. 1102 sind diese Momente mittels Seilecken ermittelt (S.467). Man stellt die Katze so, daß für den betreffenden Knotenpunkt (z. B. III) ein möglichst großes Moment entsteht. Dazu muß man (S. 658) das erste Katzenrad in den Knotenpunkt stellen (Laststellung 2). Man konstruiert aus Px und P₂ den Kräfteplan (Fig. 1102c) und dazu das Seileck A' III' FI Bi (Fig. 1102b), zieht die Schlußlinie A Bi und dazu die Parallele 2 Ö im Kräfteplan. Dann ist das größtmögliche Moment in III: Mm = y₂,H.

[Die Strecke 2,9 im Kräfteplan ist der durch Laststellung 2 in A erzeugte Auflagerdruck. Dieser ist aber gleichzeitig die größtmögliche Schubkraft Vni in III (vgl. S. 659), Tabelle 85, letzte Spalte.]

So sind für alle Knotenpunkte des Obergurtes die Seilecke gezeichnet und die größten Momente ermittelt worden (von Knoten HI an muß man das zweite Rad in den Knoten stellen, um das größte Moment zu erhalten!). In der Tabelle 85 sind sie zusammengestellt, im Momentendiagramm (Fig. 1102 d) zeichnerisch aufgetragen.

Anmerkung 1. Bei symmetrischen Trägern braucht man die Momente nur bis zur Trägermitte zu bestimmen.

Anmerkung 2. Liegen die Knotenpunkte des Untergurtes nicht senkrecht unter denen des Obergurtes, so findet man ihre Momente als , Ordinaten im Momentendiagramm senkrecht unter den Knotenpunkten.

42

Bethmann, Hebezeuge. 3. Aufl.

Fig.1102.

Pi == 1000 kg P2 = 1000 kg

4)— -4) Laststellung 1

è Laststellung 2

è>

Die eingezeichneten Pfeile gelten für Kräfteplan f) (A —lt)

4) Laststellung 3

8t

I,

-Laststellung 4

12 IXl ' 16 Vf XI 20

1 .m . 4 .V . 8

2 hź

vS

xm

A> ih=1^„3

u X3 15 yw

■ L.Ä

(Aq = 800 kg)

IV

' a)

10 fl t 14 fff 18 ■

vi vm x]

p—1 m—H

¹⁹ A\ 23 25 22

24 ,    , 28

I /\b a/ 27 /

.XVT

29    ' 'B

~£a = 11

xv

XLfj

XIV

(Bq =800 kg)

Bö

b;

Trägerbelastung für Kräfteplan f) (A = 11)

Zu a),b), c):

M = 1:100 1 cm = 500 kg

B2

J₇

29

lcm = 2000 kg

B3

26

b) !

--To    ~-*1

^5-TlS    ,    ;

.1

b;

a*

-24 ——-

—-28-

::

'C

>y₆

Pl⁷

Bi

c)

ix;

Pi”

'MXm’

•y₈

Bi

e)

Pf

V’

p₂

-H = 1750 kg^

Pf

Bi

'vm

Schubkraft- 1 I Diagramm

lcm = 500 kg!

Bi

-*-o

d)

'Mm

Momenten-Diagramm 1 cm = 1000 kgm

Ermittelung der Stabspannungen nach der Ritter sehen Methode mittels Seilecks.

Tabelle 85. Momente und Scherkräfte von Fig. 1102.

Knotenpunkt

Ordinate y

Moment M — y . H kgm

Scherkraft

kg

III = II .

V = IV . VII = VI . IX = VIII

XI

XIII = XII . XV — XIV . XVI . . . .

CO N CO    CO N CO

05 lO Ol    Ol »O Ol

0.1750 = 0 0,93.1750 = 1630

1.57.1750    = 2750

1.93.1750    = 3380 2.1750 = 3500

3380

2750

1630

1875

1625

1375

1125

875

625

375

125

Nach S. 463 findet man nun die Stabspannung 4 z. B., wenn man durch 4, 5, 6 einen Schnitt legt und den Schnittpunkt von 5 und 6 zum Momentendrehpunkt wählt. Dann hält dem Moment MIV am Knoten IV das Moment der Stabspannung 4 das Gleichgewicht, also:

(Spannung 4). h = MIV,

2750

oder

Spannung 4 =

= 2750 kg.

MIV_ h ~    1

(Druckspannung, da das Moment von 4 linksdrehend sein muß.) Tabelle 86. Gurtspannungen von Fig. 1102.

Stab

Moment

kgm

Hebelarm h

.1/

Stabspannung = -j

kg

ii

1630

IV

2750

VI

= 3380

CT 1-H

Sä

Obergurt

12

16

20

24

MVIJI = 3500 II yin ⁼ 3500 Mx = 3380 Mxn = 2750

h-‘

28

MXIV

1630

10

Untergurt

14

MnI = 1630 Mni = 1630 Mv = 2750

Myn

3380

18

]\I

XI

= 3380

22

Mxin — 2750

26

31

xv

1630

29

Mxv = 1630

O O I- I-    I- O O O I-

Oi

<x>    H-*

IO 05 i—I

lO

— 2180

—    2180 + 2765 + 2300 + 2750 + 3380 + 3380 + 2750 + 2300 + 2765

42*

Allgemein findet man eine Gurtspannung, wenn man das Moment des im zugehörigen Fachwerkdreieck gegenüberliegenden Knotenpunktes dividiert durch den Abstand des Stabes vom Knotenpunkt.

So sind die Spannungen aller Ober- und Untergurtstäbe in vorstehender Tabelle 86 ermittelt. Bei symmetrischem Träger sind die Spannungen symmetrisch liegender Stäbe gleich groß, man braucht dann nur die Spannungen bis Trägermitte zu berechnen.

Die Stabkräfte in den Senkrechten und Schrägen ermittelt man durch einen Kräfteplan (Fig. 1102 f) für das am linken Auflager mit A = 11 belastete Fachwerk. Man belastet dazu den vorletzten Knotenpunkt nach rechts zu entsprechend (in Fig. 1102 wird Knoten XV mit 8 t belastet). In Tabelle 87 sind die aus dem Kräfteplan gefundenen Spannungen der Schrägen und Senkrechten für A = 11 zusammengestellt.

Tabelle 87. Spannungen der Schrägen und Senkrechten von Fig. 1102.

Stab

Spannung für

A — it

Ungünstigste Scherkraft V

Stabbeanspruchung bei Anfahrt der Last

kg

kg

von rechts

kg

von links

kg

667

vXU = 1625

11

— 1000 — 1000

1375

YIJ

= 1125

+ + 4-

io io O CM I-pH CO

Senkrechte . .

15

IX

875

(0)

(0)

19 +1000 23 +1000 27 — 4667

Vxiii — ³⁷⁵

xv

125

Vxvx —    ⁰

+ 940

Fy

= 1375

13

Schräge . . . {

+ 1415 + 1415 — 1415

vVII

Vix

Vxi

1125

875

625

+ 375 + 125 + 0 + 1290 + 1595 + 1235

590

530

885

885

21

25

—    1415

—    4700

Vxiii —

375

125

530

590

+1235 + 1595 + 1290

In Wirklichkeit erfolgt die Beanspruchung der Schrägen und Senkrechten nicht durch A = 11, sondern durch die je nach dem Querschnitt veränderliche Scherkraft V. Die größte Scherkraft für einen bestimmten Knotenpunkt entsteht, wenn in der Anfahrtrichtung das erste Rad den Knoten berührt; die Scherkraft V ist dann gleich dem augenblicklichen Auflagerdruck +, der sich aus Kräfteplan c abmessen läßt. [Z. B. die größte Scherkraft Vni für Knoten III entsteht bei Laststellung 2 ; der hierbei entstehende Auflagerdruck + == VIU ist die

Strecke 2,9 im Kräfteplan c (vgl. S. 657).] Die Scherkräfte sind in Tabelle 85, letzte Spalte zusammengestellt.

Um die ungünstigste Laststellung für bestimmte Füllungsstäbe zu ermitteln, betrachte man ein Fachwerkdreieck aus einer Schrägen und Senkrechten, die im unbelasteten Gurt Zusammenstößen (z. B. A 5, 7, 4). Die höchste Belastung in 5 und 7 tritt auf, wenn in der Anfahrrichtung die erste Last dies Dreieck berührt (also in Laststellung 3). Für diese Stellung ist aber die Scherkraft = Vv, ebenso groß ist der Auflagerdruck.

Durch den Auflagerdruck A = 11 — 1000 kg entstand in 5 die Stabkraft -f- 940 kg, in 7 die Stabkraft —1000 kg; durch den Auflager-

druck Vy= 1375 kg entsteht eine

= 1,375 mal so große Stabkraft,

1375

Tooo

also: Größtspannung in Stab 5 ist -j- 940.1,375 =-f- 1290kg, • Größtspannung in Stab 7 ist — 1000.1,375 =— 1375kg.

In Tabelle 87 sind so für alle Senkrechten und Schrägen die Stabkräfte ermittelt. Einmal ist dies geschehen für A == 11 und Anfahrrichtung von rechts, einmal für B = 11 und Anfahrrichtung von links. So erhält man für jeden Stab zwei Werte, innerhalb deren die Stabkraft schwankt. Bei symmetrischen Trägern ist die Rechnungsdurchführung für B = 11 nicht erforderlich, man braucht nur die Spannungen symmetrisch liegender Stäbe zu vertauschen (z. B. 25 erhält für B = It dieselbe Spannung wie 5 für A = 11 und umgekehrt).

Anmerkung: Die Senkrechte 15 erhält nach dieser Berechnung die Stabkraft 0, denn sie ist eigentlich im Fachwerk nicht erforderlich, sie soll nur die Freilänge des Obergurtes zwischen VII und XI verkleinern. Sie wird aber, wenn zwischen Knoten VII und XI eine Last steht, durch den Auflagerdruck derselben in IX gedrückt. Der größte Auflagerdruck in IX entsteht hier, wenn Rad 1 oder 2 in IX steht, und zwar ist er gleich 1000 kg, also wird 15 mit 1000 kg auf Druck beansprucht.

Zu den so ermittelten Spannungen aus der beweglichen Last treten die Spannungen aus dem Eigengewicht, die man am einfachsten durch Kräftepläne ermittelt (vgl. S. 654, Fig. 1100a, b und Tabelle 84, S. 653).

Zweites Verfahren. Momente und Scherkräfte durch Einflußlinien bestimmt.

Statt die zur Benutzung der Ritt er sehen Schnittmethode erforderlichen größten Momente durch Seilecke zu bestimmen, kann man auch Einflußlinien (siehe S. 469) dazu benutzen.

Um für Knoten V das größte Moment zu ermitteln, stellt man die Last in die ungünstigste Stellung (3), trägt von einer Wagerechten A'B' = der Trägerlänge (Fig. 1103a) in A' eine Senkrechte A'Ay senkrecht nach abwärts, die man gleich dem Abstand Xy des Knotenpunktes V vom Auflager + macht, zieht B'A y, projiziert den Knotenpunkt V senkrecht herunter nach Cy und zieht A'Cy. Dann ist das Moment:

Mr = 1\ . //, y + /Ą • //., y = 1000.1,5 + 1000.1,25 = 2750 kgm.

Fig. 1103.

. i i m 4    —-—@vn ix

l\ K ~T\

²\ ³ X 7 \ i] 13    15 \f 19    2l' 23 25'

x    \| MX ^

Im-|T| +li TvTTî "vmui x 2Txn

16 IX 20 xm 24 XT 28 X\1

—71    ^ TT ^.b

XVII

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<-

_ CQ

r«-

J -----

-L

CO

<5

Ermittelung der Stabspannungen mittels Einflußlinien.

Ebenso verfährt man mit den anderen Knotenpunkten. Man er

hält so:

0 kgm = Mxvn Mni = 1000.0,875+ 1000.0,75 = 1625 „    = Mxv

Mv = 1000.1,5    + 1000.1,25 = 2750 „

Mj

MVII = 1000.1,88 + 1000.1,5 = 3380 „ MIX = 1000.2

XIII

= MXI

+ 1000.1,5 = 3500 „

Daraus berechnen sich die Ober- und Untergurtspannungen, wie

S. 659 beschrieben.

Um für Knoten V die größte Scherkraft zu ermitteln, stellt man die Last in die ungünstigste Stellung (3), trägt von einer Geraden

A' B' = der Trägerlänge (Fig. 1103 b) in A! eine Senkrechte A'A" = 1 senkrecht nach abwärts, in B' eine Senkrechte B'B" = 1 senkrecht nach aufwärts lind zieht senkrecht unter V die Linie C'y C'y. Dann ist die Scherkraft (vgl. S. 477):

Vv= Pi2/ir+ B₂y₂r = 1000.0,75 + 1000.0,625 = 1375 kg. Ebenso verfährt man mit den anderen Knotenpunkten; man erhält so:

Vj    =    1000.1    +    1000.0,875    =    1875    kg

rXI = 1000.0,375 + 1000.0,25 Vxiii — 1000.0,25 + 1000.0,125 = 375 „ VXy = 1000.0,125 + 1000.0 = 1000.0

625 „

125 „

y xvi

+ 1000.0

0 „

Daraus berechnen sich die Spannungen der Senkrechten und Schrägen mittels eines Kräfteplanes für A — It wie S. 660 beschrieben.

Ausführung der Fachwerkträger.

Das Fachwerk ist so zu bilden, daß die Feldlänge im belasteten Gurt nicht zu groß wird, etwa gleich dem Katzenradstand; im unbelasteten Gurt, besonders wenn er auf Zug beansprucht wird, kann sie weit größer sein. Deshalb sind die Trägerformen Fig. 1104 besonders

Fig. 1104.

Für Last am Obergurt

Trägerformen.

üblich, die für Last am Untergurt umgekehrt benutzt werden. Die Stäbe des gebogenen Gurtes werden zwischen den Knotenpunkten gerade ausgeführt.

Parallelträger sind einfacher herzustellen, werden aber schwerer als Träger mit gebogenen Gurten.

Die Trägerhöhe wird, je nach Spannweite und verfügbarem Raum, = ¹/₈ bis V12 der Spannweite ausgeführt.

Der Kranträger (Fig. 1105 a) besteht aus zwei Hauptträgern H und zwei Hilfsträgern N\ zwischen Haupt- und Hilfsträgern liegen wagerechte Träger TFj, W₂ zur Aufnahme der seitlichen Drucke.

Beiderseits an den Trägerenden sind die Hauptträger FT, Hilfsträger N und wagerechten Träger W₁, W₂ durch steife Querverbindungen Q (Fachwerk- oder Blechträger) miteinander verbunden; dadurch

Fig. 1105.

a) -Ąjł

Katze

Æl

fi

'V,

—H

c)

y/

\\

St^v

/St

//

Last y

y/y

w₂

h-

b)

z-Wi D

Cl .-W,

\AM

Si

It

Seitenversteifung durch Fahrhahnträger.

wird der aus //, JV, Wx, W₂ gebildete Querschnitt in Rechteckform erhalten. Streben St in diesen Querschnitten (in Fig. 1105a einpunktiert) werden oft unnötigerweise ausgeführt; sie lassen sich nur bei sehr langen Trägern mit großer Durchbiegung rechtfertigen, bei denen ohne Streben der Hauptträger sich allein durchbiegen und den Querschnitt schief ziehen würde (Fig. 1105 c).

Bei kleinen Kranen oft nur am Obergurt wagerechte Träger Wly durch Streben St versteift (Fig. 1105 b). Häufig findet sich sogar nur an

einer Seite des Kranes ein wagerechter Träger W. Die Teile FF, N und St dienen zur Seitenversteifung der Hauptträger.

Bei großen Spannweiten und innen laufender Katze können die Hauptträger H auch direkt gegeneinander abgesteift werden durch Querträger $, die die Senkrechten der Hauptträger miteinander verbinden. Die Fahrbahnträger F, meist breit-flanschige X-Eisen, stützen sich unten auf den Querträger (Fig. 1106).

Querschnittsformen der Stäbe. Ober- und Untergurt wird meist aus zwei Winkeleisen, bisweilen mit Blechzwischenlage, oder aus zwei L-Eisen ausgeführt (Fig. 1107a bis c). Sowohl die gezogenen als

Fig. 1106.

ui

F~J

Trägerquerschnitt.

die gedrückten Füllungsstäbe macht man aus Winkeleisen (nicht aus Flacheisen), damit bei den fortwährenden Stößen die Stäbe nicht zittern (Fig. 1107 d bis f). Die Stäbe sind möglichst symmetrisch zur Trägermittellinie zu bilden. Bei den auf Zug beanspruchten Stäben ist die Yerschwächung durch die Nietlöcher zu berücksichtigen.

Bei auf Druck beanspruchten Stäben wird keine Nietlochver-schwächung berücksichtigt. Die Druckstäbe sind daraufhin zu prüfen,

unverschiebbarv

Fig. 1108.

Fig. 1107.

ir

i a

I”I

unver-schiebb

in ln

Stabquer s chnitte.

-A_

oh ihr Querschnitt zur Druckübertragung genügt und außerdem auf Knickgefahr, ob ihr kleinstes Trägheitsmoment hinreichend ist, um Ausknicken zu verhindern. Als Knicklänge wird die Stablänge von Knotenpunkt zu Knotenpunkt eingesetzt; dabei ist vorausgesetzt, daß sich die Knotenpunkte nicht verschieben können. Beim Obergurt ist dies ohne weiteres nicht der Fall: in senkrechter Bichtung können die Obergurtknoten zwar nicht ausweichen, aber in wagerechter, wie in Fig. 1108 punktiert angegeben. Dies muß unmöglich gemacht werden, z. B. durch wagerechte Hilfsträger W₁ (Fig. 1105), sonst darf l nicht als Knicklänge eingesetzt werden.

Fig.1109.

Ip

h ff

VL

■y y

Verbindung getrennter Teile bei den Fachwerkstäben.

Bei mehrteiligen Zugstäben werden die einzelnen Stäbe aller 1,5 bis 2,5 m miteinander verbunden.

1' 1

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dRYA-t

pTTp'

Bei mehrteiligen Druckstäben wird die Anzahl der zwischen den Knotenpunkten liegenden Verbindungen folgendermaßen ermittelt:

Ist J = cPl² (siehe S. 485) das für 1(m) Stablänge und P(t) Belastung ermittelte Trägheitsmoment des aus n Einzelstäben zusammengesetzten Druckstabes, i das kleinste Trägheitsmoment eines Einzelstabes, so kann dieser eine Last P(t) bei Z₍'m) Länge tragen, die aus i = cP'l'² folgt; daraus ergibt sich:

Knickstab.

Bei n Stäben entfällt auf einen Stab eigentlich P' = —, man erhält

aber mit den Versuchen besser übereinstimmende Resultate, wenn man setzt bei

n — 2

P' — 0,7 P 0,45 P

Nur bei sehr kurzen Stäben genügt eine Zwischenverbindung, bei längeren wendet man mindestens zwei an, auch wenn nur eine sich aus der Rechnung ergibt.

Beispiel : Ein Druckstab von l — 3 m Länge hat P — 41 zu tragen.

Erforderlich J = 2,33 PZ² = 2,33.4.9 = 84 cm⁴.

Gewählt “ir 70 X 70 X 7 mit J — 2    = 2 .42,4 = 84,8 cm⁴ (kleinstes Träg

heitsmoment der beiden verbundenen Stäbe).

Ein P 70 X 70 X 7 hat das kleinste Trägheitsmoment.

i — Jy — 17,6 cm⁴, ferner ist für ein Winkeleisen P' — 0,7 P — 2,8 t, also:

*• = /

___ l/_AZ’⁶ -

2,33 P' f 2,33.2,8 Es würde hier schon eine Verbindung der Stäbe genügen, man ordnet aber zwei an.

Liegen die Einzelstäbe nur um Knotenblechstärke auseinander, so legt man an den Verbindungsstellen ein Futterstück ein und nietet

die Stäbe aneinander, Druckstäbe mit mindestens zwei, besser drei Nieten, bei Zugstäben genügt ein Niet (Fig. 1110 a). Liegen die Winkeleisen übereck, so werden zwei dicht untereinanderliegende Bindebleche kreuzweise angebracht (Fig. 1110b). Bei größeren Abständen der Einzelstäbe werden steife Querrahmen mit mindestens drei Nieten dazwischen gesetzt oder die Stäbe ^ 4i r» werden durch Vergitterung verbunden (vgl.

Fig.lllOc). Eine Verbindung nach Fig.lllOd mit Einzelnieten ist falsch und zwecklos, da sich der eine Stab unabhängig vom anderen verschieben kann.

Knotenpunkte. Die Schwerlinien der Fachwerkstäbe sind so zu legen, daß sie mit den Netzlinien zusammenfallen, sich * also in den Knotenpunkten in einem Punkt schneiden. Die Gurtstäbe läßt man in den Knotenpunkten möglichst ununterbrochen durchgehen; die Füllungsstäbe schneidet man rechtwinklig ab und nietet sie an ein Knotenblech. Nur wenn die Gurte zu lang sind oder

= 1,64 m.

Fig.1110.

fr fr I

a)

gTp k) r-Vrn *

Ikk

;n

Ht

d)

Zwischenverhindung.

in den Knoten nicht geradlinig durchlaufen, sondern geknickt sind, schneidet man sie, verbindet aber nachträglich wieder die geschnittenen Teile durch gleichstarke Laschen. Das Knotenblech darf als Lasche mitbenutzt werden.

Berechnung der Stäbe siehe S. 484 bis 487, Berechnung der Vernietung siehe S. 480 ff. Ergibt sich bei der Berechnung eine Nietzahl <C 2, so sind mindestens 2 (besser 3) Nieten auszuführen.

Beispiel: Der untenstehende Knotenpunkt ist auszubilden. Die Stabbelastungen ergibt der zugehörige Kräfteplan ; zulässige Beanspruchung kz = k = 750 kg/qcm,

600 kg/qcm (Fig. 1111).

K = ³/i K

Fig. 1111.

JLZ

JE

-f

IC

426 X 154 X 7

M 1:15

Niet <]> 16 mm

-i

165 X 65 x ?

“ir 65 x 65 x 7

3"

Kräfteplan 2    1 cm = 4000 kg

■FR

"T

14 stark

1T70X70X7

1T70 x 70 x 7

7 stark

Knotenpunkt (in Stab 4 fehlt ein Niet).

Nr.

Erforderl. Erfordere

Belastung I Stab- i Quer' Trägheits-

P    1 üntyp 7 schnitt    moment

lange I F=pj^ j ₌

cm<

mit vorhandenem

bU

Gewählt

kg

Quer- i Trägheits- Trägheitsschnitt ! moment ! moment

qcm

JIf

LF

H Ci CO 11

+ 9 200 + 4 250

5400

+ 12 000

to to jO to

H <| Ol K) ^ KD ^1 CO

IT 70X70X7 “1 65X65X7 50,4    nr 65X65X7

—    nr 70X70X7

to

to to

^ ^ ^ ^ cf oo oef cT

13,8

Quer sch n itt sfläch en und Trägheitsmomente der gewählten Stäbe genügen also vollkommen.

Der Nietdurchmesser wird etwa gleich der doppelten Eisenstärke gewählt zu d = 1,6 cm.

Knotenblechstärke d = 2 d^ = 1,4 cm gewählt.

Für die zweischnittigen Nieten ist dann d = 1,6 <C 1,25 cf = 1,75, also Nieten auf Abscheren zu berechnen; für die einschnittigen Nieten ist d= 1,6 < 2,5 <fx = 1,75, also Nieten ebenfalls auf Abscheren zu berechnen.

•600 = 1200 kg,

Ein einschnittiger Niet überträgt Pis = ~ ™ • ks =

^2

ein doppelschnittiger Pis — 2 —— • ks = 2400kg. Also ist erforderlich:

In Stab

Die Nietzahl n

In Stab

Die Nietzahl n

P _ 9200 Pis ~~ 24ÖÖ P 4250

Pi

.9

1200

P _ 5400 Pu _ 2400 P _ 12 000 Pis — 2400

Die Querschnittsverschwächung durch ein Nietloch beträgt 1,6.0,7 = 1,12 qcm; also ist der kraftübertragende Querschnitt:

Von Stab

Gleich Fläche F — Lochverschwächung

2.9,4 — 2.1,12 = 16,56 qcm 8,7—    1,12— 7,58 „

2.9,4 — 2.1,12 = 16,56 „

Er genügt also.

Bei Stab 2 genügt die Querschnittsfläche des einen Schenkels fast, um die ganze Kraft zu übertragen, er ist der Einfachheit halber allein angeschlossen; entsprechend ist es bei Stab 3. Bei den Stäben 1 und 4 dient der ganze Querschnitt zur Kraftübertragung; deshalb sind die einen Schenkel an das Knotenblech angenietet, die anderen dureh eine Lasche verbunden. Die erforderlichen Nieten sitzen teils im Knotenblech, teils in der Lasche (hier doppelte Anzahl, da ein schnittig!). Angeordnet sind die Nieten in der Wurzellinie, die Stäbe liegen mit ihren Schwerlinien auf den Netzlinien.

Die Stäbe 2 und 3 suchen das Knotenblech zwischen den Gurtstähen herauszuziehen mit einer Kraft gleich der Resultierenden R aus 2 und 3. Zur Aufnahme von R = 3900 kg genügen bereits zwei Nieten an Stelle der sieben vorhandenen.

Die Zugstäbe 1 und 4 erhalten in der Mitte der Freilänge eine Verbindung durch einen Niet; beim Druckstab 3 müssen Zwischenverbindungen angebracht werden in der Entfernung:

V —]/2,33 P' — ]/

= 1,25 m.

13,8

2,33 . (0,7.5,4)

Die Rechnung ergibt also eine Zwischenverbindung, man ordnet aber zwei an.

Wind- und Querverbände. Sie dienen zur Aufnahme der wagerechten Drücke (Wind-, Beschleunigungsdrücke), außerdem sollen sie das seitliche Ausknicken der Knotenpunkte des gedrückten Gurtes verhindern. Bei kleinen Kranen liegen sie deshalb in der Ebene des Obergurtes, bei größeren werden sie in Ober- und Untergurt angeordnet (siehe Fig. 1105). Durch den wagerechten Verband muß jeder Knoten des gedrückten Gurtes gestützt werden. Oft werden die Windträger als Lauf bühnen ausgebildet in Form von wagerechten Blech trägem.

C. Fahrbahnträger.

Fig. 1113.

m

Fig. 1114.

Die Fahrbahnträger für den Kranwagen laufen zu beiden Seiten der Werkstätte durch den ganzen Raum. Sie sind, wie die Hauptträger des Kranes, unter Berücksichtigung des Eigengewichtes auf Biegung zu Fi g. 1112.

/y

Fig.1115.

«

<-—260

r-f—137—

Fig. 1116.

Gufseisenplatte

fÜÜ

Lagerung der Fahrbahnträger.

berechnen: Senkrechte Lasten gleich Hälfte des Krangewichtes -f- fast der ganzen Nutzlast nebst Eigengewicht der Katze; wagerechte Last gleich dem beim Katzenbremsen auftretenden Massendruek. Die Berechnung dieser Träger erfolgt genau wie beim Kranwagen. Aus-

140X60-

•---•-

— "n

l⁷/s"'

12mmBlech/

■C¹

/•//&

Ji

I Mi

•// 20 mm Nieten

⁷/s” Steinschraube

L100X100X12

führung aus I-Trägern (bei großen Auflagerentfernungen verspannt), für schwere Lasten Fachwerk oder Blechträger. Die Lagerung dieser Träger geschieht entweder auf vorspringenden Pfeilern, auf besonderen

Fig.1117.

Fig. 1118.

444

V/.

Fig. 1119.

Fig. 1120.

Fig. 1121.

j ;;

ii.r

Lagerung von Fahrbahn trägem. Ausführung der Firma Krupp (Grusonwerk).

schmiedeeisernen Säulen oder auf Konsolen. Das Konsol ist auf Biegung zu berechnen; der senkrechte Auflagerdruck P muß durch geeignete Auflager auf das Mauerwerk übertragen werden. Die Mauer muß das

Biegungsmoment F. a aufnehmen können. Zur Aufnahme der oberen Horizontalkraft sind Anker nach Fig. 1115 zu verwenden.

Auf die Lagerung ist besondere Sorgfalt zu verwenden und die Flächenpressung des Mauerwerkes muß einer besonderen Prüfung unterzogen werden.

I). Kettenstützen.

Laufkrane, bei denen das Triebwerk an einem Ende des Kranes liegt, besitzen zwei endlose Zugketten für die Fahrbewegung der Katze

Fig. 1122 bis 1124.

Fig.1125.

cp

'-E

Feste Kettenstütze.

Ausweichende Kettenstütze.

Fig. 1126.

III

III

BL

III

ir

ir

-6

■WH.

JL

JL

Ausweichende Kettenstütze.

und eine Lastkette, welche von dem einen Kranende über die Leit-uud Lastrollen der Katze nach dem Triebwerke geht. Bei großen Spannweiten erfordert nun der Durchgang der Ketten beim Anzuge

viel Kraft, so daß Kettenstützen zur Verringerung der Anzugskraft angebracht werden müssen. Außerdem würde das Eigengewicht der Kette hei freiem Durchhange ein Herabgehen des leeren Hakens hindern.

Für die Zugketten der Laufkatze genügen feste Kettenstützen, während für die Lastkette bewegliche, ausweichende Kettenstützen in Betracht kommen.

Die Anordnung der letzteren geht aus den Fig. 1125 und 1126 hervor. Die Betätigung des oberen doppelarmigen Hebels geht von einer Streifschiene der Laufkatze aus. Hat die Katze die Stelle passiert, so wird die Stütze durch ein Gewicht wieder unter die Kette gedrückt.

E. Kopfträger.

Dieselben sind an beiden Enden der Hauptträger erforderlich, um die Laufräder mit genügendem Radstande aufnehmen zu können. Bei kleinen Tragkräften genügen auch hier C-Eisen, während bei größeren Tragkräften genietete Träger Verwendung finden müssen. Bei der Berechnung sind die Kopfträger als Balken zu betrachten, welche in den Lagern der Laufräder frei aufliegen und durch die Längsträger belastet werden. Nach entsprechender Ver-Fig. 1128.

Fig. 1127.

a)

DM

Q'

Q'

K—

~l—-*

Q'¹

Q'

Io i o

i°

UTJ

_JLI

teilung der Nutzlast und der Eigengewichte hat man nach Fig. 1128 das Widerstandsmoment aus der Biegungsgleichung

Q'l = W.h

zu berechnen und hierauf ein passenden Profil zu wählen. Über die Größe des Radstandes vgl. S. 635.

Die Kopfträger werden, der verfügbaren Raumhöhe entsprechend, auf die Längsträger gelegt (Fig. 1127 b) oder unten

(Fig. 1127a). Bei der ersten Anordnung ist das Umkanten der Längsträger besser vermieden, jedoch sind die Anschlußnieten auf Zug beansprucht, lockern sich also leicht. Zwischen Kopf- und Längsträger wird ein kräftiges Knotenblech eingelegt, an das beide Träger durch Niete angeschlossen werden. Es

b)

c)

an

dieselben angehängt

Befestigung der Kopfträger.

muß auch das Biegungsmoment aufnehmen, das beim Schräglaufen des Kranes entsteht (Fig. 1127 c). Das Umkanten ist durch geeignete Verstrebung (meist Querträger zwischen den Hauptträgern, der ans Knotenblech angeschlossen wird) zu verhindern, vor allem bei Anordnung Fig. 1127a und größeren Längsträgern ohne Nebenträger.

Bei größeren Kranen werden Kopf- und Längsträger meist in gleiche Höhe gelegt, die Kopfträger werden aus genieteten Blechbalken gebildet. Die Längsträger (Haupt- und Nebenträger) müssen so ausgebildet * werden, daß sich die Kopf träger anschließen lassen. Bei Blechlängsträgern erfolgt der Anschluß durch auf die Blechwand genietete doppelte Winkeleisen; bei Fachwerkträgern legt man häufig ins letzte Feld eine Blechtafel ein und gestaltet sie so zu einem Blechträger, anderenfalls muß das Fachwerk im Abstand der Kopfträger Senkrechte erhalten, an die die Kopfträger angeschlossen werden können.

¹

   ¹'⁷/8"Schr.

2. Laufkrane mit Handbetrieb.

Handbetrieb muß stets da zur Anwendung gelangen, wo keine Kraftzuleitung vorhanden ist. Als Nachteile sind die kleinen Geschwindigkeiten mit in Kauf zu nehmen, die z. B. für große Lasten in Gießereien nicht mehr zureichend sind.

Der Antrieb geschieht meist von unten mittels Haspelkette, seltener durch Kurbel von der Kranbühne aus.

Das Hubwerk und das Triebwerk für das Katzenfahren wird bei den gewöhnlichen Konstruktionen in die Laufkatze eingebaut, während das Triebwerk für den Kranwagen an dem einen Ende für sich angeordnet wird.

Nur bei Gießereikranen wird der ganze Antriebsmechanismus an das Kranende gelegt, weil die ausstrahlende Hitze der an der Katze hängenden Gießpfanne das Haspeln neben derselben nicht gestattet.

Die Laufkatzen mit eingebautem Windwerk findet man in zwei Ausführungen :

mit reinem Stirnrädertriebwerk und mit Schneckengetriebe,

d. h. Stirnräder- und Schueckenvorgelege gemischt!

a) Laufkrane mit Stirnradlaufwinde.

Die Laufkatzen dieser Gattung ergeben zwar einen günstigen Wirkungsgrad, beanspruchen aber mehr Raum als die Laufkatzen mit Schneckentriebwerk. Das Schweben der aufgewundenen Last wird durch Bremse und Sperrad erzielt.

43

Bethmann, Hebezeuge. 3. Aufl.

Hubwerk.

Fast in allen Fällen .»wird in die Schlinge des Tragorganes eine lose Rolle eingeschaltet. Die Berechnung hat in derselben Weise zu geschehen wie bei den Winden. Als Anhaltswerte für den Haspelzug können die folgenden Angaben dienen. Diese Werte sind aber mit Rücksicht auf billige Konstruktion sehr hoch gewählt:

Bei 3000 bis 4 000 kg Tragkraft 2 Arbeiter prit zus. 40-^- 50 kg Zug

70- 80 „    „

„    5 000 „

» » 90-100 „ „ „ „ 100-110 „ „

»    7 500 „

„ 8000 „ 10000 „

Bei häufigem Heben der Maximallast sind kleinere Werte zu empfehlen (siehe Haspelräder).

Unter Berücksichtigung des Wirkungsgrades r; des Triebwerkes ergibt sich das Übersetzungsverhältnis zu

QB

Lastmoment

Kraftmoment. rj P .a.rj

Die Bremsvorrichtung besteht zweckmäßig aus einer Sperradbremse, deren Hebel durch eine „Bremsleine“ von unten aus zu lüften ist, oder aus einer Sicherheitskurbel.

Um bei größeren Übersetzungen kleinere Lasten schneller heben zu können als große, bringt man Wechselräderpaare an. Andere Mittel zum schnelleren Heben kleiner Lasten sind die auslösbare lose Rolle von Gauhe, Gockel & Co. (S. 62) und die Triumphkurbel von Mohr & Federhaff (S. 89).

Triebwerk für das Fahren der Katze.

Die Bewegung der Laufkatze geschieht bei Kranen bis 500 kg Tragkraft durch schrägen Zug an der Lastkette. Bei größeren Lasten als 500 kg wird ein Haspelrad direkt auf die Laufradachse gesetzt und bei Lasten über 2000 kg ist ein Rädervorgelege einzuschalten. Berechnung des Fahrwiderstandsmomentes M nach S. 225.

P ,a .7]

Die erforderliche Übersetzung wird dann Fahrwiderstandsmoment Kraftmoment. rj

Der Haspelzug ist hierbei in Anbetracht der längeren Haspeldauer pro Arbeiter zu 20 bis 25 kg anzunehmen. Die Zahnradteilung ermittelt sich nach Annahme der Zähnezahlen aus der Gleichung

³/2 71 . ...

Triebwerk für den Kranwagen.

Durchmesser der Laufräder sind mit Rücksicht auf die spezifische Pressung nach S. 222 zu bestimmen.

Um ein gleichmäßiges Anfahren zu erzielen, müssen stets zwei Laufräder durch eine gemeinsame Hilfsvorgelegewelle angetrieben werden. Berechnung des Fahrwiderstandsmomentes wieder nach S. 225.

Fig. 1129.

600

Strr-

26

380

W,

1600

lO'rrrr:

i±f

240

6‘

*45

70

275

"501

70

360

-200

= 84 = 672

= 8 Tl

i_____

‘*-14 3->

Fahrtriebwerk

eines Laufkranes von 7500 kg Tragkraft und 8 m Spannweite.

Für einen Kran von 5000 kg Tragkraft und 2500 kg Eigengewicht ergibt sich bei einem Zapfendurchmesser von 80 mm für die Bewegung der Kranbühne eine Übersetzung wie folgt:

Überschlägig ist M = 7500 (0,08-)-0,1.4) = 3600 kgcm -)- 80 Proz. Zuschlag für Ecken usw. = 6480 kgcm.

Mit 2 x 20 kg Haspelzug, 700 mm Haspelraddurchmesser und i] = 0,85 wird die Übersetzung in den Zahnrädern

i —

6480

40 . 35.0,85

~ 5,5.

43*

Ausführungen.

Laufkrane mit Kurbelantrieb.

In Fig. 1130 ist ein von oben zu bedienender Laufkran mit Kurbelantrieb dargestellt. Dieser Typ findet in solchen Betrieben Anwendung,

Ł'

?•

ä

igm

//

/ /i

ÜEÜ-1

vm

Fig. 1130.

7)

W/MmA

Laufkran mit Kurbelantrieb.

mm

Æ.

WS

tfflF ur y\ /A

I 11

m/ y

kü* i'    \Zr

VfM

in denen der Kran ununterbrochen in Tätigkeit ist und der Kranführer daher den ganzen Tag auf dem Krane bleiben kann. ? Als Vorteil er-

reicht man das Wegfallen der herabhängenden Haspelketten. Als Nachteil ist hingegen die große erforderliche Konstruktionshöhe über den Laufschienen anzuführen (2,5 m). Ferner wird der Kranführer in Gießereien häufig durch die aufsteigenden Gase belästigt.

Laufkrane mit Stirnradlaufwinden für Haspelkettenantrieb.

Krane mit Haspelkettenantrieb nach Fig. 1131 gestatten dem Kranführer den Aufenthalt in unmittelbarer Nähe des Arbeitsstückes, so daß derselbe außer für die Bedienung des Kranes auch noch für andere Hilfeleistungen verfügbar wird.

Fig. 1131.

isi

liBJ

ms

7i

’•’»I—.,-.

Laufkran mit Haspelkettenantrieb und Stirnräderlaufkatze.

Diese Konstruktion läßt sich ohne Schwierigkeit in sehr niedrigen Gebäuden anbringen.

Die Laufkatzen sind mit Gail scher Kette und loser Rolle Jausgerüstet und empfangen ihren Antrieb durch Haspelketten von unten. Die kleineren Katzen laufen direkt auf den Fahrbahnträgern, während bei den größeren Katzen Flacheisenschienen vorgesehen sind.

Um die Last schwebend zu erhalten, ist eine Beck er sehe Sperrradbremse mit Innenverzahnung angebracht, deren Bremshebel durch eine Bremsleine von unten betätigt wird.

Die größeren Winden arbeiten mit doppeltem und auswechselbarem Vorgelege.

16

420 l

6 180

495 l

8 050

1 050 7 140 1 050 9 250 1 050 10 900 1050 12 930

15

400 l

5 620

470l

7 270

1000 6 640 1 000 8 600 1 000 10 060 1000 12 350

Tabelle 88. Trägerprolile und Gewichte für Laufkranwagen mit Handbetrieb.

Spannweite in m

14

13

12

11

10

240

1130

280

1510

380 l

2 098

5 070

4 570

445 l

4201

6 400

5 750

950

6140

950

7 950

950

9 350

950

11 760

006

5 540

006

7 340

006

8 820

900

11 140

340

2 490

380

3 065

400

3 540

475

5 090

550

6 345

850

6 700

850

8 220

850

10 580

Befindet sich hinter einer Trägerhöhe ein l, so

220

210

200

190

180

950

845

745

640

560

260

260

240

220

210

1355

1260

1035

915

790

320

2185

360

2710

380

3130

450

4530

500

5320

550

6830

800

7600

800

9990

320

300

280

280

260

240

2030

340

2350

360

2765

425

4000

475

4690

550

6390

750

7090

750

9370

1770

340

2200

360

2540

400

3460

450

4130

500

5470

700

6500

700

8780

1550

1440

1240

1035

320

1935

340

2235

380

CO IS

425

3670

500

5150

550

6400

650

8210

300

280

260

1680

320

1985

360

2780

400

3260

475

4630

1450

1320

300

1735

340

2460

380

2910

280

1550

320

' 2210

Tragkraft

000 1

2 000

3 000

4 000

5 000

7 500

10 000

15 000

20 000

25 000

Es bedeutet hierin: h die Höhe der Längsträger, G das Gewicht der Kranbühne, sind auf die Flanschen des betreffenden Normalprofils Lamellen aufgenietet.

Fig. 1132 u. 1133.

2075-

dUEL“-

I o

I*- 313- -4«

-383,5

383

493

p.$f. I.....Hr

\\

1050

_o

2L

1570

X LS

==

1570

Gallsçhe Kette t = 85 b = 70

^ ,:f)4

f--iz

■■

t = 85

/§

50

■■

r. "Vi z = 18 ^ : J “d=489,49

60*

80,

ml

"T

l—

Bremsleine

100

—4-

k-180-^

t = 12 7r Z = 22 : 44 d = 264 : 528 b= 85

lO

03

t = 16 71 — z = 9: 72 ----- = 144 :1152

4L b=150

Î10

'I

^rLTi-f

<-f225-b>

t = 12 n

z = 11:55___

d = 132 : 660 b = 95 r

150-*1

125

4-

ÎÈÜ

‘I’ “1--

-550*

100

90

LI

iraiinirmn

ffi

i—800--h'

t = 25,78 Z = 12 :108 d = 99 :886

b = 60

Stirnradlaufwinde für 22 500 bis 25 000 kg Tragkraft.

Fig.1134 u. 1135.

Ml

---2170

130

J L_]

IN

fl

Schnitt C—D

Schnitt A—B

Lagerung der Laufräder.

Schnitt durch die Haspelradwelle.

Tabelle 89. Laufwinden nach Fig. 1132.

Tragkraft

Gewicht bei 5 m Hub

Preis der Winde

Mehrpreis der Kette pro 1 m Hub

2 000— 3 000 4 000— 5 000 6 000— 7 500 10 000 12 500—15 000 17 500—20 000 22 500—25 000

600

850

1200

1700

2400

3500

4850

550

800

1150

1600

1800

2200

3700

28

31

40

48

62

71

78

Berechnung eines Laufrades für 5000kg Tragkraft und 10m Spannweite.

Laufwinde nach Fig. 1132 bis 1135.

Hubwerk: Gewählt wird nach Tabelle 10, S. 18.

G all sehe Kette mit t — 50 mm,

Kettenrad: z = 7; t — 50mm; D = 115,2mm; Haspelkraft: 2 Arbeiter mit 2.35 = 70kg, Haspelrad: 700 mm Durchmesser, rj — 0,8.

Lastmoment

2500.5,76 Kraftmoment .rj 2.35.35.0,8

Übersetzung =

Demnach genügt 1 Vorgelege 1:8 mit z — 10:80.

also

Zahnradteilung mit = 2, z = 80 für das große Rad, c = 28,

s/2.7i. 2500.5,76 2.80.28

.7 2.7t. M

= 2,67 cm ~ 9 3t,

1p .z .c

z = ]0: 80; <==9«; D = 90:720; b = 55 mm.

Fahrtriebwerk der Katze: Eigengewicht geschätzt zu 800kg Halbmesser der Laufradachse = 25 mm

Halbmesser des Laufrades f = 0,08 cm, Widerstandsmoment für das Fahren

= 140 mm

[x = 0,1

M = (5000 + 800). (0,08 + 0,1.2,5) = 1914 kgcm mit 100 Proz. Zuschlag ~ 3828 kgcm.

Mit 2 Arbeitern à 25 kg am Haspelrade von 500 mm Durchmesser wird die Übersetzung:

3828

2.25.25.0,8 z — 12:48; t — 8 jt; B — 96 : 384.

Spezifische Pressung zwischen Laufrad und Schiene bei 4.5 cm

Radbreite, 300 mm Raddurchmesser und = 1450 kg Raddruck

1450 30.4,5

Kranwagen. Eigengewicht der Träger geschätzt zu 90 kg pro Meter

10.90.1000

^ 10 kg.

Mh =

5800.1000

2.4

= 83 700 kgcm.

Widerstandsmoment für einen Träger bei kb = 600 kg/qcm

= 1395 cm³;

83 700

600

dem entspricht I N P. 40 mit W = 1459 cm³.

Antrieb zum Kranwagen: Eigengewicht des ganzen Kranwagens

nach Tabelle 88 (S. 678) ~ 2800 kg, Zapfenhalbmesser = ^ cm.

F ahrwiderstandsmoment

(5800 + 2800). ^0,08 + 0,1 • ^ = 3483 kgcm

+ 120 Proz. Zuschlag für Ecken ~ 7663 kgcm.

Mit einem Haspelrade von 700 mm Durchmesser und 2 Arbeitern à 25 kg wird die

Übersetzung

7663

2.25.35.0,8

= 5,5 ~ 6.

b) Laufkrane mit Schneckenradlaufwinde.

Durch Schneckengetriebe wird die gedrängteste Bauart der Laufkatzen erreicht. Der Antrieb der Schraubenwinde erfolgt durch eine doppelgängige Schnecke von etwa 18 bis 22° Steigung, wodurch ein Nutzeffekt bis zu 70 Proz. erzielt wird. Zur Lasthemmung wird stets

eine Lastdruckbremse (siehe S. 131) verwendet, welche die Last in jeder Höhe frei schwebend erhält, und für das Niederlassen nur eine sehr geringe Zugkraft erfordert. Als Tragorgan für die Last wird entweder kalibrierte oder G all sehe Kette verwendet.

Bis zu 5000 kg Tragkraft wird für das Fahrtriebwerk das Haspelrad direkt¹) auf die verlängerte Laufradachse gesetzt. Für größere Tragkräfte muß ein Zahnradvorgelege angebracht werden. Die Katze läuft entweder auf besonderen Laufschienen, die auf dem oberen Flansch der Träger befestigt werden, oder man läßt die Räder direkt auf den Trägern laufen. Im letzteren Falle müssen die Räder so gestaltet werden, daß sie die Träger nur im mittleren Teile ihrer Breite belasten.

Sch.neckenradlaufwinde für 4000 kg Tragkraft

von Gebi\ Bolzani in Berlin.

Die Laufwinde arbeitet mit loser Rolle und kalibrierter Kette. Die Grenzlast Qmax möge selten Vorkommen. Wir wählen mit Rücksicht auf möglichst billige Konstruktion und äußerste Materialausnutzung einen Kettendurchmesser von 14mm, eine Kettennuß mit z = 5, t ~ 32 mm und I) — 108mm, und ein Haspelrad für 8 mm Zugkette mit z — 22, t = 22,5 mm, D = 314mm Teilkreisdurchmesser.

Wird unter Annahme einer doppelgängigen Schnecke der Wirkungsgrad des Windwerkes zu r] = 0,6 geschätzt und für die volle Last eine für derartige Windwerke übliche große Haspelkraft von 2.35 = 70 kg angenommen, dann ist die Übersetzung zwischen Last und Kraftmoment

2000.5,4 2.35.15,7.0,6

Zähnezahl des Schneckenrades z — 32.

~ 25,36 cm,

Mit der äußersten Beanspruchung c — 65 kg/qcm für Stahlguß wird -|³/ 2 Ti. 2000.5,4 I 2.32.65

und mit Rücksicht auf die Herstellung der Schnecke auf der Drehbank t — 1" = 25,4 mm.

32.25,4

= 259 mm.

Durchmesser des Schneckenrades D = -

71

Zahnbreite b = 2 t = 50 mm.

Der Teilkreisdurchmesser der doppelgängigen Schnecke ermittelt sich mit der Steigung = 2" = 50,8 mm und einem Steigungswinkel von 19°

2.25,4

aus

der Gleichung 2 r =

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Ti .tg 19°

— 47 mm.

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x) Hauptsächlich bei den auf den Markt gebrachten gedrängten Konstruktionen.

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Fig. 1137.

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Fig. 1138.

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Zur Lasthemmung ist die auf S. 134 unter Lastdruckbremsen beschriebene Maximbremse von Bolzani eingebaut. Der Druck, den diese Bremse in der Achsenrichtung der Schnecke empfängt, ist gleich der

~ 835 kg.

Umfangskraft des Schneckenrades K =

2000.5,4 25,9/2

c) Laufkrane mit seitlich liegendem Windwerk.

Wird das Herabhängen der Haspelketten mitten im Raume als störend empfunden, so wird die Konstruktion Fig. 1142 gewählt. Das

Trägerlänge 12340-

Fig.1142 u.1143.

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kalibrierte Kette d = 20

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Gießereilaufkran¹) für 12 000 kg Tragkraft und 12 m Spannweite von Unrub & Liebig in Leipzig-Plagwitz.

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Hubwerk besitzt einen um etwa 10 Proz., die Lastverschiebevorrichtpng etwa 30 Proz. geringeren Nutzeffekt als Krane mit einge-

emen um bautem Windwerk.

¹) Zeitscbr. d. Yer. deutsch. Ing. 1898, S. 386.

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Seitenansichten zum Gießereilaufkran für 12 000 kg Tragkraft und 12 m Spannweite.

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zum Befestigen

3. Laufkrane mit elektrischem Antrieb.

Yon allen Betriebsarten ist die elektrische die vorteilhafteste, sobald es sich um schnelle und häufige Bewegung großer Lasten handelt. Die Kraft läßt sich in bequemer Weise zuleiten. Die Bedienung und Wartung ist sehr einfach und die Leistungsfähigkeit ist eine unbegrenzt große.

Die Grundsätze für elektrischen Antrieb sind in folgenden Abschnitten behandelt:

Maschineller Antrieb allgemein S. 267.

Elektrischer Antrieb S. 306.

Bremsen S. 101, 270.

Steuerverfahren S. 362.

Installation, Apparateanordnung S. 379.

Zum Betriebe kann Gleichstrom oder Drehstrom verwendet werden. Der Gleichstrommotor mit Hauptstromwickelung besitzt den großen Vorzug, daß er bei geringerer Belastung ohne weiteres schneller läuft, seine Tourenzahl also, der jeweiligen Belastung entsprechend, stets selbsttätig einstellt. Dadurch läßt sich auch der leere Haken ganz wesentlich schneller als die Maximallast heben, und in ähnlicher Weise lassen sich auch die Fahrbewegungen beschleunigen.

Der Drehstrommotor dagegen ist an eine bestimmte Tourenzahl gebunden, der Unterschied zwischen Voll- und Leerlauf beträgt nur einige Umdrehungen.

Um auch hier kleinere Lasten schneller heben zu können, versieht man die Hubwerke auch mit auswechselbaren Vorgelegen. Das Fahren der Katze und des Kranes wird indessen bei Drehstrombetrieb immer mit derselben Geschwindigkeit erfolgen, gleichviel ob der Kran voll belastet oder leer ist.

Hieraus ergibt sich, daß für den Kranbetrieb Gleichstrom mit Hauptstrommotoren vorzuziehen ist. Nur für die Krane mit Wendegetriebe sind Hauptstrommotoren wegen ihrer Neigung zum Durchgehen im unbelasteten Zustande nicht geeignet; man verwendet hier Nebenschlußmotoren oder Drehstrommotoren mit gleichem Vorteil und versieht das Hubwerk zum schnelleren Heben kleinerer Lasten eventuell mit auswechselbaren Rädervorgelegen.

Geschwindigkeiten. Die Geschwindigkeiten, mit denen die elektrischen Krane arbeiten, richten sich hauptsächlich nach dem Zwecke, dem die Krane dienen sollen, sowie nach deren Größe. Am schnellsten wird man die Krane in Hüttenwerken und in den Verladestationen laufen lassen, mittlere Geschwindigkeiten genügen für Montageräume und verhältnismäßig langsam arbeiten dieselben in Gießereien. (Vgl. S. 269 und Tabelle 55, S. 269.)

Die Wahl der Geschwindigkeiten ist insofern von Einfluß auf den Kostenpreis eines Kranes, als sich danach die Größe des erforderlichen Motors richtet bzw. letzterer um so stärker werden muß, je schneller der Kran arbeitet.

a) Einmotorkrane.

Diese Krane, welche noch an die Wendegetriebe und deren Kupplungen gebunden waren, sind direkt aus den Transmissionskranen mit Seil- oder Wellenantrieb hervorgegangen, deren Umbau in einfacher Weise zu bewerkstelligen ist. Das Einmotorsystem kommt nur noch

für selten gebrauchte Krane in Betracht, ist also nahezu bedeutungslos ge- -worden.

Fig. 1150 bis 1152.

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Nachteil: Großer Arbeitsverbrauch beim Querfahren infolge der Zug- und Lastseilanordnung. Unwirtschaftliches Arbeiten des Motors, welcher, der Höchstlast entsprechend, reichlich bemessen sein muß, um Heben, Quer-und Längsfahren gleichzeitig ausführen zu können.

Anordnungen für Drahtseil.

Weiterlaufen des Motors in den Ruhepausen.

Die Geschwindigkeit ist meist durch die Erschütterungen des Krangerüstes und durch die stoßweise Wirkung der Kupplungen begrenzt.

Bei Laufkranen mit einem Motor für alle drei Bewegungen treibt der Elektromotor auf eine Antriebwelle, welche samt dem Motor bei

Iig.1154.

Fig.1153.

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er:

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Anordnungen für G a 11 sehe Kette.

Stillstand des Kranes unter hoher Tourenzahl immer weiter läuft und natürlich auch elektrische Energie verbraucht. Yon dieser Hauptwelle aus werden mittels dreier Wendegetriebe die Bewegungen für die Last, für die Katze und für den Kranwagen abgezweigt.

Als Tragorgan kommt Drahtseil, kalibrierte Kette und Grallsche Kette in Betracht. Das freie Kettenende der letzteren wird entweder in einem Kettenkasten oder durch Aufhängung in Schlingen untergebracht. Dem Herabgehen des leeren Hakens ist stets eine genügende Beachtung zu schenken. Erfüllt wird diese Bedingung durch Beschwerung der losen Rolle.

Wendegetriebe. Die Wendegetriebe für Hub-, Katzen- und Bühnenantriebwerk werden am zweckmäßigsten in einem gußeisernen Lagerbocke nebeneinander angeordnet und entweder längs der Hauptträger oder quer über dieselben an das Kranende gelegt. Bisweilen findet man auch senkrechte Anordnung. Tourenzahl der Wendegetriebe-welle bei Kranen bis 3000 kg Tragkraft bis herab auf 60 n pro Minute, bei größeren Kranen nicht unter 180 n pro Minute, um die Umfangskräfte in den Kupplungen klein zu halten.

Anordnung für die Verschiebung der Laufkatze.

Die Verschiebung der Laufkatze erfolgt durch endlose Kette, deren verzahnte Kettenrolle angetrieben wird. Fig. 1155 zeigt eine einseitige Anordnung der Zugkette, welche für kleinere Lasten noch zulässig ist,

Fig. 1155 u. 1156.

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Laufkatze mit einer Zugkette.

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Fig.1157 u. 1158. i—j—i    r-f-i

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Laufkatze mit zwei Zugketten.

im übrigen aber ein Ecken der Katze verursacht. Fig. 1157 zeigt die Anordnung mit zwei Zugketten, Ausgleichrolle und Spannschrauben. In Fig. 1158 ist die Ausgleichrolle durch Balanciers ersetzt.

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Fig.1159 u. 1160.

Fig. 1161 u. 1162.

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Bethmann, Hebezeuge. 3. Aufl.

Elektrisch betriebener Einmo orlaufkran für 12 000 kg Nutzlast und 10,3 m Spannweite.

Friedr. Vieweg * Sohn, Braunschweig.

Elektrisch betriebener Einmotorlaufkran¹) für 12 000 kg Nutzlast und 10,3 m Spannweite

von der Duisburger Maschinenfabrik J. Jäger.

(Fig.1159 bis 1162.)

Zum Antriebe dient ein Drehstrommotor von 15 PS bei 955 Umdrehungen in der Minute, dessen Welle durch eine elastische Lederkupplung mit der Antriebwelle verbunden ist. Diese Antriebwelle, welche die Verlängerung der Motorwelle bildet, treibt mittels geschmiedetem Stahlritzel und Gußeisenrad (beide in einem geschlossenen Gehäuse in öl laufend) die Wendegetriebewelle mit den Schubkeilwendegetrieben W₁, W₂ und W₃ für die Hub-, Kran- und Katzenbewegung.

W₁ treibt das Windwerk; durch das Wechselgetriebe r₂-ß₂, r'iR'i kann die Lastgeschwindigkeit geändert werden. Das Stahlgußräderpaar r₃ R₃ treibt die Lasttrommel an. Zum Abstützen und Senken der Last dient eine geräuschlose Sperradbremse besonderer Konstruktion. Die beiden Lastseile laufen über je eine lose Rolle nach der Trommel mit Rechts- und Linksgewinde. Aus den Figuren ist zu entnehmen, in welcher Weise unter Vermittelung der Wendegetriebe ll ₂ und W₃ der ganze Kran verschoben und die Katze verfahren wird. Die Katzenfahrkette greift nicht unmittelbar, sondern mittels loser Rollen an der Katze an. Der Kran wird vom Werkstättenflur mittels vier nahe beieinander liegender Handketten bedient, die über die Kettenräder bis Hi gelegt sind. Gewöhnlich schließt sich die Galerie mit Riffelblechbelag unmittelbar an die Hauptträger an. In diesem Falle ist die Galerie für den Kranführer auf beiden Seiten von den Hauptträgern abgerückt, so daß der Führer freien Durchblick nach dem Haken hat.

Ist kein Strom vorhanden, so kann der Kran mittels Handkurbeln, welche auf die von den Wendegetrieben bewegten Wellen aufgesteckt werden, seinen Antrieb erhalten.

Hubgeschwindigkeiten :

= ⁹⁶⁵ ë '

= 955 g ■

Krangeschwindigkeit :

v = 955

Katzengeschwindigkeit :

■ v = 955 ^ ^ • 0,174 n • ^ = 10,88 m/min.

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• ^ • 0,49 n ■ ~ = 6,97 m/min.

— 2,81 m/min,

18 20 20 13 84 ' 36 ' 36 ' 72

• 0,7 n = 25,00 m/min.

¹) Zeitschr. d. Yer. deutsch. Ing. 1898, S. 821.

Entwurfsberechnung für einen Einmotorlaufkran von 15 t Tragkraft, 12 m Spannweite und 7 m Hub.

Verlangte Geschwindigkeiten :

1,5 m/min.

Heben . . .

15

Katzenfahren Kranfahren .

Zur Verfügung steht Gleichstrom mit 220 Volt Spannung.

Das gesamte Triebwerk mit quer zur Kranwagenachse liegender Wendegetriebewelle wird am linken Kranende untergebracht. Die Übertragung zum Hubwerk bzw. zur Katze wird durch Drahtseil und Kette vermittelt.

1. Berechnung der erforderlichen Pferdestärken.

a) Kranfahren. Es ist Nutzlast = 15 000 kg, Eigengewicht = 12 000kg, Zapfenhalbmesser der Laufachsen = 5 cm, Laufradhalbmesser = 30cm, f — 0,08 cm, [i = 0,1, Zuschlag für Ecken 100 Proz. Fahr Widerstandsmoment :

W = 2(15000 -f 12000) (0,08 + 0,1.5) = 31400 kgcm.

Umfangskraft am Laufrad: ü = ^^    = 1050kg.

o(J

Anzahl der PS mit rj = 0,7: Ag =

1050.15 60.75.0,7

b) Heben. Anwendung finden zwei Lastseile, jedes mit einem Ende fest, mit dem anderen Ende nach der Trommel mit Rechts- und Linksgewinde gehend.

Nach S. 571 wird = 3750 kg, S₄ = 4150 kg, S₅ = 4300 kg, für beide Seile demnach 8600 kg.

Fig.1163.

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Si

2 Seile

h.

g) gr

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S₂^S₃

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Lastseilanordnung.

8600.3

~ 7,5 PS.

Bei 1,5»m Hubgeschwindigkeit pro Minute, also 3 m Seil- bzw. Umfangsgeschwindigkeit an der Trommel, wird mit rj = 0,75 des Lastwindwerkes

60.75.0,75

c) Katzenfahren. Widerstand der Lastrollen: Nach S. 571 wird für ein Seil

W₁ = Si — S₁ = 4150 — 3750 = 400 kg,

Wx für beide Seile .

= 800 kg.

Widerstände der Laufräder und Achsen: Gesamter Zapfendruck

3865    4020

$2_ S3

0,7    0,7 — 0,7

für beide Seile . . .

= 11 250 kg,

= 22 500 kg.

Gesamter Raddruck = Nutzlast -|- Katzengewicht = 15 000    500

= 15 500 kg.

Mit 420 mm Laufraddurchmesser und 100 mm Zapfendurchmesser wird bei 150 Proz. Zuschlag

0,7

15 500.0,08 + 22 500.0,1.5'

21

j = 1500 kg.

Widerstand der Zugketten. Kettenstärke bei loser Rolle für

Wt+W%

und kz — 400 kg/qcm d = 14 mm, demnach Kettengewicht

pro Meter = 4,4 kg. Bei zwei Durchsenkungen wird mit x = 5 m und f = 0,2 m

W₃ = 138 kg.

Die für die Berechnung des Katzentriebwerkes und der Zugketten in Betracht kommende Gesamtkraft zur Verschiebung der Katze ist mit Berücksichtigung des Wirkungsgrades der vier Zugkettenrollen

800 + 1500 + 138

= 3000 kg.

Demnach wird bei 8 m/min Fahrgeschwindigkeit und ^Triebwerk = 0,85

3000.8 60775.0,85

Größter Kraftverbrauch = 5 -4- 7,5 4- 6 = 18,5 PS.

Fig. 1164.

Io--

.1.

.©

1 Kette in Mitte Fahrbahn Zugkettenanordnung.

Nach den Tabellen für Gleichstrom-Nebenschlußmotoren im Anhang steht die Wahl zwischen folgenden Motoren frei:

EGA 125 mit 17 PS und 600 Umdrehungen, Preis 1000 4^,

EGA 150    „    16 PS „    540

r>

r>

1200 Jt.

Wir berücksichtigen nun, daß die Maximallast nur selten vor-kommt, daß das gleichzeitige Benutzen der drei Bewegungen nicht unbedingt erforderlich ist und entscheiden uns für Motor EGA 125. Dazu ist ein einfacher Anlaßwiderstand erforderlich.

2. Berechnung der Übersetzungen und Zahnräder.

a) Vom Motor zur Wendegetriebewelle. Für die Wende-getriebewelle nehmen wir 180 Umdrehungen pro Minute an. Über-600

setzung = Gußeisen.

180

= 3,3; ausgeführt als Stirnräderpaar, Rohhaut auf

z = 18:60; mit c — 10 wird t — 3,8 cm ~ 13 jt, d = 234 : 780 mm; b = 120 mm (berechnet mit b — 2 t nach S. 169).

Kegelräder der Wendegetriebe: Für die Teilungsberechnung wird die größte Arbeitsleistung beim Heben mit 7,5 PS zugrunde gelegt. Alle drei Räderpaare werden dann gleich stark ausgeführt. Es wird mit z = 30, c = 21 und b = 2 G t — 4,1 cm ~ 13 jr, d — 390 mm; b = 80 mm.

Wendegetriebewelle = 60 mm Durchmesser.

b)    Lastwindwerk: Drahtseildurchmesser 19 mm; Trommeldurchmesser 420 mm; Trommellänge bei 7 m Hub und loser Rolle, 22 mm Steigung und 11 Wickelungen pro Seil l — 250 mm; bei 100 mm Zwischenraum für beide Seile L — 600 mm. Bei 1,5 m Hubgeschwindigkeit und loser Rolle wird die Umdrehungszahl der Trommel pro Minute

2.1,5 0,42.7t

Übersetzung vom Wendegetriebe zur Trommel

1:4 Zahnräder 1:16,5 Schneckengetriebe.

1:16,5; doppelgängiges Schneckengetriebe.

Stahl und Phosphorbronze; c = 40. z = 33; t = l«/₈" = 41,27 mm;

D = 433,4 mm.

Schnecke: d= 103 mm; a =14°20'.

c)    Katzentriebwerk: Kettennuß für 14 mm Kette; z— 10; t = 36 mm; d = 230,5mm. Bei 8 m Fahrgeschwindigkeit und 16 m Umfangsgeschwindigkeit wird

= 2,7.

180

2,7

= 66

Übersetzung 1:4; Stirnräder, Stahlguß.

8 = 12:48; e = 50; t = 16 n. d = 192: 768mm; b — 100 mm.

16

= 22,5 pro Minute.

Übersetzung vom Wendegetriebe zur Kettennuß

1:4 1:2'

0,23 .Ti

180 22,5

Übersetzung 1:2; Moment ~ 17 300 kgcm; Stahlguß. z = 22:44; t = 10»; d = 220:440 mm; b = 70 mm. Übersetzung 1:4; Moment ~ 8700 kgcm; Gußeisen. z — 15: 60; t = 9 »; d = 135:540; 6 = 70 mm.

d) Kranwagenantrieb: Laufraddurchmesser angenommen 600 mm; Fahrgeschwindigkeit =15 m min; Umdrehungszahl des Laufrades

15

0,6 %

= 8.

Übersetzung vom Wendegetriebe zum Laufrad

oo co

1:

= 22,5    1 :

CO CO

Übersetzung 1:2,5 am Laufrad:

^Laufrad —— 8.

^2. Vorgelegewelle - 20.

Stahlguß c = 50. z = 20 : 50; t = 12 7t. d = 240: 600 ; b = 80 mm.

Übersetzung 1: 3 am Zwischenvorgelege:

^2. Vorgelegewelle - 20.

^1. Vorgelegewelle —— 60.

Gußeisen c = 24. z = 18:54; t = 12». d = 216:648; b = 80 mm.

lit

Fig. 1165.

BI IIIWII1II111 lllllllll

-—1:4#

Mitte Träger

420 $

------][---]|[---

420 f n = 2,7^^J

-n = 22,5

Mitte Träger

[—]\[—

4:3

n = 180f|^

1:2,5

I V³'³ ]j[    "

a!i ii'iiiii'iir:i 111 ui

hl: 3

Iti

6U0 j'{ _ !

Motor

i =600

Kranskizze.

Übersetzung 1:3 am Wendegetriebe

{ Wj, Vorgelege welle 60}

1 W Wendegetriebewelle — 180.

Gußeisen c = 20. £ = 16:48; t = 10 »; d = 160: 480; 6=65 mm.

b) Dreimotorenkrane.

Für jede Kranbewegung ist ein besonderer Motor vorhanden.

Beschreibung neuzeitlicher, elektrisch betriebener Normallaufkrane.

Für den Gesamtaufbau eines Kranes sind folgende Gesichtspunkte maßgebend: zweckmäßige Anordnung entsprechend den jeweiligen Betriebsbedingungen, größte Betriebssicherheit durch Verwendung von bestem Material und solider Ausführung in allen Teilen, freier Überblick des Führers über die Last in jeder Stellung und über das gesamte Arbeitsfeld des Kranes, handliche und übersichtliche Anordnung der Steuerapparate, bequeme Zugänglichkeit aller Triebwerke, leichte Auswechselbarkeit der dem Verschleiß unterworfenen Teile, zweckmäßige Schmiervorrichtungen, leichte Montage an Ort und Stelle und gefällige Form bei gedrängter Bauart.

1. Kr an trag er.

Die Hauptträger der Kranbühne werden für kleinere Tragkraft und kleinere Spannweite aus gewalzten I-Eisen, für größere Tragkräfte und Spannweiten als Parallel- oder Parabelträger in Blech- oder Fachwerkkonstruktion ausgebildet. Zur Verhütung seitlicher Schwankungen beim Anfahren und Stillsetzen werden zu beiden Seiten Nebenträger angeordnet, welche den Hauptträger in allen Ebenen gegen die auftretenden Horizontalkräfte wirksam versteifen. Diese Nebenträger sind mit gelochten Blechen (Lichtdurchlaß) oder Brettern abgedeckt und mit Geländer versehen, und dienen so gleichzeitig zum Begehen des Kranes und zur Schmierung des Triebwerkes. Die Träger stützen sich auf jeder Seite auf einen Querträger, in welchem die Laufräder des Kranes gelagert sind.

2. Kranfahr werk.

Der Kranfahrmotor ist in der Mitte einer der Lauf bühnen aufgestellt. Die Übertragung der Drehbewegung erfolgt von hier aus mittels gefräster Stirnrädervorgelege oder Schneckengetriebe und einer längs des ganzen Kranes verlegten Transmissionswelle gleichzeitig und gleichmäßig auf die sorgfältig auf genau gleiche Durchmesser gedrehten bzw. geschliffenen Laufräder, so daß ein Ecken und Klemmen des Kranes möglichst vermieden ist.

3. Laufkatze.

x4uf dieser sind die Motoren und Triebwerksteile des Hubwerkes, Hilfshubwerkes und des Fahrwerkes untergebracht. Sämtliche Teile

sind auf einem genieteten Walzeisenrahmen oder einer Blechkonstruktion montiert, in welcher auch die doppelflanschigen Stahlgußlaufräder gelagert sind.

Bei den Konstruktionen ist darauf zu achten¹), daß keine Verschwendung oder falsche Anwendung des Materials auf tritt, nicht nur mit Rücksicht auf die Kosten des zu schweren Teiles, sondern auch mit Rücksicht darauf,' daß das Gewicht des Kranträgers und der Kranfahrbahn unnötig vergrößert wird. Z. B. sind schwere gußeiserne Windenrahmen und auch gußeiserne Untersätze für die Motore infolge des höheren Preises für Gußeisen, selbst unter Berücksichtigung der Mehrarbeit, die der schmiedeeiserne Rahmen erfordert, teurer.

Von der Motorwelle sind axiale Drücke fernzuhalten und dürfen z. B. die auf der Motorwelle sitzenden Ritzel nicht mit Schrägzähnen versehen werden.

a) Hubwerk. Als Tragorgan wird fast durchweg Drahtseil gewählt, dessen beide Enden auf zwei (getrennte) Trommelhälften mit Rechts- und Linksgewinde wickeln, um ein Wandern der Last heim Heben zu vermeiden. Mit Rücksicht auf eine lange Lebensdauer des Seiles sind Trommeln und Rollen mit großem Durchmesser zu versehen und so anzuordnen, daß die Biegung des Seiles nur nach einer Seite erfolgt (vgl. S. 1 und 246).

Die Kraftübertragung erfolgt vom Motor aus auf die Seiltrommel entweder mittels zwei- oder dreigängiger Schneckengetriebe (Schnecke aus gehärtetem Stahl, nach der Härtung genau auf Teilung geschliffen, Schneckenrad aus Phosphorbronze, Kugellagerung, Ölbad) und eventuell gefräster Stirnräder, oder nur mittels gefräster Stirnräder (Motorritzel aus vollem geschmiedeten Stahl, große Räder aus Stahlguß).

Bezüglich der Verwendung der einen oder anderen Antriebsart sind die Ansichten der führenden Kranfirmen geteilt. Während von einer Seite die beiden Ausführungsarten bezüglich Abnutzung und Wirkungsgrad als vollkommen gleichwertig bezeichnet, wird von der anderen Seite angegeben, daß trotz der Vorteile der Schneckengetriebe (gedrängte Anordnung) Stirnradvorgelege bezüglich des Wirkungsgrades immer noch den Schneckengetrieben überlegen sind, zumal geringe Ungenauigkeiten in der Herstellung oder dem Einbau den Wirkungsgrad sehr ungünstig beeinflussen.

Die Achsen der Laufräder und Trommeln sind frei von Torsion zu halten, so daß sie nur nach einer Seite auf Biegung beansprucht

werden. Die Achsen werden also durch Haltebleche festgelegt. Dadurch erreicht man schwächere Wellendurchmesser, kleineres Gewicht und geringere Reibung.

b)    Hilfshubwerk. Die Ausführung ist genau die gleiche wie die des Haupthubwerkes. Es gilt deshalb hierfür das unter a) Gesagte. Hilfswindwerke kommen bei schweren Kranen dann zur Anwendung, wenn trotz der Eigenschaft des Hauptstrommotors, bei kleinerer Last größere Geschwindigkeit anzunehmen, die für kleine Lasten erforderliche Geschwindigkeit nicht erreicht wird. Man setzt die Hilfswinde entweder auf die Hauptkatze oder auf eine besondere Katze und vermeidet durch diese Anordnung auswechselbare Vorgelege für mehrere Laststufen, deren Umschalten unbequem empfunden wird.

c)    Fahrwerk. Die Übertragung der Drehbewegung erfolgt vom Motor aus auf die Laufräder mittels gefräster Stirnrädervorgelege bzw. Schneckengetriebe.

4. Bremsen und Bewegungsregelung.

Die Haupt- und Hilfshubwerke erhalten je eine elektromagnetisch gelüftete Band- oder Backenbremse, welche die Last bei beabsichtigter oder unbeabsichtigter Stromunterbrechung in jeder Höhenlage festhält (Haltebremse).

Für die Senkbremse kommt in Betracht die Kurzschlußbremsung bei Gleichstrom, die Generatorbremsung bei Drehstrom, eine Lastdruckbremse oder die Hauptstrom - Magnetbremse. Kurzschluß- und Generatorbremsung werden am meisten angewendet. Bei ersterer ist eine Zentrifugalklingel empfehlenswert.

Gleichstrom - Hauptstrommotoren haben die Eigenschaft, daß sich die Drehzahl, also auch die Arbeitsgeschwindigkeiten bei kleineren Lasten und leerem Haken wesentlich und zwar selbsttätig erhöhen. Kleinere Lasten und der leere Haken werden etwa zweimal so schnell gehoben als die Vollast. Dasselbe gilt in beschränkterer Weise auch für das Fahrwerk. Drehstrommotoren erhöhen ihre Tourenzahl bei geringer Belastung nur ganz unbedeutend.

Eine der Last entsprechende feinstufige Regelung des Stromes wird bei beiden Stromarten durch eine große, mit der Motor- bzw. Kontrollergröße wachsende Zahl von Widerständen erzielt.

Gleichstromkontroller werden zwecks Erzielung genauer Senkregulierung mit Senkbremsschaltung versehen, derart, daß der Motor beim Senken als Dynamo arbeitet; für Drehstrom wird Schaltung mit voller Umkehrung vorgesehen.

Das Fahrwerk erhält bei Fahrgeschwindigkeiten von 60 m/min aufwärts eine vom Führer zu betätigende Bremse, eventuell bei Gleichstrom Kontroller mit Nachlaufbremsstellungen.

5. Führerkorb und Steuerung.

Derselbe wird seitlich fest am Träger unterhalb einer der Laufbühnen angeordnet und ist von dieser aus durch eine Leiter zugäng-

Fig.1166.

!*■

■h

Minimalmafs 16 50 m/m

%-----

♦I

Fahrtrichtung des Kranes

II

!T

i«

’S

to

I_HihrerSland^i Hu

-Kontpolier.

pH

MinimalmafS 1*»00 °!/m

Kranfah

f^äntwiSelf

und

Keftzenähr- !

<-

Fahrtrichtung der Katze.

->

Anordnung der Kontroller im Führerkorb eines normalen Dreimotoren - Laufkranes.

Fig. 1167.

/VUnimalmafS 16 50 nVm

-'5V-

-*i

Fahrlnchtung des Kranes

Steigeieiter

Schautafel.

LA

Kat*jęnfahr-und Krąifahr-

Hub-Kontr illerj

sp

Hülfshub-

Komroller

WĘ».

Minimalmars 1 **00 ff/m

Fahrt rieht un g der Katze.

Anordnung der Kontroller im Führerkorb eines Laufkranes mit Hilfshebevorriehtung.

lieh. Läuft der Kran im Freien, so wird der Führerkorb wetterfest mit Holz verkleidet und mit Fenstern ausgestattet. Im Führerhaus

sind alle erforderlichen Apparate samt der Schalttafel untergebracht. Die Steuerung erfolgt dann durch Handräder oder Hebel.

Bei Kranen ohne Führerkorb erfolgt die Steuerung durch die auf einer Kranlaufbühne nebeneinander liegenden Steuerschalter mittels

Fig. 1168.

Minimalmars 2 30 0 "Vm.-*■«

"X

J?..

Fahrtrichtung des Kranes.

■c

i;

Schalttafel.

Ej

Katzen

/ Kon

und« Hub-rolle

p\

Stei^eleiterJ

rita hr

und \Hu

nl i roller\

b-

mm

nranfahr-

•UJ/U1 00«? I Sjeuipsuiiuiw

Fahrtrichtung der Katze.

-—i » T    -►

Anordnung der Kontroller im Führerkorb eines Laufkranes mit 2 Katzen und 5 Motoren.

Handzugketten vom Flur aus. Hierbei erhalten die Steuerschalter eine Vorrichtung, welche die Steuerwalze beim Loslassen der Handketten wieder selbsttätig in die Nullage zurückführt.

6. Elektrische Ausrüstung.

Dieselbe muß den Verbandsvorschriften entsprechen und umfaßt die Elektromotoren mit den zugehörigen Steuerwalzen und Widerständen, die Bremsmagnete, die Schalttafel mit Zubehör, die auf den Kran verlegten Kabel, sowie die Schleifleitungen der Katze. Ob die Widerstände angebaut oder getrennt aufgestellt werden, hängt von den Platzverhältnissen im Führerstand ab. Auf der Schalttafel sind ein Haupthebel-ausschalter mit Schutzkappe, sowie die erforderlichen Sicherungen für jeden Motor unterzubringen. Die Hauptstromabnehmer erhalten meist Rollenkontakte, die Katzenstromabnehmer Schleifkontakte. Die Schleifleitungen aus hartgezogenem Kupferdraht werden bei Spannungen bis 125 Volt durch isolierte Spannhaken, bei höheren Spannungen durch isolierte Spannhaken und Wirbelisolatoren gehalten.

Die Verlegung der Kabel geschieht auf Holzbrettern. Die am Kranträger verlegten Leitungen sind mit den entsprechenden Leitungen im Führerkorb durch ein besonderes Klemmenbrett verbunden.

Die Schleifleitungen auf dem Krane werden am zweckmäßigsten zwischen den Trägern in der Nähe der neutralen Achse angeordnet,

Fig. 1170.

weil sie hier geschützt liegen und gut Fig. 1169. überwacht werden können. Das An

bringen der Drähte oberhalb der Träger ist nicht gut, weil die Endstützen die Vibrationen der Träger mitmachen (vgl.

Fig. 1169 und 1170).

Sicherheitsapparate, wie : Endausschalter für die Begrenzung der einzelnen Bewegungen, Signalglocken oder Lichtsignale beim Überschreiten der höchstzulässigen Motordrehzahl,Maximalstromausschalter und dergleichen, welche bei aufmerksamer Bedienung nicht erforderlich sind, werden nur in besonderen Fällen vorgesehen.

Hubbegrenzungsschalter werden normalerweise so ausgeführt, daß das Wiedereinschalten des Stromes für das Senken nicht automatisch

ffff t

*-

richtig

falsch

Lage der Schleifleitungen.

geschieht, sondern erst dann möglich ist, wenn der Führer den Schalter auf der Katze von der Kranlaufbühne aus wieder eingelegt hat.

Fig. 1171.

Entwurfsberechnung für einen Dreimotoren-Laufkran von 201 Tragkraft und 15 m Spannweite.

Verlangte Geschwindigkeiten:

Heben . . .

Katzenfahren Kranfahren .

Zur Verfügung steht Gleichstrom mit 220 Volt Spannung.

2,5 m/min,

10

20

1050    >

,180 x 10 ®f“u80 x 10 80 x 80 x 10

ta,

10

1. Berechnung des Kranwagens.

a) Hauptträger. Mit Hilfe der Tabellen auf S. 647 wird Profil Fig. 1171 gewählt. Es ist dann das Trägheitsmoment

/IO Og    v

für die Gurtplatten J₁ = 2 ( ^    -f- 18.2.53,5²J = 205 688cm⁴

für die Winkeleisen J₂ = 4 (87,5 -f 15,1.50,2²)

1.1053

s o'r

rd =20

für das Stehblech Jo —

³ 12

= 151 550 „

= 96 469 „ y

ab für Nietlöcher 4

453 707 cm4 67 416 „

V'"

386 291 cm⁴

386 291

= 7088 cm⁸.

54,5

Gewicht des Trägers pro Meter etwa 185 kg, also Gewicht beider Träger 2 .(185.15) = 5500 kg. Der Raddruck ergibt sich aus folgenden Gewichten:

Nutzlast.........

Katzengewicht mit Flasche .

Träger ge wicht......

Kopfträger, Versteifung usw,

20 000 + 4000

20 000 kg

4    000 „

5    500 „

3 000 „

32 500 kg

= 6000 kg

Raddruck der beweglichen Last

Gesamtraddruck

32 500

4,

= 8125 kg.

Bei einem Radstande von 2000 mm wird nach S. 636 mit W₁ = 5600 kg

5500.1500

Mmax = 5600

/1500    200\

V^2    4 / ‘

2.8

— 4 435 625 kgcm,

demnach

ö₆ —

4435 625

7088

= 626 kg/qcm.

Durchbiegung nach S. 637

' 24 000    5 5500

2    8 ‘ 2 '

15003

2 000000.386 291

48

— 1,3 cm.

Zulässige Durchbiegung

1500

600

— 2,5 cm.

b) Kopfträger. Der Radstand wird mit V₅ Spannweite etwa 2800 mm.

Fig. 1172.

<——1500

:—650-X

28Ö0

8125

8125

8125.65 = W. 600; W = 880 cm3. Gewählt I NP. 45.

c) Laufräder des Kranwagens. Gewählt wird Raddurchmesser I) = 800 mm, und Hartguß auf Stahlschiene 60 x 40. Dann ist nach Q = leb D

8125

80.6

= 17.

Erforderliche Arbeit während der Beharrung mit rj — 0,75 (geschätzt) und v — 20m/min = 0,333 m/sec

= 5,9 PS.

d) Antrieb des Kranwagens. Mit 32 500 kg Gesamtgewicht, 6 cm Laufradzapfenhalbmesser, 80 cm Laufraddurchmesser, ^ = 0,1, f= 0,08 cm und 80 Proz. Zuschlag wird das Moment der B,eibungswiderstände

Mr = 32 500 (0,08 4- 0,1.6) . 1,8 = 39 800 kgcm 39 800

und die

Zugkraft =    ₄₍₎

= 995 kg.

P.v __ 995.0,333 75. rj ~ 75.0,75

Nach der Preisliste der Allgemeinen Elektrizitätsgesellschaft kommen folgende Gleichstrom-Hauptstrommotoren in Betracht:

cd

Typ

Kranleistung

Drehzahl

Preis

oo

6.9    PS

5.9    PS

975

440

390 Ji, 800 A

a) Billig, aber große Übersetzung erforderlich, b) teuer aber kleine Übersetzung. Wir entscheiden uns für a), weil billigere Ausführung trotz des Mehrvorgeleges möglich.

Belastet ist der Motor in der Beharrung mit 5,9 PS, daher Drehzahl nicht 975 wie bei 6,9 PS, sondern 1063, die wir der Tabelle 90 entnehmen.

Tabelle 90. Motor KR 5,8.

Normales

Drehmoment

Proz.

Anker

drehmoment

kgm

PS hei 220 Volt

Drehzahl

Wirkungs

grad

Belastungs

dauer

Minuten

Strom

verbrauch

Ampere

o» o» o» ^ s® w P 1° 4° 2⁻¹ 4“¹ ^ P

2,24

2,88

3,35

3,82

4,25

4,67

5,06

5,45

5,83

6,18

6,54

6,90

7,24

7,60

2050

1760

1540

1400

1300

1225

1160

1110

1070

1030

1000

975

950

930

80,0

83,5

83,8

84,0

84,3

84,3

84,2

84,2

84,1

84,1

84,0

84,0

83,8

83,5

dauernd

190

133

105

86

75

67

60

53

46

40

35

31

9,4

11,5

13,4

15,2

16,8

18,5

20,0

21,6

23,2

24,6

26,0

27,4

28,8

30,4

0,8. Jt

Drehzahl der Laufräder n =

20

= 8. Übersetzung zwischen

Motor und Laufrad demnach

¹⁰⁶³ ^ 133

1:4

1:6

1:5,55

Damit ergeben sich folgende Räderverhältnisse :

Übersetz. 1: 6 (Zwischenvorgelege) Stahlguß, Tch — 500 kg/qcm,

= 15:90, b = 2,5 t,

= 10 JT,

Übersetzung 1:5,55 (Laufradachse)

d = 144:770.

d = 150:900.

Stahlguß, kb = 700 kg/qcm, z = 12:64, b = 2t, t = 12 sr,

Übersetzung 1:4 (Motor), Rohhaut auf Gußeisen,

c = 10, z — 15:60, b = 2,5 f, t = 10», d= 150:600.

Motorwelle = 45 mm, Yorgelegewelle d₂ = 55 mm, Vorgelegewelle d₃ = 65 mm; Lager der Welle d₂ mit Ringschmierung, Lager der Welle d₃ Stehlager mit Nadelöler und Rotgußschale.

Fig.1173.

800-

1: 5,55

l d₂ ! -1: 6

im

Motor

il

Anordnung des Kranwagentriebwerkes.

Kontrolle des Wirkungsgrades. Derselbe war vorher nur geschätzt. Die Kontrolle ergibt bei = 0,91 pro Vorgelege

rj = 0,91.0,91.0,91 = 0,753,

also mit der Schätzung übereinstimmend.

Kontrolle der Ankerdrehmomente.

1. Anlauf mit Vollast.

a) Beschleunigungsmomente. Fahrgeschwindigkeit = 0,333 m/sec,

V

Anfahrzeit 2 Sekunden; p = -

0,333 ~2~~ ' ²

0,333 __ Q ^g0 m/seC2- Anfahrweg

•h =

= 0,333 m.

220

2,21 „

Mlia =

i.rj 133.0,75 b) Fahrwiderstand. MR = 39 800 kgcm = 398 kgm;

bezogen auf die Motorwelle MRjA =

4,00 „

a) Anker. G D² = 0,79 kgm²;

GD² .n

Ma =

0,79.1063

400.2

400

ß) Kupplung; bei 300 mm Durchm. J = 0,08 kgm sec²;

0,08. n . 1063

1,05 kgm

n. n 30 U

y) Kran. Beschleunigungskraft 32 500

Mk = J

30.2

4,46 „

P = mp =

• 0,166 = 550 kg.

9,81

Moment bezogen auf die Laufradachse

Mk = 550.0,4 = 220 kgm, bezogen auf den Anker

398

133.0,75

Größtes erforderliches Ankerdrehmoment • • • = 11,72 kgm

Zum Anlauf steht ein Drehmoment = 3 x Normaldrehmoment = 3.3,9 = 11,7 kgm zur Verfügung. Der Anlauf wird sich demnach wie angenommen, in 2 Sekunden mit p = 0,166 m/sec² vollziehen.

2. Anlauf bei leerem Haken.

Mb = 12 500 (0,08 -(- 0,1.6.) 1,8 = 15 300 kgcm, in bezug auf die Motorwelle MRjA —

153

= 1,535 kgm. Bei Ausschaltung sämt-

133.0,75

licher Widerstände bliebe demnach für die Beschleunigung sämtlicher

Massen ein Ankerdrehmoraent von 11,7 — 1,53 = 10,17 kgm. Davon

kommen wie in obiger Rechnung 1. rund s/₈, das sind

10,17.3

3,8 kgm

auf die Beschleunigung des Kranwagens selbst, während der Rest für Beschleunigung von Anker und Triebwerk aufzuwenden sind. Am Laufrad beträgt der Moment 3,8.133.0,75 = 380kgm. Demnach Be-

schleunigung p =

= 0,745 m/sec².

380:0,4

12500:9,81

3. Fahrt im Beharrungszustande bei leerem Haken.

Zu überwinden ist nur das Reibungsmoment wie unter 2.

MRjA — 1,535 kgm.

Bei dieser Belastung macht der Motor nach der Tabelle 90 (S. 701) rund und die gleichmäßig verteilte Kraft hei Vollast:

560

1540 Umdrehungen pro Minute. Die Fahrgeschwindigkeit beträgt dann bei vollem Strom

Dityi 0,8. je 1540 ”60    133

60

= 0,485 m/sec ~ 29,1 m min.

Querbeanspruchung der Hauptträger.

Die Beschleunigungskräfte verteilen sich proportional den Massen und zwar soll die Beschleunigungskraft für die Hauptträger gleichmäßig über die Spannweite verteilt, die Kraft für Nutzlast, Katzen- und Flaschengewicht hingegen in der Mitte wirkend angenommen werden. Es ist

Masse der beiden Hauptträger • •

5500

560 kg sec²/m,

9,81 24 000 9,81

Mit der beim Anfahren vorhandenen Beschleunigung p = 0,166 m/sec²

wird die in der Trägermitte wirkende Einzelkraft für einen Träger

Masse der Last, Katze und Flasche

= 2440 kg sec²/m.

Px = p =

2440

₉—• 0,166 = 203 kg

P₂ = -g--0,166 = 46,5 kg, bei Anfahren mit leerem Haken hingegen

PÓ =

560

— 0,745 ~ 210 kg.

Jj

Das größte horizontale Biegungsmoment in der Mitte des Trägers wird hiermit

203.1500 , 46,5.1500 Mb

Fig. 1174.

+²⁸°:thw

kb horizontal

+ 280 -665’ -385

^4280 - 280 p⁻ — 665 — 945

k|, vertikal r* -665*:

84 900 kgcm.

Das Trägheitsmoment eines Hauptträgers in bezug auf die vertikale Schwerachse ist

105.13

OO 1 Q3

_L_1_+ 4(87,5+ 15,1.284»)+    ^

= 2790 cm⁴,

|_ +280 /==

+ 665+₊₆₆₅,

+ 385

Spannungsverteilung im Trägerquerschnitt.

+ 280 I

+ 665

+ 945

und das Widerstandsmoment

J 2790

= 310 cm³.

= 280 kg/qcm.

Mb 84 900 Demnach Queranstrengung 6h = w =

W olO

Die Gesamtanstrengung ergibt sich dann nach Fig. 1174 in den Eckpunkten durch Addierung der entsprechenden Biegungszug- und Biegungsdruckspannungen.

2. Berechnung der Laufwinde.

Anordnung: Drahtseil¹) mit loser Rolle, beide Seilenden auf die Trommel wickelnd.

Trommel: Seildurclimesser d = 22mm; Trommeldurchmesser 700mm. Bei 10 m Itub müssen ^10.2.2 = 40 m Seil aufgewickelt werden. 40

= 18 Wandungen, dazu 4 Windungen zur Schonung, gibt

- I

22 Windungen. Rillensteigung 22 -f- 3 = 25 mm; Trommellänge == 25.22 = 550 mm, geteilt mit Zwischenrolle.

Laufräder: Raddruck

4

Laufschiene 60 x 40. Nach ü == kbl) wird k = 20.

0,7. n

6000kg; Raddurchmesser I) = 500 mm.

D Nach H. Blasius in Hamburg (Zeitschr. d. Ver. deutsch. Ing. 1914, S. 663) wird mit r = Drahtseilhalbmesser, B = Trommelhalbmesser, i — Drahtzahl

Gleichung 1) ab = E

also

und Gleichung 2) az —

K f

kz =    + oder Gleichung 3) kg =    inr^'

i .71 . V'²

Durch die Differentialrechnung läßt sich ermitteln, daß der Trommeldurchmesser am kleinsten wird, wenn az — x/₃ kg und ab = ²/₃ kg.

B ist Funktion von r; kz, i, S, E sind Festwerte.

Er

Gleichung 3) nach B aufgelöst B —

K-

i .Ti. r²

Differential quotient gebildet und = 0 gesetzt:

dB ____

dr [Nenner]²

■ [(*•

oder

r-**    1

i . n . r³ J

= 0, s

kz = ³ V „ a = 3 also = Va V; ⁽h =■ Va K-

l . TI . ) ²

Beispiel. S = 2500kg; i = 222; Kz — 12000kg/qcm; E — 22000kg/qcm; kz — 40 kg/qmm.

uz = V₃.40 = 13,33 kg/qmm; ab — a/₃.40 = 26,67 kg/qmm.

2500

222.7i . 13,33

= 0,519 mm; Drahtdurchmesser = 1,04 mm.

22 000.0,519

= 427 mm; Trommeldurchmesser = 854 mm.

r runde man nach unten ab, um an Seil zu sparen; B wird dadurch nur unwesentlich größer (r = 0,5 mm, B = 429 mm), da sich jede Funktion in der Umgebung ihres kleinsten Wertes nur unwesentlich ändert.

Bethmann, Hebezeuge. 3. Aufl.

Gb

26,67

45

Lasttriebwerk.

Mit rj = 0,5 bei gemischter Übersetzung wird bei 800 kg Eigengewicht für Flasche und Seil in der Beharrung

= 23,1 PS.

20 800.2,5 60.75.0,5

Preisliste der Allgemeinen Elektrizitätsgesellschaft zeigt einen Hauptstrommotor WD 22,5 mit 26 PS Kranleistung und 700 Umdrehungen.

Tabelle 91. Motor WD 22,5.

Normales

Drehmoment

Proz.

Anker

drehmoment

kgm

Um-

PS bei 220 Volt drehungen

Wirkungs-

grad

Belastungs

dauer

Minuten

Strom

verbrauch

Ampere

i—■ H-* I—‘    • k—*    » M

oooooo 8 oooooooooî

2,8

3,8

5,7

7,6

9,5

11,4

13,3

15,2

17,1

19,0

20,9

22,8

24,7

26,6

38,5

30,4

5,6

6,8

9,0

10,8

12,7

14,4

16,0

1380

1260

1100

1020

950

900

860

17,4    830

19,0

20,4

22,0

23,0

24,4

26,0

27,1

28,1

70,0

76,0

81,5

84,0

85,0

86,0

86,0

85,6

200

185

165

140

120

102

87

76

800

770

750

730

715

700

680

670

85,5

85,2

85,0

84,6

84,3

83,8

83,4

83,2

66

60

53

48

44

40

36

30

27

30

37

43

50

56

62

68

74

80

86

91

97

103

109

114

Bei 23,1 PS macht der Motor rund 730 Umdrehungen. Drehzahl der

Trommel bei v = 2,5 m/min n =

= 2,27.

2.2,5 0,7 7t

Übersetzung i =

730

2,27

1:20 Schneckengetriebe, = 321    1: 3,2 Zwischenvorgelege,

.1:5 Trommelräder.

1 :3,2. Zwischenvorgelege. Stahlguß.

z — 15:48; t = 16 7t. d = 240:768; b = 120 mm.

Übers. 1:20; doppelg. Schneckengetr.

Stahl und Phosphorbronze. rj = 0,73; z = 40; c = 40. t = iy₄" = 44,45 mm; 1) = 567 mm.

Schnecke d = 92 mm, a = 17° 40'.

1:5 Trommelräder, Stahlguß z = 12:60; kb = 500 kg/qcm; t = 18 jt; d = 216:1080; b = 160 mm.

Kontrolle des Wirkungsgrades, rj der Schneckenwelle bei a = 17° 40' und = 0,05 also p = 3°, vorzüglicher Ausführung im ölbade nach Tabelle 30 (S. 179), rjs = 0,77 einschließlich 10 Proz. Lagerreibung; t] der Schneckenradwelle rjt = 0,95. Demnach

*7Schneckengetriebe - 0,77.0,9o - 0,73, Ï]Zwischenvorgelege - 0,95.0,95 - 0,9;

Î?Trommelvorgelege 0,95.0,9o 0,8b, ^Seilrollen 0,9.

Gesamtwirkungsgrad rj = 0,73.0,9.0,88.0,9 = 0,52, gegenüber 0,5 der Schätzung.

Kontrolle der Ankerdrehmomente.

1. Anlauf mit Vollast.'

a) Beschleunigungsmomente. Hubgeschwindigkeit 2,5m/min

V

= 0,0417 m/sec, Anlaufzeit 2 sec; p = —

v _ 0,0417    _

— —2    ⁼

—*¹⁷ = 0,0208 m/sec²;

A

0,042 m.

Anlaufweg s —

a) Anker. CrÜ² = 6,5 kgm².

GD².n

Ma =

6,5.730 400.t 400.2

5,94 kgm

ß) Kupplung, 400 mm Durchm., J = 0,28 kgm sec².

0,28.^.730

Mk =

J.7C .n

30 tx

30.2

• • = 10,70 „

mv

Y) Last. P, =    - 9 81

20 800 0,0417

2— = ⁴⁴,² kg

bezogen auf die Ankerwelle PL.r

Ml/a = b) Lastmoment.

44,2.0^35/ ^Eolle • G’riebwelle •    2.321.0,5

• = 0,05 „

= 10400.0,35 = 3640 kgm

bezogen auf die Ankerwelle

MqiA =

3640

= 11,30 „

2.321.0,5

Gesamtes erforderliches Ankerdrehmoment • • • = 27,99 kgm

Zur Verfügung steht ein Drehmoment = 3 x Normaldrehmoment = 3.19 = 57 kgm. Der Motor ist demnach so reichlich bemessen, daß nicht alle Widerstände abgeschaltet zu werden brauchen, um die verlangten Anlaufverhältnisse zu erzielen. Beachtenswert ist in der Rechnung, daß die Beschleunigungskraft der Last fast Null, aber die des Ankers und der Kupplung sehr groß sind.

45*

2. Anlauf bei leerem Haken.

Zu lieben ist nur das Flaschengewicht mit 800 kg. Das Drehmoment an der Motorwelle beträgt dann nur Q'.r

800.0,35

SP

2.321.0,3

= 1,45 kgm.

Der Wirkungsgrad¹) ist bei leerem Haken nicht mehr 0,5, sondern viel kleiner, denn der Leerlaufwiderstand des Triebwerkes bleibt konstant und nimmt nicht ab proportional der Belastung.

Die Grenze für die höchste zulässige Entlastung²) bildet die Festigkeit der Ankerbandagen. Bei einem Drehmoment von 1,45 kgm macht der Motor etwa 1500 Umdrehungen, während in der Preisliste noch 1800 Umdrehungen als höchste zulässige Drehzahl angegeben ist.

Fahrtriebwerk der Laufwinde.

Bewegte Last = 24000 kg. Mit einem Laufraddurchmesser D = 500 mm, einem Achsenhalbmesser = 55 mm und 65 Proz. Spurkranz und Nabenstirnreibung wird das Fahrwiderstandsmoment

M = 1,65.24000 (0,08 + 0,1.5,5) ^ 25 000 kg cm.

Zugkraft =    = 1000 kg in der Beharrung.

A 0

Arbeit während der Beharrung mit rj = 0,6 (geschätzt) und v — 10 m/min = 0,1666 m/sec

JV = 1000

= 3,7 PS.

0,1666 75.0,6

Nach der Liste der Allgemeinen Elektrizitäts- Gesellschaft stehen folgende Hauptstrommotoren zur Verfügung

KR 3,3,    4,2 PS Kranleistung, n =T100, Preis 325^

800^

n — 280,

WD 3,6, 4,2 PS

Ersterer ist billig, erfordert aber .hohe Übersetzung, letzterer ist teuer, aber besser bezüglich der Übersetzung. Wir entscheiden uns mit Rücksicht auf die große Preisdifferenz für KR 3,3.

Bei 3,7 PS läuft der Motor nach Tabelle 92 mit 1181 Umdrehungen.

x) Nach Schürmann, „Schwerlastkrane“ S. 13, ist die Leerlaufreibung des Hubwerkes = x/₂ der Höchstlastreibung.

³) Nach einem Versuch der Allgemeinen Elektrizitäts-Gesellschaft mit einem Krantriebwerk, bestehend aus einer Auslegerrolle, einem Zahnrädervorgelege und einem Wirkungsgrad von 87 Proz. bis 3000 kg Vollast betrug die Entlastung beim Heben des leeren Hakens etwa 10 Proz. des Drehmomentes bei Vollast.

Tabelle 92. Motor KR 3,3.

Normales Drehmoment drehmoment kgm

Anker-

Um-

Proz.

PS bei 220 Volt drehungen

Wirkungs-

grad

Belastungs

dauer

Minuten

Strom

verbrauch

Ampere

20

0,40

1,25

2230

75,0

dauernd

5,6

30

0,60

1,63

1940

77,8

7,0

40

0,80

1,95

1750

79,1

8,3

50

1,00

2,24

1610

79,8

9,4

60

1,20

2,50

1490

80,3

200

10,4

70

1,40

2,76

1410

80,5

135

11,4

80

1,60

2,99

1340

80,7

100

12,2

90

1,80

3,21

1280

80,7

75

13,2

100

2,00

8,45

1235

80,7

60

14,1

110

2,20

3,65

1190

80,5

51

15,0

o o

(M CO

2,40

3,88

1160

80,3

46

16,0

2,60

4,08

1125

80,0

42

17,0

140

2,80

4,26

1090

79,5

39

- 17,8

150

3,00

4,47

1070

79,0

36

18,8

^Laufrad —

10

0,5.71

= 6,36.

1181

f Schneckengetriebe 1: 30.

{ Stirnräder . . . . 1 :6,2. Kontrolle des Wirkungsgrades. Doppelgängiges Schneckengetriebe in bester Ausführung = 0,73; Vorgelege rj = 0,91² = 0,825. Gesamter Wirkungsgrad rj = 0,73.0,825 ^ 0,6 wie geschätzt.

Übersetzung i =

6,36

= 186

Kontrolle der Ankerdrehmomente.

a) Beschleunigungsmomente. 'Fahrgeschwindigkeit v = 0,1666 m/sec.

V

Anfahrzeit 2 Sekunden; p = —

0,1666 __ q Qgg m//sec2 • § ₌ o,088 m.

Ju

a) Anker.

Ma =

GDKn _ 0,54.1181 400.2

400. h

ß) Kupplung; bei 300mm Durchmesser J = 0,08 kgm sec².

• • = 0,8 kgm

Mk =

J.71. n

0,08.1181.«

30. h

30.2

— 4,9    „

y) Katze. P — mp = -

24 000

• 0,088 = 215 kgm

9,81

bezogen auf die Kadachse bei 500 mm Raddurchmesser 215.0,25

186.0,6.......

b) Fahrwiderstand. MR — 25 000 kgcm = 250 kgm.

MlIA = -■

Ml

l . Y]

= 0,048 „

250

= 2,24 kgm • • • = 2,24 „

186.0,6

Gesamtes erforderliches Ankerdrehmoment • • • = 7,98 kgm

Zur Verfügung steht ein Drehmoment 3x2 = 6 kgm, d. h. die oben angenommene Anfahrzeit von 2 Sekunden wird bei vollständigem Abschalten der Widerstände etwas überschritten.

Bei leerem Haken erhöht sich die Katzengeschwindigkeit, weil der Ankerdrehmoment kleiner und damit die Drehzahl des Motors größer wird.

Mr = 4000. (0,08 -f 0,1.5,5). 1,6 = 4030 kgcm = 40,3 kgm.

Mria —

= 0,72 kgm.

40,3

186.0,3 (rj bei leerem Haken kleiner, wie bei Vollast.) Drehzahl des Motors hierbei nach Tabelle 92 (S. 709) 1830. Damit Katzengeschwindigkeit bei leerem Haken

0,5.ä 1830 60 ' 186

= 0,258 m/sec ~ 15,45 m/min.

Elektrisch betriebener Dreimotoren - Führerkorb - Laufkran für 10 OOO kg Tragkraft und 12,6 m Spannweite

von C. Herrm. Findeisen, Spezialfabrik für Krane und Aufzüge, in Chemnitz - Gablenz (Fig. 1175 bis 1199).

Antrieb durch Drehstrom.

a) Hubwerk.

1.    Antrieb: Doppelgängiges Schneckengetriebe mit Kugeldrucklager und gefrästem Stirnräderpaar, dazu Flaschenzugübersetzung 1:2.

2.    Bremse: Als Haltebremse eine doppeltwirkende Backenbremse, beim Auf- und Abgang der Last durch Elektromagnet gelüftet, als Sicherheitsbremse eine selbsttätig wirkende Differential - Bandbremse sinngemäß durch einen Drehstrommotor-Bremslüfter betätigt.

3.    Regulierung: Im Aufgang durch vielstufige Kontrollerschaltung. Im Abgang durch Gegenstrom für die durchziehenden Lasten und durch Frischstrom für den leeren Haken und die nicht durchziehenden Lasten. Da der Kontroller für die letzteren Lasten, um zu dem Frischstrom zu gelangen, über die Gegenstromstellungen gedreht werden muß, ist eine Einrichtung vorgesehen, welche den Motor gegen falsche Drehrichtung sichert. Dazu dient die vorgenannte Differential-Bandbremse.

Als Erläuterung der Bremse zur Gegenstromschaltung diene folgendes :

a) Als Bremsscheibe dient die Scheibenkupplung zwischen Motor und Schnecke, die besonders breit ausgebildet ist.

«--950

•>i

1245

ibi"

g

Ol

nm

I l>

IgfiiK

Z. 45 x 5

g-

1850

T7T:

nix

4ü;i35i)

\y

—1250 i

//*/

f#

Spannweite = 12,60 m

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jz tafeF--"

7p

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■835-

nrr

irai

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C = 220 X 80 fi

<-2403

Spur =1100

7î

175 I

A/y

-1250

: 30

60\

9:u

;;

1250

k- 300^-300

825—*

= 60 x 30

Seil = 16 mm

Jj

235 x 90

O

CO

-i

VT R*, ;•!

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§t:

-650-

—- -- n/

:żta€

Schalttafel f\ï

Zugstange zum Fußtritthebel

'V

Î!

-765-

------1—

ffT)    •••:

vil    \b

•-

äußerste und höchste Hakenstellung

=o 5850 mm

Cu

n>

, E = 60 x 30

Z = 45 x 5

is

1 ! j 60 V

E"

Z_ — 50 x 60 x 5

U u;

—1600

Fußtritt

Holzverkleidung

V r,

12

S=dfc

135

198-»

04

ff

SP»

45 x 30    5

C = 300 X 100

5    j!\S •

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- 450—-»

E*s£

J-Biffelbl«th

Z_ = 50 X 100 x 8 N i_600__}

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1000—X

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6,5

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co

x -862-

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5’)

Z- 40 x 4

rt

2500—

C = 235    90

j.-1245

r Z. = 50 x 5

Hr --fr

Hubmotor : 18 FS n = 960

““i

1280

Z-60 x 6

30

118

.4

u> 3 mm Draht

i.

*3381

Tz,

PB

ooi: osi

tL-

[Th

Z. 60 X 6

10

i F1.E = J1U 50 x 13

■O - <

:i~#

Z = 60 x 60 x6

’I

Laufsteg aus gelochtem Blech

I¹ Z = 50 x 5

•I

iO

CO

! Drehstrommotor : C lt7FS:V94Ö~'~

I¹ r⁻**. |h-150->

~12~ ⁴², '

100

ll

^25-^

\ H'\ !

2515—1

'th

^

^•oo »

75

V ““ “

1100

Eadstand

4 t

5 220 '

-Trägerlänge 12 970 mm—-g

Blech = 10 mm

Radatand =1360- *

yM C::C U

■y

Katzefahrmotor : 3,6 PS. n = 940 g

-gT^

•:V

iil

Z = 80 x 10

lO

■ i

f»

360

338

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AVW

215

\\

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2,.’

f?

Pi

k-300^

j°! i⁰j °X^ .v

^ BlecÈ' = 6 mm

■ 256—-332->| Hv

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^Z;

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PT

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4C⁷o -²⁰

! > Kohhauttrieb : Z = 24

t — 6 tt 0 = 144 mm

it

10

lO

■650

LJ

Leiter

2385—

K"⁹⁷⁶

jf=iC|

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Z. = 40x40 x4

: ' Z. = 50 x 50 x 5

C = 100 x 50

Vk

325

Jt

-s—

Er.u.

il it-

E —105 X 65

6-."J

kC.= 100x50

K2500

JL

Z — 60 x 6

;i Laufstegaus    _

'I ; gelochtem Blech

s-E    h

I y/yM'y.ZyzT“'*'

ÿ ‘^v~i

TC-

256r332irt 1

60

ZT

Mitte Laufkran

Elektrisch betriebener Dreimotoren-Laufkran für 10 000 kg Tragkraft und 12,6 m Spannweite

C. Herrrn. Findeisen, Spezialfabrik für Krane und Aufzüge, in Chemnitz-Gablenz.

Rädertabelle (Räderübersetzung vierfach).

von

Hubgeschwindigkeit

4,5 m/min,

Katzenfahrgeschwindigkeit......19,6    „

Kranfahrgeschwindigkeit.......50,4    „

I’os.

ft

ii

Durehm.

Breite j Bohrung

Material

Bearbeitung -

87

97

24 I

oi œ «o œ

71

783

62

Kranz

or (M Tj oo

65

60

55

70

Stahlguß

Stahl

Stahlguß

Rohhaut

gefräst

340

-1870-

U- 406------pj_₁

Schneckengetriebe/ !

4 rrm

it

S:

i.i

Hi

.....

^ 80 >r—205-

kos

380

•80»*

Endschalter

^jJ^Radstand 1350 U

210

410

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a.

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TT

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Fig. 1187 bis 1193.

T. Hubmotor ! 18 PS.n = 060

Pos.

^Fahrmotor

A"'"*

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„ iVi /Jl//•&,vu

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= 14 71

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Ph

P 22

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Seil 16 <p Steigung 17 mm

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Elektrisch betriebener Dreimotoren-Laufkran für 7500 kg Tragkraft und 15,5 m Spannweite

von C. Herrm. Findeisen in Chemnitz-Gablenz.

Rädertabelle (Räderübersetzung 51,6 fach).

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Elektrisch betriebene Zweimotoren-Stirnradkatze für 7500 kg Tragkraft

von C. Herrin. Findeisen in Chemnitz-Gahlenz.

b)    Bei „Last auf“ dreht sich die Kurbel des Drehstrombremslüfters nach links und lüftet sowohl den Hebel der Differentialbandbremse, als auch denjenigen der Backenbremse, die beide nebeneinander angeordnet sind.

c)    Bei „Last ab“ dreht sich die Kurbel des Bremslüfters nach rechts und hebt nur den Hebel der Backenbremse, die Differentialbandbremse bleibt unberührt. Ist nun auf den Gegenstromstellungen das elektrische Drehmoment größer als das mechanische Lastabgangsmoment (leerer Haken oder kleinere Lasten), so will sich der Motor im Hubsinn drehen, also nach Zeichnung rechts herum. Die Differentialbandbremse (selbsthemmend) zieht sich sofort fest und verhindert dieses. Es bleibt also solange Stillstand, bis sich der Motor — durch Frischstrom gespeist — im Lastabgangssinn, also links, dreht. Bei „Last ab“ schleift stets die Differentialbremse. Dieses hat keine Bedeutung, weil infolge des geringen Hebelgewichte welches jetzt nur ausschließlich in Frage kommt, weder eine Motorbelastung noch Bremsflächenabnutzung nennenswert entstehen kann.

4. Endschaltung: Durch rotierenden Walzendrehschalter von der Schneckenradwelle angetrieben.

b) Katzenfahrwerk.

1.    Antrieb: Durch Rohhautritzel vom Motor aus.

2.    Bremse: Doppeltwirkende Backenbremse mit Magnetlüftung.

c) Kranfahrwerk.

1.    Antrieb: Wie vorher in Mitte des Krans.

2.    Bremse: Fußtrittbremse, vom Führerkorb bedienbar, und zwar als Bremsorgan doppeltwirkende Backenbremse, Bremsscheibe auf der Verbindungswelle.

Dreimotoren-Laufkran für 7500 kg Tragkraft und 15,5 m Spannweite

von der Maschinenfabrik C. Herrm. Findeisen in Chemnitz - Gablenz.

(Fig. 1200 bis 1211.)

Bedienung durch Zugschnüre von unten. Antrieb durch Drehstrom.

1.    Antrieb: Für Hub-, Katzen-, Kranfahrwerk gefräste Stahlritzel. Alle Triebwerke mit Stirnrädern. Die schnellaufenden Räder gefräst.

2.    Steuerung: Durch normalen Umkehrkontroller. Lastenabgang konstant durch die festliegende Motortourenzahl.

3.    Bremsen: Für alle Triebwerke doppeltwirkende Backenbremse mit Magnetlüftung. Da eine automatische Hubbegrenzung für höchsten

Hakenstand nickt vorgesehen ist, ist ein von unten durch Handzug zu bedienender Schalter vorgesehen, durch welche im Notfälle der Zuleitungsstrom zum Kran abgestellt werden kann.

Fig. 1212.    __

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Elektrische Laufkatze eines Dreimotoren-Laufkrans für 25 000 kg Tragkraft von C. Herrm. Eindeisen in Chemnitz-Gablenz.

Antrieb durch gefräste Stirnräder mit Ausnahme der Trommelräder. Auswechselbares Rädervorgelege für zweierlei Hubgeschwindigkeiten. Haltebremse und Zentrifugalbremse, um ein Überschreiten der Maximaldrehzahl des Hauptstrom - Gleichstrommotors bei Leerlauf zu verhindern. Steuerapparate für Winde Fig. 1212.

Dreimotoren-Laufkran für 20 t Tragkraft und 14,28 m Spannweite

der Hebezeugfabrik F. Pichatzek in Berlin.

(Fig. 1213 bis 1224.)

Dreimotoren - Laufkran für 10 t Tragkraft und 13 m Spannweite¹)

der Rheiner Maschinenfabrik Windhoff & Co. in Rheine i. W.

(Fig. 1225 bis 1228.)

In Fig. 1225 sehen wir hier im Gegensatz zu neuzeitlichen Ausführungen noch das tiefliegende Kettenrad, ferner die sich in Lagern drehenden Achsen, die jetzt festgelegt werden. Die neuen Ausführungen dieser Firma entsprechen selbstverständlich den modernen Anforderungen.

Rahmen der Laufkatze aus C-Eisen NP. 14 und NP. 22, die durch 10 mm-Blechplatten miteinander verbunden sind.

x) Zeitschr. d. Ver. deutsch. Ing. 1903, S. 382.

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Laufkatze zum Dreimotorenlaufkran für 10 t Tragkraft und 13 m Spannweite aus dem Jahre 1903 von der Rheiner Maschinenfabrik Windhoff & Co.

Hubwinde.

Gallsche Kette, t — 60mm, mit loser Rolle.

Daumenrad z = 12.

Lastgeschwindigkeit: 3,15 m/min.

Hauptstrommotor: 8,5 PS, 700 Umdreh./min.

1.    Vorgelege z — 22: 110; # = 4,5tt; b = 120mm; Atlasstahl auf Gußeisen

gefräst.

2.    Vorgelege z = 15:60; t = 12 n; Gußeisen gefräst.

3.    Vorgelege z = 12:48; t — 15 7r; Stahlguß ungefräst.

Wirkungsgrad des ganzen Windwerkes rj = 0,7.

Haltebremse: Doppelbackenbremse mit Bremslüftmagnet und Dämpferkolben. F ahrwinde.

Laufraddurchmesser 400 mm.

Hauptstrommotor 2,5 PS, 900 Uml./min.

Fahrgeschwindigkeit 18,4 m/min.

1.    Vorgelege £ = 34:170; t — 2n; b = 80mm; Atlasstahl auf Gußeisen

gefräst.

2.    Vorgelege z — 15:60; t = 8 7r; Gußeisen.

3.    Vorgelege z = 14:43; t = 10 7?; Gußeisen auf Stahlguß.

Wirkungsgrad des ganzen Windwerkes rj — 0,7.

Tabelle 93. Laufkrane der Deutschen Maschinenfabrik-A.-G.

Trag

kraft

Spann

weite

Heben

Katzenfahren

Kranfahren

Raddruck | Radstand

m/min.

PS

m / min

PS

m/min

PS

10

126

14

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12

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1,8

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10

18

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10

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3,8

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Tabelle 94. Laufkrane der Düsseldorfer Maschinenbau-A.-G., vorm. J. Losenhausen.

Trag- Spannkraft weite

Heben

Katzenfahren Kranfahren

Rad

druck

Rad

stand

Gewicht

Katze

Kompl.

Kran

m/min I PS m/min PS m/min j PS

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5,6

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29

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Hauptträger bei kleiner Tragkraft und kleinen Spannweiten I- Eisen, bis 16 m genietete Träger, über 16 m Fachwerkträger.

Hellingkrane.

Unter Helling versteht man den Bauplatz eines Schiffes. Derselbe besteht aus einer gegen die Wasserkante geneigten Ebene, deren Fundament durch Pfahlroste oder Betonklötze hergestellt wird. Sie mündet mit ihrem unteren Ende in tiefes Wasser des Hafens, damit die von ihr ablaufenden Schiffe sofort schwimmen.

Über den Hellingen, die immer direkt nebeneinander liegend angeordnet werden, erheben sich die Hellinggerüste, d. h. die Tragkonstruktionen für die Kranbahnen und Laufbühnen ohne Dach und seitliche Abschlußwände. Die Gerüste, welche Platz für Schiffe bis zu 300 m Länge und 32 m Breite gewähren müssen, bestehen im wesentlichen aus Stützreihen mit darauf ruhenden Querträgern (Bindern) und

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Fig.1229.

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Längsträgern, aus Kranbahnen, Laufbühnen und den für die Standsicherheit nötigen Verbänden. Die Stützsäulen aus Fachwerk mit 3 x 3 m Grundfläche stehen quer in je 35 m, längs in je 31m Mittenabstand und haben eine Höhe von rund 50 m.

Die oberen Querträger,

deren etwa 10 vorhanden

sind, haben bei der neuen

Werftanlage der Stettiner

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^ Form eines doppelten § Hängewerkes, dessen nach ® unten über den Hauptbal-® ken verlängerte Hänge-säulen zur Befestigung * der Laufschienen für die

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in der Längsrichtung der

§ zu erbauenden Schiffe a

'S verschiebbaren Krane mit 4j benutzt werden. Unterhalb der Hängewerkstreben sind in der Mitte und an den Seiten weitere Sockel angebracht, welche die übrigen Kranlaufschienen tragen.

Jedes Helling hat fünf Laufkrane ; davon sind die seitlichen einfache Laufkrane von je 51 Tragkraft, die beiden dazwischenliegenden Laufdrehkrane ~    mit unterem schwenk-

baren Ausleger, sowie die

mittleren Laufkatzen für ebenfalls je 5 t Tragkraft, welche zum Legen des Kieles dienen. Größere Lasten können durch je zwei und in der Mitte sogar von drei Kranen gleichzeitig gehoben werden.

Die Krane sind der Bedienungsmannschaft von oben durch Lauf-brücken, die in der Querrichtung der Hellinggerüste befestigt sind, zugänglich.

Bei der Hellinganlage¹) des Stettiner Vulkan, Zweigniederlassung Hamburg, haben die Krane 6 bzw. 8 t Tragkraft. Die Katze in der Mitte jeder Helling hat 1,2 m Spur, die Laufdrehkrane rechts und links davon 5 m Ausladung und 5,9 m Spannweite, während die Laufkrane an den Seiten 7,3 m Spannweite besitzen. Die normalen Arbeitsgeschwindigkeiten betragen für

Heben der Last von 6 t bei den 6t-Kranen rund 12 m/min. Heben der vollen Last bei den 8t-Kranen .

Katzenfahren bei sämtlichen Kranen . . .

Kranfahren mit Last bei sämtlichen Kranen Fahren der mittleren Laufkatze.....

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80

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Drehen des Auslegers bei den Drehkranen . einmal i. d. Minute.

c) Lautkrane mit teilweise elektrischem Antrieb.

Ist die Last nicht allzu häufig und nicht zu weit zu fahren, dann begnügt man sich damit, nur das Hubwerk elektrisch anzutreiben, während das Lang- und Querfahren der Last durch Handbetrieb erfolgen muß.

Diese Krane stellen sich in der Anschaffung erheblich billiger als Dreimotorenkrane.

Wird dagegen der Kran nur ab und zu einmal benutzt, so wird man selbstverständlich mit vollständigem Handbetrieb auskommen. Zuweilen gibt man dem Kran auch zwei Motoren, von denen der eine das Hubwerk, der andere das Fahrwerk antreibt, während das Katzenfahren durch Handbetrieb erzielt wird.

Nebenstehende Fig. 1231 zeigt einen derartigen Zweimotorenlaufkran für eine Maschinenfabrik.

Er besitzt 10 000 kg Tragkraft, 9,29m Spannweite, bei lm Hub-und 30 m Kranfahrgeschwindigkeit. Die Bedienung erfolgt von unten durch Zugschnüre bzw. Haspelkette.

x) Zeitschr. d. Ver. deutsch. Ing. 1908, S. 778.

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Fig. 1231.

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Elektrischer Zweimotorenlaufkran für 10000 kg Tragkraft, 9,29m Spannweite von C. Herrin. Fmdeisen

in Chemnitz-Gablenz.

d) Elektro-Laufwinden.

(Kleinhebezeuge mit elektrischem Antrieb ; Hetezeuge mit unbegrenztem Arbeitsfeld.)

(Fig. 1232 bis 1235.)

Um den Betrieb eines Handlaufkranes mit seinen für gröbere Lasten außerordentlich geringen Geschwindigkeiten rationeller zu gestalten, baut man nur für das Hubwerk einen Elektromotor in die Laufkatze, und ist es dann als großer Vorteil zu betrachten, wenn nur das Heben der Last mittels Elektromotors bewirkt wird, während die leichtere Quer- und Längsbewegung von Hand ausgeführt wird. Es entfallen dann die bedeutenden Unkosten, welche das Heben großer Lasten durch zwei bis vier Mann verursacht.

Das Hubwerk besteht bei fast allen Einmotorlaufwinden aus einem in Öl laufenden gefrästen Schneckengetriebe und einem Stirnradvorgelege. Als Lastorgau wird die G all sehe Gelenkkette, bei billigen Ausführungen kalibrierte Gliederkette in Verbindung mit einer losen Rolle angewendet. Eine Lastdruckbremse hindert den Rücklauf des Getriebes.

Der Antrieb erfolgt durch einen 1- bis öpferdigen Motor, auf dessen Welle entweder der Rohhauttrieb für das Stirnradvorgelege oder die elastische Kupplung für die Schneckenwelle sitzt. Der zum Anlassen und Regulieren des Motors dienende Kontroller mit Widerstand ist direkt an die Winde angebaut, so daß das Einleiten der Huboder Senkbewegung von unten durch Ziehen an einer Handkette erfolgen kann.

Der Antrieb für die Fahrbewegung erfolgt wie bei den anderen Laufwinden für Handbetrieb durch Kette und Haspelrad von unten.

Die in Fig. 1232 bis 1235 abgebildeten Elektro-Laufwinden der Weiter-Elektrizitäts- und Hebezeugwerke, A.-G., Coin-Zollstock stimmen im wesentlichen mit der obigen Beschreibung überein. Um eine teure Magnetbremse zu sparen, ist elektrische Bremsung des Motors vorgesehen, damit ein präzises Anhalten erreicht und schädliches Nachlaufen des Motors beim Ausschalten vermieden wird.

Um dem Übelstand zu begegnen, daß bei schiefem Kettenzug in den Lamellen der G all sehen Kette Biegungsspannungen auftreten, welche die Haltbarkeit der Kette ungünstig beeinflussen, ordnet die Deutsche Maschinenfabrik in Duisburg das ganze Windwerk pendelnd im Katzenrahmen an, so daß sich dasselbe bei schiefen Haken oder Kettenzug von selbst entsprechend einstellt.

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Fig, 1233.

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Fig. 1232.

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Elektro-Einmotorlaufkatze der Weiter-Elektrizitäts- und Hebezeugwerke A.-G.

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Fig.1235.

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Tabelle 95 zeigt die Ausführungsgrößen der Weiter-Elektrizitätsund Hebezeugwerke.

Tabelle 95.

Elektro-Laufwinden der Weiter-Elektrizitäts- und Hebezeugwerke.

Tragkraft in kg

1500

3000    5000    7500    10 000    15 000

Mit Motor 1,5 PS

Hubgeschw. m/min Gewicht in kg . . Preis M.....

Mit Motor 3 PS

Hubgeschw. m/min Gewicht in kg . . Preis Jt>.....

Mit Motor 4,5 PS

Hubgeschw. m/min Gewicht in kg . . Preis J{,.....

1,0    0,75

\ Gewicht in kg \ Preis jH> . . .

( Gewicht in kg m f Preis J6 . . . Laufschienenstärke in mm . . . . 45X20 45X20

Lastkette pro m

Handkette pro

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50X25

50X25

60X30 60 X 30

Elektrisch betriebene Laufkatze für 4000 kg Tragkraft.

Ausführung der Maschinenfabrik Zobel & Neubert in Schmalkalden.

(Fig. 1236 bis 1239.)

Die Katze arbeitet mit einer Hubgeschwindigkeit von 6 m min und einer Fahrgeschwindigkeit von 120 m/min.

Die Einrichtung ist überall da vorteilhaft, wo es sich darum handelt, größere Mengen schnell zu heben und nach einer Dichtung zu fahren. Der ganze Apparat hängt in Gelenken an zwei Wagen und gestattet dadurch auch Kurven zu befahren.

Ein unbegrenztes Arbeitsfeld läßt sich durch eine Vereinigung von Hängebahnen, Laufwinden und Laufkranen in solcher Art erzielen, daß die Laufwinden von den Hängebahnen auf die Laufkrane übergehen können. Dieser Betrieb ist nur bei elektrischer Energiezufuhr unter Benutzung von Kontaktleitungen möglich.

Steuerung durch Zugketten oder Zugschnüre erfordert mitgehenden Führer und erlaubt bei vollständig begehbarem Raum nur kleine Geschwindigkeiten. Steuerung vom angehängten Führerstand ist nur bei lebhaftem Betrieb zu empfehlen. Fernsteuerung wird da einfach, wo nur eine Laufwinde arbeitet. Arbeiten mehrere Laufwinden auf einer Bahn, dann sind selbsttätige Umschalter an der Laufwinde erforderlich-

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Fig. 1236 u. 1237.

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Elektrisch betriebene Laufkatze für 4000 kg Tragkraft

der Maschinenfabrik Zobel & Neu bert in Schmalkalden.

Hubgeschwindigkeit F ahrgesch windigkeit

v — 126

6 m/min

C. Bockkrane.

Bockkrane oder Eisenbahnkrane können feststehend und fahrbar ausgeführt werden. Auf Eisenbahnstationen überspannt das bockförmige Gestell dieser Krane zwei Geleise, um die Last von einem offenen Wagen auf den anderen heben zu können. Das Gerüst besteht aus der horizontalen Fahrbahn für die Katze, aus den beiden Bockständern und aus den Eckverstrebungen. Bei den feststehenden Bockkranen ist ein Triebwerk für die Bewegung der Katze und ein Triebwerk zum Heben und Senken der Last vorhanden. Soll der Kran das Arbeitsfeld auch in der Längsrichtung bestreichen, so wird das Gerüst auf Rollen gesetzt, die durch ein drittes Triebwerk betätigt werden. Für die Eisenbahnen werden die Krane in vier Größen für 5000, 10000, 15 000 und 20000 kg gebaut.

Bockkran für 15 OOO kg Tragkraft.

Berechnung des Krangerüstes.

Fahrbahnträger. Das Maximalmoment tritt nach S. 636 unter dem Vorderrade der Laufkatze auf, wenn dieses um ¹/Ą des Radstandes die Balkenmitte überschritten hat.

Fig.1240.

3900

3900

m cb

U------347)5 -----»T* 110

I

W =4310

---292}5----

402,5

Berechnung der Fahrbahnträger.

Der Raddruck Q ermittelt sich bei 15 000 kg Nutzlast und 600 kg Katzen-, Flaschen- und Kettengewicht zu

15 000 -F 600

Q' =

= 3900 kg.

Ferner ist bei Vernachlässigung der Eckverstrebungen nach S. 636 bei 7,5 m Spannweite und 1,1 m Radstand

110

— = 347,5 cm. 4

Damit wird

w> _ 3900(402,5 -f 292,5)

750

= 3747 kg.

Diesem Wert entspricht ein Normal I Profil Nr. 45 mit

W = 2040 cm³.

Ständer. Bei den Bockständern tritt die ungünstigste Beanspruchung ein, wenn sich die Laufkatze in der Endstellung befindet. Der Abstand der Katze vom Trägerende beträgt annähernd 1750 mm.

Der Druck auf den Bockständer ermittelt sich aus der um A (Fig. 1241) angeschriebenen Momentgleichung zu

= 12 145 kg,

r₀ =

15600.615

790

1 200 „ 400 „

hierzu kommt noch das halbe Eigengewicht der Laufbahnträger mit Schiene............

und die darüber liegenden Lagerböcke, Bollen usw. . .

F₀ = 13 745 kg.

V₀

Bockkrane.

Schätzen wir das Eigengewicht des Trägers pro lfd. m. einschließlich der aufgeschraubten Eisenbahnschiene auf 150 kg, d. i. für jeden Träger 7,5.150 = 1125kg, so erhöht sich der Auflagerdruck um

Wi'=^

Es ist demo ach der gesamte Auflagerdruck

W₁ = W[ + W" = 3747 -f 563 = 4310 kg.

Demnach wird nach Fig. 1240

= 4310.347,5 — 150.3,475 • ^

Lassen wir eine Materialbeanspruchung von 700 kg/qcm zu, so wird

■M-b max

~ 563 kg.

Mb

max

347,5 ^

1 407 000

700

1 407 000 kgcm.

— — 2010 cm³.

In eine Ständerstütze entfällt die Komponente des Druckes - - • Nach der Zeichnung ist

670

COS 0£ = —

674

= 0,994,

somit

V₀

13 745 2.0,994

Hierzu tritt noch der auf S. 730 ermittelte Seilzug S₆ = 5120 kg, welcher bei der Endlage des Seiles auf der Trommel größtenteils in eine Strebe geht.

2 cos cc

= 6915 kg.

Fig. 1241.

Fig.1242.

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6150

1750—

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f

Vo

i-Vr

v₀

Vc

V₀

15 COO

Ermittelung der Stützendrücke.

Demnach wird

Vmax = 6915 + 5120 = 12 035 kg.

Nach der Knickgleichung V =

© J2

wird mit l = 674 cm und

12 035.7.674«

10.2 000 000

~ 1915 cm⁴.

Das Ausknicken nach Jm{n ist durch die Verstrebung gehindert. Es kommt daher für die ganze Knicklänge nur Jmax in Frage, so daß ein Normal I Profil Nr. 20 mit Jmax = 2139 cm⁴ genügen würde. Zur Kontrolle würde man noch die zwischen den Verstrebungen vorhandene Knicklänge in die Rechnung setzen und die Sicherheit nach Jmin feststellen.

In der Ausführung findet sich I N. P. 40 mit Jmax = 29 173 cm4 und Jmin = 1160 cm⁴.

Berechnung des Triebwerkes. Fig.1243.

S₅

So

Si

S₂

s₃ s₄

S₆

M⁷

N⁷

15000

Anordnung der Lastkette.

1. Lastwinde.

Zunächst ist die größte auftretende Kettenspannung S₆ zu ermitteln. Es ist mit 6 Proz. bzw. 4Proz. Arbeitsverlust in jeder Rolle annähernd⁴)

⁴) Vgl. S. 243. Bei genauer Rechnung muß S₁ + S% -f- S₃ -f Si — 15000 kg sein.

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CN. P 10.1

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-1600-

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___16 mm Kette

Bockkran für 15000 kg Tragkraft.

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Fig. 1244.

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Fig.1245.

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S₃ = 4134.1,06 = 4382 kg S, = 4382.1,06 = 4645 „

Sb = 4645.1,04 = 4830 „

S₆ = 4840.1,04 = 5120 „

Für diese Zugkraft S& = 5120 kg entnehmen wir der Tabelle 8 (S. 16) eine Kette von 22 mm Eisenstärke.

Fig.1246.

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5₁    = 3750.1,04 = 3900 „

5₂    = 3900.1,06 = 4134 „

= 3750 kg

Fig. 1247.

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Anordnung des Triebwerkes am Bockkran von 15 000 kg Tragkraft.

Trommel- und Rollendurchmesser D = 20.22 = 440mm, ausgeführt mit 450 mm.

Anzahl der Arbeiter = 4 à 25 kg, Kurbelarm = 400 mm, rj = 0,7.

Übersetzung =

5120.22,5

4.25.40.0,7

= 4L

Hierfür ist mit Rücksicht auf vorhandene Modelle gewählt

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Fig.1248 u. 1249.

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y 1,6 = 400 kg.

r = 4,0 cm,

P ~ 12 500 kg, B = 25,0 cm.

Laufkatze zum Bockkran von 15 000 kg.

Winde für die Lastverschiebung.

Die Widerstände berechnen sich nach S. 571 wie folgt:

1.    Widerstand der Lastrollen nach Fig. 964 (S. 571)

W₁ = S₆ — S₀ = 4830 — 3750 = 1080 kg.

2.    Widerstände der Laufräder bei 60 Proz. Spurreibung 0,08.15 600 + 0,1.4.12 500

25

Hierin ist f — 0,08 cm,

D = 15 600 kg,

a == 0,1,

3. Widerstand der Zugketten¹) bei 16 mm starken Ketten (Gewicht pro Meter ~ 6 kg), x — 2,3 m und 150 mm Durchhang

Somit wird

2.6.2,3²

2.0,15

~ 212 kg.

W = 1080 -f 400 -f 212 = 1692 kg.

Fig. 1250.

Fig. 1251.

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Fig. 1252.

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- —1254

Zugfederbefestigung am Bockkran von 15 000 kg Tragkraft.

Bei einem Kettenrollendurchmesser von 300 mm, zwei Arbeitern à 15 kg, am Kurbelarm 400 mm, ergibt sich mit rj = 0,8 die erforder-Lastmoment

Kraftmoment rj 2.15.40.0,8

liehe Übersetzung zu

1692.15

~ 26,4.

D Vgl. S. 572.

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Fig. 1253.

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Fahrbarer Bockkran für 40 000 kg Tragfähigkeit und 14 m Spannweite von der Deutschen Maschinenfabrik

in Duisburg (Werk Stuckenholz).

Der Oberteil der portalartigen Kranfüße gewährt der Katze freie Durchfahrt, so daß diese samt anhängender Last vom Ende des einen Auslegers bis zum Ende des anderen gelangen kann.

D. Verladebrücken.

Für große Lagerplätze für Kohle, Erz, Walzeisen, Sand, Kies usw. eignen sich feststehende oder fahrbare Hochbahnen mit Drehkran oder Laufkatze. Die beste Verladevorrichtung ist die, welche jeden Punkt des Platzes beladen und entladen kann ohne ein Verholen des Schiffes oder der Eisenbahnwagen zu erfordern. Durch Verwendung einer Laufkatze wird das ganze Bauwerk zwar sehr leicht und billig, aber die ganze Brücke muß häufiger verschoben werden. Dies ist weit weniger der Fall bei einer Brücke mit fahrbarem Drehkran oder Drehlaufkatze. Letztere erfordert aber neben größerer Brückenhöhe weite Portale, wie Fig. 1255 zeigt. Anderenfalls kann der Portaldurchgang nur mit in die Fahrrichtung eingestelltem Ausleger passiert werden.

Verladebrücken zeichnen sich neben ihrer hohen Leistungsfähigkeit durch ihre außergewöhnlich großen Abmessungen aus, die in Gesamtlängen und Spannweiten bis 150 m und mehr bestehen.

Vielfach bedingen die Platzverhältnisse besondere Formen der Verladebrücken. Z. B. führt man die Brücken als ein- oder zweiseitige Lastausleger aus (Kantileverkrane), die es gestatten, weit über Gebäude hinwegzureichen.

Fahrbare Verladebrücke

der Duisburger Maschinenfabrik J. Jaeger in Duisburg.

Die Anlage umfaßt zwei Verladebrücken, die auf einer Landzunge zwischen dem Rheinstrom und dem Hafenbecken laufen und die Kohle

Fig. 1254.

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Mechanischer Teil gebaut von der Duisburger Maschinenfabrik J. Jaeger, Duisburg, elektrische Einrichtung von den Siemens-Schuck ertwerk en, für den Hafen Walsum der Gutehoffnungshütte, Aktienverein für Bergbau- und Hüttenbetrieb, Oberhausen.

Verladebrücken.

von den Eisenbahnwagen oder vom Lager in Schiffe schaffen. Beim Verladen von den Eisenbahnwagen werden die mit Kohle gefüllten Spezialkübel unmittelbar von den Wagen abgehoben und durch öffnen in das Schiff entleert. Vom Lager werden die Kohlen mit Hilfe von Greifern verladen.

Tragkraft des Drehkrans auf der Brücke Fassungsraum des Greifers.......

Leistuag einer Brücke in der Stunde 240 t vom Wagen ins Schiff

120 t „ Lager „

10 t

6,5 cbm

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77

77

77

Stützweite.........

Ausladung auf jeder Seite . .

Gesamtlänge........

Ausladung des Drehkrans . .    11

77

77

Motoren

PS

Drehzahl

Bauart

Stromart

Hubmotor . . . Drehmotor . . . Kranfahrmotor . Brückenfahrmotor

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10

30

68

575

960

720

720

offen

77

geschlossen

77

Drehstrom

von

500 Volt Frequenz 50

Verladebrücke

der Deutschen Maschinenfabrik-A.-G. in Duisburg.

Die Brücke, die eine Gesamtlänge von 88,25 m besitzt, dient zum Verladen von Profileisen. Das Brückengerüst ist als doppelarmiger Träger ausgebildet, dessen Stützjoche auf einer Bahn von 8 m Spurweite

Fig.1255.

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Verladebrücke, mechanischer Teil, gebaut von der Deutschen Maschinenfabrik-A.-G. in Duisburg für die kaiserlichen Stahlwerke in Yawatamachi, Japan.

laufen. Die lichte Weite der Stützjoche beläuft sich auf 16 m, so daß senkrecht zur Laufkatzenbahn liegende Profileisen von 15 m Länge noch hindurchgeführt werden können. Auf der Laufkatze befinden sich

die Triebwerke für Hub und Katzenfahren, das Brückenfahrwerk liegt in den beiden Jochen.

3,5 t Hubgeschwindigkeit

12 m/min

Tragkraft der Brücke Gesamtlänge der Brücke . . . 88,25 m Katzenfahrgeschwindigkeit . 90    „

Lichte Weite der Stützjoche . 16    „ Brückenfahrgeschwindigkeit . 75    „

Spurweite der Bahn

Motoren

PS

Drehzahl

Bauart

Stromart

Hubmotor...........

Katzenfahrmotor........

2 Brückenfahrmotoren . . . .je

23

7,2

33

840

1450

750

geschlossen

Gleichstrom

von

235 Volt

E. Hochbahnkrane.

Die Unzulänglichkeit der Lauf- und Drehkrane beim Verladen von Massengütern hat in Hinsicht auf den Grundsatz: „Je geringer der Wert eines Gutes, um so größer der Einfluß der Transportvorrichtung auf den endgültigen Preis“ zuerst in Amerika zu Konstruktionen geführt, die ein wirtschaftliches Verladen und Transportieren von Massengütern, wie Kohle, Koks, Erze, Schlacke, Sand, Getreide, und schließlich Frachtstücke, wie Kisten, Fässer, Säcke und Langholz, ermöglichten¹).

Die Leistung, welche früher mit 40 bis 50 t/st als guter Durchschnitt galt, ist heute bis auf 200 und 300 t/st gestiegen.

Handelt es sich nur darum, Kohle oder Erze aus Eisenbahnwagen in Schiffe zu verladen, so lassen sich durch Waggonkipper in zehnstündiger Arbeitszeit 120 bis 150 Eisenbahnwagen von 10 bis 15 t Ladeinhalt in die Schiffe entleeren.

Sollen hingegen Schiffsladungen in den Häfen gelöscht und die Massengüter außerdem auf benachbarte offene Stapelplätze übergeführt werden, die zum Ausgleich der Schwankungen in der Zu- und Abfuhr dienen, und ist es wünschenswert, diese Materialien mit derselben Vorrichtung vom Platze wieder aufzunehmen und in andere Transportmittel zu verladen, so sind besondere Einrichtungen erforderlich, die zur Vermeidung der hohen Liegegelder eine schnelle Entleerung gestatten.

Die Lösung dieser Aufgabe, einen Eörderkübel mit dem Kran hochzuwinden, an Land zu schwenken und in die Transportwagen einer

D Zeitschr. d. Ver. deutsch. Ing. 1899, S. 1354 u. f.

Hochbahn zu entleeren, ist unvollkommen, weil das Lastschwenken den Zeitaufwand vermehrt.

Das Prinzip der amerikanischen Hochbahnkrane besteht darin, daß man

1.    die Last in derselben Ebene aus dem Schiffsräume bis zum Stapelplatz hebt, fährt und senkt, ohne zu schwenken,

2.    die mit der Nutzlast in Bewegung zu setzenden toten Massen möglichst auf die Fördergefäße beschränkt.

Die zuerst von der Brown Hoisting & Conveying Machine Co. in Cleveland, Ohio, und der C. W. Hunt Company in New York und von J. Pohlig, Akt.-Ges. in Coin, in Deutschland eingeführten Systeme sollen in nachfolgendem erörtert werden.

a) Die Brownschen Brückenkrane mit einem Seil, Fangwerken, Kübelbetrieb und Eintrommelwinde.

Der in Fig. 1256 und 1257 abgebildete Brückenkran besteht aus einem Brückenträger B von 40 bis 74 m Spannweite, einem oder zwei Auslegern A und Al bis zu 32 m Länge, und zwei fahrbaren Stützen P und S. Die auf diese Weise bis zu 148 m verlängerte Brückenbahn

Fig.1256 u. 1257.

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Brownscher Brückenkran.

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steigt zwecks selbsttätigen Rücklaufs der Katze mit einer Neigung 1:12 bis 1:8 an und trägt ein Gleis von 300 mm Spurweite. Um bei getakelten Schiffen ungehinderten Betrieb zu ermöglichen, ist der Ausleger A aufklappbar angeordnet.

Bethmann, Hebezeuge. 3. Aufl.

47

Die Laufkatze wirkt selbsttätig und läßt sehr hohe Geschwindigkeiten zu. Die Bewegung der Last geht selbsttätig aus der senkrechten in die wagerechte Richtung über, die Katze hält selbsttätig an den gewünschten Punkten an und schüttet den Inhalt der Fördergefäße aus. Alle diese Vorrichtungen — Heben und Fahren — werden durch ein einziges Förderseil von 15 mm Durchmesser und durch Hemmvorrichtungen bewirkt.

Es genügt dann eine Winde mit Reibkupplung und Bremse für die Trommel, um alle Bewegungen mit ständig gleichförmig umlaufendem Motor ohne Umsteuerung und Wendegetriebe ausführen zu können. Die Trommel ist nur beim Aufziehen der Last mit dem Motor gekuppelt, während die Katze beim selbsttätigen Rücklauf auf der geneigten Bahn und die sinkende Last das Seil von der losgekuppelten Trommel selbsttätig abhaspeln und die Laufgeschwindigkeit durch die Bremse reguliert wird.

Arbeitsvorgang: Das Fördergefäß wird in das Schiff hinabgelassen und mit Erz oder Kohle gefüllt. Dann wird durch die Winde die Last mit etwa 90m/min Geschwindigkeit gehoben, bis der Bügel des Fördergefäßes bei der Laufkatze anlangt und von dieser in der Weise aufgenommen wird, daß die Katze die Last trägt, während das Seil entlastet ist. Sobald der Bügel die Katze erreicht hat, löst er sie von einem Fangwerk aus, und die zuvor zum Heben der Last verwandte Zugkraft des Seiles dient nun dazu, die Laufkatze auf der Brücke mit etwa 300 bis 450 m/min Geschwindigkeit zu verschieben. Wenn die Katze an einem zweiten Fangwerke angekommen ist, wird sie selbsttätig festgehalten und der Bügel ausgelöst.

Das Fördergefäß kann nun entweder dadurch gesenkt werden, daß man eine Reibkupplung an der Winde auslöst, oder es wird selbsttätig durch Anstoßen an einen Anschlag umgekippt, wenn es sich um Erze oder Stoffe handelt, die durch Zerbrechen nicht entwertet werden.

In Fig. 1257 deuten die punktierten Linien an, welche Stellung die acht Verladebrücken einnehmen, wenn ein Schiff mit allen zugleich, d. h. äußerst schnell, entladen werden soll. Die Neigung der Fahrbahn ist durch den selbsttätigen Rücklauf der Katze gegeben.

Inhalt der Förderkübel. Der in Fig. 1261 dargestellte Förderkübel enthält 1 t gleich 0,5 cbm Erz oder 1,2 cbm Kohle.

Geschwindigkeiten.

90 m/min 300 -r- 450 m/min 50 -f- 160    „

Hubgeschwindigkeit...........

Katzengeschwindigkeit..........

Fahrgeschwindigkeit der ganzen Brücke . .

Die Zeit für die Bewegung des Fördergefäßes vom Schiffsraum bis zum Entladeplatz und wieder zurück dauert etwa 45 Sek. Der Vorgang läßt sich in 10 Stunden 400 bis 450 mal mit Einschluß der Zeit zum Füllen und Befestigen der Gefäße am Haken wiederholen.

Leistung. Unter gewöhnlichen Verhältnissen beträgt die Leistung einer Verladevorrichtung rund 500 t in 10 Stunden. Die Leistung läßt

Fig. 1258.

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Brownscher Brückenkran.

Fig. 1259.

sich jedoch bedeutend erhöhen, wenn das Material und die Bauart des Schiffes die Verwendung von Selbstgreifern zulassen. Mit derartigen Brückenkranen kann ein Schiff in 4¹/₂ Stunden von 7100 t Erz entladen werden, wobei etwa 50 Mann erforderlich sind, um das Erz in die Förderkübel zu schaufeln.

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Bei der in Fig. 1258 angedeuteten Anordnung ist die Fahrbahn nur in der Mitte durch einen fahrbaren Turm abgestützt. Der Weg der Katze beträgt hier 104 m, die Neigung der Fahrbahn 1272°. Die Dampf winde hat 275 mm Zylinderdurchmesser und 314 mm Hub. Das Gewicht der ganzen Vorrichtung beträgt 136 000 kg, der Preis 117 500 ^.

Anordnung des Fahrbahnträgers auf Schiffen.

Nebenstehende Fig. 1259 zeigt uns den Fahrbahnträger mit den Schiffsmasten in einfacher Weise verbunden.

47*

Laufkatze. Fig. 1260 zeigt die Konstruktion der Laufkatze. Die Klinken A und B nehmen nach der durch Schlaffwerden gekennzeichneten Entlastung des Hubseiles das Gewicht des gehobenen, gefüllten Fördergefäßes auf, welches zugleich auch in wagerechter Richtung sicher mit dem in der Mitte aufklappbaren Katzenrahmen gekuppelt wird. In diesem Zustande wird der Laufwagen auf den Rädern (7, D, E und F

Fig. 1260.

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Fig. 1261.

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Laufkatze.

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(E ist von der Achse abgenommen) bis zu dem willkürlich veränderlichen Entladungspunkte bewegt, woselbst mittels des Hebels 6r die Auslösung aus dem Katzenrahmen erfolgt. Das Fördergefäß dreht sich um seinen Zapfen und die Ladung wird ausgeworfen. H sind Hubseilscheiben, 7, K und L Gehäuse für Rückstellfedern, M eine Seilführung, N ein Schutzbügel.

Laufkatze der Temperley Transporter Company in London*).

Fig. 1262 zeigt den Wagen in der Haltestellung, Fig. 1263 in der für den Lauf eingerichteten Zusammensetzung.

Die beiden Seitenschilder der Laufkatze tragen eine Rolle r, über welche das Lastseil l zu der am Vorderende des Auslegers befindlichen Rolle und zur Winde geführt wird. Über dem Haken ist am Lastseil ein Ball b befestigt, der beim Aufziehen zunächst einen Sperrhebel h auslöst, welcher in der Platte p drehbar gelagert ist und dann die

x) „Eisenbahntechnik der Gegenwart“, 2. Bd., 3. Abschn.

letztere mittels des Fingers f um den Kollenbolzen dreht, wobei er sich in den Ausschnitt der Platte legt.

Fig.1263.

Infolge der Drehung von p tritt der daran befestigte Stift s in die Ausklinkung der Platte w, diese um ihren Festpunkt drehend. Mit Fig. 1262.

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Katze in Fabrstellung.

Hilfe eines Stiftes t wird dadurch die Doppelplatte d so verschoben, daß ihr Zahn aus der Lücke der Anschlagleiste v heraustritt; es gehen also die einzelnen Teile aus der Lage der Fig. 1262 in diejenige der Fig. 1263 über.

Die Katze ist nun ausgelöst und wird bei weiterem Anziehen des Seiles mit der Last nach links verfahren. Hierbei stößt die an der

Fig. 1266.

Katze in Haltestellung.

Fig.1264.

Fig.1265.

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Laufkatze der Temperley Transporter Company.

Zahnplatte d befestigte Federklinke gegen den nächsten Anschlag, Fig 1263 und geht in die Lage der Fig. 1264 über, ohne Einfluß auf die Zahnplatte auszuüben.

Hat die Last die Ladestelle erreicht, was der Wärter an der Zahl der Anschläge der Federklinke berechnet, so läßt er das Seil ein wenig nach, die Katze läuft etwas abwärts, die Federklinke stößt gegen den Anschlag Fig. 1265, die Zahnplatte d erfährt eine Drehung, so daß der

Zahn in die Zahnlücke tritt, die einzelnen Platten werden zurückgedreht und die Last kann gesenkt werden.

Jede beliebige Trommelwinde kann zum Heben der Last und zum Bewegen des Wagens verwendet werden. Die Laufkatze kann auf dem Ausleger nicht verschoben werden, bevor nicht Wagen und Last fest miteinander gekuppelt sind; umgekehrt findet eine Entkupplung erst statt, nachdem der Wagen festgestellt ist, und nun ist während des Hebens und Senkens der Last keine Bewegung auf dem Träger möglich.

Diese Temperley-Laufkatze wird in Verbindung mit einem an einem Flaschenzuge hängenden I-Träger mit 1:6 bis 1:7 Neigung, welcher durch Drahtseile in seiner Stellung gehalten wird, als Temperley-Förderer zum Bekohlen von Handels- und Kriegsschiffen, neben allen anderen Arten von Massentransporten benutzt.

b) Hunts Elevator mit einem Seil ohne Eangwerk und Kübelbetrieb.

Setzt¹) man eine Laufkatze mit einer im unteren Rahmenteil eingebauten Leitrolle auf eine wagerechte Fahrbahn und führt das Lastseil über die Bolle parallel zur Bahn nach der Winde, so ist der Fahrwiderstand kleiner als die zum Heben der Last erforderliche Kraft, und der von der Winde ausgeübte Seilzug wird daher die Katze in Bewegung setzen, ohne die Last zu heben.

Neigt man die Bahn aufwärts, so fällt eine Komponente der Last in die Richtung der Fahrbahn nach abwärts und erhöht dadurch den Fahrwiderstand in entsprechender Weise, bis schließlich bei 45° Steigung der gesamte Fahrwiderstand größer als der zum Heben der Last erforderliche Seilzug ausfällt. Unter diesen Umständen zieht dann die Winde zunächst bei frei stillstehender Katze — die in der tiefsten Stellung sich gegen einen Prellbock abstützt — die Last in die Höhe und setzt die Katze mit der Last erst in Bewegung, wenn letztere am senkrechten Emporsteigen durch die Unterfläche der Katze gehindert wird.

Auf diese Weise kann man einen Kübel senkrecht aus dem Schiffsräume in die Höhe ziehen und dann ohne Unterbrechung auf geneigter Bahn nach dem Lagerplatz weiter befördern.

Hängt die Last nicht direkt am Ende des Zugseiles, sondern mit einer losen Rolle in der Schlinge desselben, so genügt eine Neigung von 30°, um die anfänglich senkrechte Bewegung zu sichern.

Der Rücklauf der Katze findet durch die Neigung der Fahrbahn bei gebremster entkuppelter Trommel selbsttätig statt, bis sich nach dem Anstoßen an den unteren Prellbock durch das Nachlassen des Seiles der Kübel in den Schiffsraum senkt,

Die Fahrbahn wird auch in zweckmäßiger Weise parabelförmig hergestellt.

Da bei großen Entfernungen die Last infolge der großen Fahrbahnneigung sehr hoch auf steigt, so kann das Verfahren nur für kurze Strecken angewendet werden.

Hunts Elevator besteht nach Fig. 1267 aus einem turmartigen Gerüst, aus welchem der beschriebene Ausleger hervorragt. Die Katze

Fig. 1267.

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Hunts Elevator von Poblig, Cöln.

entleert dann im höchsten Punkte des Auslegers den Inhalt des Förderkübels in einen Füllrumpf, von dem das Material durch die eigentliche Hochbahn weiter befördert wird.

Bei Materialien, welche von Hand eingeschaufelt werden sollen, benutzt man als Fördergefäße Kübel von 3 bis 20 hl Inhalt, welche in einem Bügel drehbar aufgehangen sind und solche Form haben, daß der Kübel im gefüllten Zustande vorn schwerer ist als hinten, dadurch kippt und seinen Inhalt entladet, wohingegen der leere Kübel hinten schwerer ist und wieder in seine aufrechte Lage zurückschwingt.

Stößt nun das kurze Ende des Hebels beim Hochziehen des Kübels gegen einen Anschlag, so wird der Stützhebel gedreht und hebt sich von der hinteren Kübelwand ab; der Kübel kippt vorn über und entleert seinen Inhalt in den Füllrumpf.

Beim Entladen von Schiffen wendet man im allgemeinen drei Kübel an, die nacheinander gehoben und entleert werden. Der Betrieb kann auch mittels Selbstgreifer geschehen.

Selbstgreifer. Die Konstruktion derselben ist auf S. 74 unter den Elementen der Hebezeuge näher erörtert und ist die Kenntnis derselben hier erforderlich.

c) Hunts Verladebrücke mit zwei Seilen, Kübel- oder Selbst-greiferbetrieb und Zweitrommelwinde.

Selbsttätig arbeitende Verladekrane nach Brown, Hunt und Temperley mit gemeinsamem Seil für Heben und Fahren unter Benutzung von Fangwerken sind nicht mehr so viel im Gebrauch wie früher, aber gerade in letzter Zeit greifen amerikanische Konstrukteure wieder auf selbsttätige Laufkatzen zurück.

Die Krane haben zwar den Vorteil einer einfachen Seilführung und einer Winde mit einer Trommel bei geringer Anzahl der Steuerhebel, aber dafür den Nachteil der Bewegungsbeschränkung, weil nicht gleichzeitig gehoben und gefahren werden kann und die Katze überhaupt nicht verschoben werden kann, solange die Last nicht eingehängt ist.

Ferner lassen sich bei selbsttätigen Katzen nicht immer zweiseilige Greifer anwenden, so daß man sich mit einfachen Kübeln oder mit einseiligen Greifern behelfen muß.

Es werden deshalb für langgestreckte wagerechte oder bis zu 15f> geneigte Laufkatzenbahnen für selbsttätigen Katzenrücklauf zum Heben und Fahren der Katze getrennte Seile und Windentrommeln angewendet.

Bei der Hunt sehen Verladebrücke, welche aus einer festen oder fahrbaren, an den Enden oder in der Mitte nach Fig. 1268 unterstützten Brücke besteht, ist nun die Anordnung derart, daß zwei Lastseile auch als Fahrseile benutzt werden können, und gleichzeitig vermöge der Unabhängigkeit der beiden Windentrommeln die Betätigung von Selbstgreifern ermöglichen.

Die Winde Fig. 1269 (S. 746) wird durch einen umsteuerbaren Motor angetrieben und die beiden Trommeln können miteinander gekuppelt werden und sich sowohl im gleichen, wie auch im verschiedenen Sinne drehen.

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Fig.1268.

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Auf jeder dieser beiden Trommeln ist jeweils das eine Ende der beiden Seile befestigt und von hier aus läuft das eine Seil über eine Rolle an einem Ende der Brücke zur Laufkatze und zum Lasthaken oder Greifer, während das andere über eine ebensolche Rolle im entgegengesetzten Ende der Brücke nach demselben Endziele führt.

Die durch den Motor mittels Stirnrädervorgeleges angetriebene Trommel B ist mit der Welle fest verkeilt, während Trommel A lose auf der Welle sitzt. A ist mit einer Bremsscheibe G versehen und kann mit der Welle durch eine Reibkupplung D verbunden werden, die von Hebel I betätigt wird.

Zwischen den beiden Trommeln befindet sich ein Wendegetriebe i7, bestehend aus den an die Trommeln angegossenen Kegelzahnkränzen

Fig. 1269.

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Hu nt sehe Winde mit zwei Trommeln.

und den in einem losen Ringe untergebrachten, beiderseits eingreifenden kleinen Kegelrädern. Das Wendegetriebe tritt in Tätigkeit, sobald bei ausgekuppelter Trommel A das um den losen Ring der Kegelräder gelegte Bremsband durch Hebel III angezogen wird.

Der Arbeitsvorgang ist folgender:

Heben des Fördergefäßes: Das Wendegetriebe wird eingerückt; es erfolgt gleichzeitige, aber umgekehrte Drehung der Trommeln und die beiden Seiten werden gleichzeitig aufgewunden.

Senken des Fördergefäßes: Der Motor wird umgesteuert.

Fahren der Katze: Das Wendegetriebe wird durch Lösen des Bremsbandes außer Tätigkeit gesetzt; Trommel A wird mit der Welle gekuppelt. Die Trommeln laufen in gleicher Richtung um und lassen infolge der entgegengesetzten Wickelrichtung ebensoviel Seil auf- wie ablaufen.

Die Fahrrichtung hängt von der Umlaufrichtung des Motors ab.

Hängt statt des Kübels ein Selbstgreifer am Haken, so läßt man zum Anziehen des Schließseiles zuerst die Trommel B allein anlaufen und rückt dann erst mit dem Wendegetriebe die Trommel A zur Mitnahme des Öffnungsseiles ein. Beim Senken muß dann umgekehrt zur Betätigung des Öffnungsseiles das Wendegetriebe ausgeschaltet und das Öffnungsseil durch Bremsen der Trommel A zurückgehalten werden, während die Trommel B noch etwas weiterläuft.

Wenn die eine Trommel etwas langsamer bewegt wird als die andere, so wird die Last in schräger Richtung gehoben oder gesenkt. Es ist mithin möglich, die Last auf geradem, d. i. kürzestem Wege zu transportieren und es braucht dieselbe nicht höher gehoben zu werden als bis zum Abladeniveau, vorausgesetzt, daß zwischen Aufnahme- und Abladestelle keine lokalen Hindernisse vorhanden sind, welche ein höheres Heben bedingen.

d) Verladebrücke mit Dreiseilkatzen und Selbstgreiferbetrieb.

Die neueren amerikanischen Hochbahnkrane, auch die von Brown, Hunt usw., arbeiten zur Vermeidung der schon angeführten Nachteile fast durchweg hei Verwendung von zweiseiligen Greifern mit drei Seilen, ein Seil für Schließen, gleichzeitig Heben des Greifers, ein Seil für öffnen und ein Seil für Katzenfahren.

Fig. 1270 zeigt die einfachste Anordnungx) einer Dreiseilkatze, die aber an dem Mangel leidet, daß Fahr- und Hubbewegung nicht unabhängig voneinander sind. In der Fig. 1271 sind die Greiferseile doppelt ausgeführt und von beiden Seiten in die Katze eingeleitet, so daß sie keine wagerechte Verschiebungskraft auf die Katze ausüben und das Fahrseil in jeder Richtung nur den Fahr widerstand der Katze zu überwinden hat.

Fig. 1270 u. 1271.

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Schematische Anordnung. Fig. 1273.

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Laufkatze.

Hochbahnkran der Wellmann-Seaver-Morgan Co.

e) Hochbahnkran der Wellmann-Seaver-Morgan Co.¹).

(Fig. 1272 bis 1276.)

Der Kran dient zur Entladung von Kalksteinen aus Schiffen. Nach der schematischen Darstellung Fig. 1272 und 1273 besteht der Kran aus einem fahrbaren Turm mit zwei parallelen, unter 1:4 geneigten Fahrbahnen mit je einer Laufkatze. Der eine auf der Wasserseite gelegene Ausleger ist aufklappbar.

Aus dem Seildiagramm in Fig. 1272 geht die Führung des Katzen-fahr- und Auslegerseiles ohne weiteres hervor. Das Öffnungsseil ist um eine am Greifer befestigte Rolle geschlungen und bei b am Aus-

Fig. 1276.

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Winde zum Hochbahnkran.

legerende befestigt, so daß es bei der Katzenbewegung frei durch die Katzenleit- und Greiferrolle hindurchlaufen kann.

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In das mit beiden Enden im Greifer befestigte Schließseil ist eine Hilfslaufkatze eingeschaltet, die wie ein Flaschenzug l : 2 wirkt. Das der Trommel kommende Schließseil I geht über die eine Rolle der Hilfslaufkatze und ist bei a am Träger befestigt. Die beiden von der anderen Rolle ablaufenden Seilstränge gehen als endloser Seillauf zum Greifer. Der Seillauf wird durch Anziehen vom Schließseil 1 verkürzt, während er beim Katzenfahren keine Änderung seiner Länge erfährt.

Die Fig. 1274 und 1275 stellen die Laufkatze, Fig. 1276 die Winde für eine Fahrbahn dar. Aon ihr wird gleichzeitig der Antrieb des

Fahrwerkes abgenommen. Es bedeutet: I die Trommel des Schließseiles, II die Trommel des Seiles zum öffnen, III die Trommel des Fahrseiles, IV die Trommel des Auslegerseiles.

Die Trommelwellen werden durch doppeltes Vorgelege von den Elektromotoren angetrieben. Letztere laufen nur nach einer Richtung um und werden durch ein Sperrad am Rücklauf gehindert. Die Trommeln wrerden durch Reibkupplungen, die bei der Huhwinde als Bremsen ausgebildet sind, mit der Welle verbunden, das große Zahnrad ist aufgekeilt. Das Sperrad hält bei abgestelltem Strom die ganze Winde, also hei eingerückter Kupplung auch die jeweils belastete Trommel fest, bis sie zum Lastsenken durch Entkuppeln freigegeben wird.

Die Schlußseiitrommelkupplung ist während des Betriebes eingerückt. Beim Anlassen des Motors wird also zunächst der Greifer geschlossen und dann hei gleichzeitigem Einrücken der Seiltrommel zum öffnen gehoben. Nachlassen der Kupplung I senkt den Greifer oder öffnet ihn, wenn Kupplung II angezogen, also Trommel II festgestellt ist.

Die zweite Winde dient zur Bewegung der Laufkatze und zum Einziehen des Auslegers. Trommel III hat eine besondere Bremse, um die Katze auf der schrägen Bahn an jeder beliebigen Stelle festhalten zu können.

f) Hochbahnkrane mit Fiihrerlaufkatze.

Neuere amerikanische Konstruktionen weisen Laufkatzen mit eingebauten Motoren auf, deren Bewegung durch einen auf der Katze mitfahrenden Mann gesteuert werden.

Man erreicht dadurch den Vorteil, daß der Führer die Last beständig im Auge hat und der sonst auf Deck erforderliche Signalmann wegfällt, hat aber andererseits den Nachteil, daß die Katze und damit die Brückenkonstruktion sehr schwer ausfällt und die Massenwiderstände erheblich wachsen. Um diese Übelstände teilweise zu beseitigen, bringt man die Winde im Brückenturm unter und treibt von da aus durch Seile eine in der Katze gelagerte Trommel an, von der durch Kupplungen, die der mitfahrende Führer steuert, die Bewegung der Lastseiltrommeln abgenommen wird.

Fig. 1277 und 1278 zeigen eine Führerlaufkatze der Wellmann-Seaver-Morgan Co.¹) und Fig. 1279'das dazugehörige Seildiagramm. Der Greifer wiegt leer 6500 kg und faßt 7500 kg Erz. Im Brückenturm ist ein 130PS-Motor aufgestellt, welcher eine Eintrommelwinde antreibt.

Führerlaufkatze.

Fig. 1279.

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Fig. 1277 u. 1278.

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Seildiagramm.

F. Spezialkrane und kranartige Arbeitsmaschinen für Hüttenwerke.

In Hütten- und Stahlwerken finden zur Erhöhung der Produktion und zur Verminderung der Selbstkosten eine Reihe von kranartigen Arbeitsmaschinen Verwendung, von denen in nachfolgendem einige beschrieben sind.

Beschickwagen für Martinöfen¹). Beim Siemens-Martin-Prozeß •wird der aus Schrott und Roheisen bestehende Einsatz durch eine Mulde in den 20 bis 25 t Einsatz fassenden Flammofen gehoben und dort ausgeschüttet.

Die gefüllten Mulden, welche 1 bis 5 t fassen, werden auf der Beschickbühne auf kleineren Wagen, die drei Mulden tragen, vor die

Fig. 1280 u. 1281.

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Beschickmulde des Hoerder Vereins

Öfen gefahren und dann mit dem Schwengel einer auf einem Geleise fahrbaren Beschickmaschine gekuppelt. Hierbei legt sich der Schwengelkopf in eine entsprechende Aussparung des Muldenkopfes, worauf entweder ein durch die hohle Stange geführter Riegel, oder ein auf den Schwengel gesteckter Schuh vorgeschoben wird, welch letzterer mit vorspringenden Zapfen in Aussparungen des Muldenkopfes eingreift und eine Art Muffenkupplung bildet.

Fig. 1280 und 1281 zeigen eine Mulde des Hoerder Vereins.

Die Beschickmaschine hat folgende vier Bewegungen auszuführen:

1.    Längsfahren des Wagens vor den in einer Reihe stehenden Öfen mit v = 90 m/min,

2.    Vor- und Zurückfahren des Schwengels im Schwengelträger mit v = 50 m/min,

3.    Heben des Vorderendes des Schwengelträgers mit v — 5 m/min,

4.    Drehen des Schwengels behufs Ausschüttens der Mulde mit 10 Uml./min.

Für jede Bewegung ist in der Regel ein besonderer 10 bis 12 PS-Motor mit n = 800 vorhanden, die gleich stark sind. Es werden jedoch auch Einmotor -Beschickmaschinen gebaut.

Bei dem Beschickwagen mit vier Motoren wird zur Verstellung der Höhenlage der Mulde der auf dem Wagengestell aufgebaute Schwengelträger aus I- oder C-Eisen an seinem Vorderende mit Hilfe einer Kurvenscheibe durch Motor und Räderübertragung gehoben. Am Hinterende oder besser in der Mitte ist er in Zapfen drehbar gelagert.

Der Schwengel liegt zwischen den Schwengelträgern in einem Wagen, in dem die Antriebvorrichtungen für die beiden Schwengelbewegungen — Vor- und Zurückfahren, sowie Drehen — untergebracht sind.

T) Ausführliche Abhandlungen Zeitsehr. d. Yer. deutsch. Ing. 1902, S. 1610; 1906, S. 1733 u. 1974 f.

Das Vor- und Zurückfahren des Schwengels wird durch Gail sehe Kette oder Zahnstangentrieb bewirkt, dessen Triebling durch Schneckengetriebe von einem Motor angetrieben wird. Das Drehen erfolgt eben-

Fig. 1282 u. 1283.

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Beschickwagen der Deutschen Maschinenfabrik -A.- G.

X in der Figur deutet den Stand des Arbeiters an.

falls durch einen besonderen Motor mittels Schneckengetriebes und Zahnräder.

Die Fig. 1282 und 1283 stellen einen Beschickwagen der Deutschen Maschinenfabrik-A.-G. dar¹), bei dem der aus zwei L-Eisen gebildete

Schwengelträger B seinen Drehpunkt in der Mitte bei C hat. Diese Anordnung hat den Vorzug, daß das Muldengewicht durch das Eigengewicht der Motoren M₂ für das Ausfahren des Schwengels und M4 für das Drehen des Schwengels nebst Triebwerken teilsweise ausgeglichen werden kann.

Gehoben wird der Schwengelträger durch Motor Ms unter Vermittelung des Schneckengetriebes S₃ und der beiden Stirnrädervorgelege Zi Z₂, welche die zu beiden Seiten angebrachten Zahnräder Z₃ antreiben. Diese greifen in Zahnradsegmente Z₄, die mit dem Schwengelträger fest verbunden sind.

Das Vor- und Rückfahren des Schwengelwagens wird vom Motor M2 mit Hilfe der G all sehen Kette K bewerkstelligt, gedreht wird der Schwengel durch Motor M±, der mit Kegelradübersetzung eine über dem Schwengel gelagerte Welle antreibt.

Auf dieser Welle gleitet mit Nute und Feder das Stirnrad Zh, das in ein auf dem Schwengel sitzendes Stirnrad eingreift. Die Motoren M₂ und Mi sitzen auf dem hinteren Ende des Schwengelträgers und nehmen an dem Vorschub nicht teil.

Beschickkrane¹). Dieselben haben den Beschickwagen gegenüber den Vorteil, daß sie vor dem Ofen nicht so viel Raum beanspruchen und neben der Beschickarbeit noch andere Arbeiten, wie Montagearbeiten und Einlegen von einzelnen großen Stücken Schrott übernehmen können, wenn sie mit Hilfskatze ausgerüstet werden.

Diese Krane werden als Laufkrane mit hochliegender Fahrbahn ausgeführt, wobei die Beschickvorrichtung an dem starren Gerüst einer Laufkatze angebracht ist.

Außer bei den Beschickwagen üblichen Bewegungen kann noch eine Drehbewegung um eine senkrechte Achse ausgeführt werden, die ermöglicht, daß die an einer Stelle der Beschickbühne aufgefahrenen Mulden aufgenommen werden können.

Die Hubbewegung der Mulde wird dadurch erzielt, daß man eine in dem starren Gerüst der Laufkatze senkrecht gelagerte Welle, die Königswelle, entweder mit einer Schraubenspindel in Verbindung bringt, oder mittels einer Traverse in die Schlingen einer Gail sehen Kette hängt.

Der Führerstand befindet sich stets auf dem Schwengelkasten. Die Kabel werden hierbei behufs Steuerns der Motoren von dem Führerstand aus unter Verwendung von Schleifringen und Winkelhebeln durch die hohle Säule geführt.

In den Fig. 1284 und 1285, welche eine € Ausführung der Deut-sehen Maschinenfabrik A A.-G. darstellen, dient

Motor M₁ zum Fahren des Kranwagens,

Motor M₂ zum Fahren der Katze,

Motor M₃ zur Hubbewegung der Königssäule mittels Gall-scher Kette,

Motor M₄ zum Drehen des Schwengels,

Motor Mb zum Schwenken der Königssäule bzw. der Mulde.

In Fig. 1286 auf nächster Seite ist noch das Schaltschema für die Motoren und die Steuerschalter wiedergegeben¹). Der Strom wird zunächst zum Führerstand geleitet, dort auf die verschiedenen Steuerschalter verteilt und von ihnen wiederum zu den Motoren geleitet. Da sich nur zwei Motoren auf der feststehenden Konstruktion der Katze, drei Motoren hingegen lör auf der sich drehenden Konstruktion befinden,

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Fig. 1284 u. 1285.

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Seitenansicht.

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Beschickkrane der Deutschen Maschinenfabrik.

so wird ein Schleifringzylinder mit Stromabnehmern erforderlich, dessen Ringzahl je nach der Zahl der verwendeten Motoren und der Stromart verschieden ist.

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Fig.1286.

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Schaltschema zum Beschickkran der Deutschen Maschinenfabrik.

Muldenzubringerkrane dienen zum Transport der mit Schrott gefüllten Mulden auf die Höhe der Ofenbühne.

Die Krane setzen dabei die Mulden auf Konsolen an der Außenwand des Gebäudes ab, von denen sie der Beschickkran abnimmt. Die Bauart ist bei 10 t Tragkraft die der Laufkrane. Die Laufkatze erhält gewöhnlich starres Hängegerüst, welches unten Bügel trägt, die unter die Mulden schlagen und von diesen drei Stück aufnehmen.

Geschwindigkeiten: Heben von 10 t etwa 10 m/min, Katzenfahren etwa 30-7-40 m/min, Kranfahren 100    140 m/min.

Gießkrane*), als Sonderkonstruktionen ausgebildet, finden in Thomas-und Martinwerken dann Verwendung, wenn die Krane ausschließlich die Aufgabe haben, die Gießpfanne mit dem flüssigen Eisen der Konverter oder Martinöfen zu füllen und nach den Formen für die Gußstahlblöcke (Ingots) oder für Stahlformguß zu bringen.

Fig. 1288.

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Fig.1287.

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Tiefofenkran für 6000kg Tragkraft der Maschinenfabrik Zobel & Neubert in Schmalkalden.

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Fig. 1290.

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Fig._1289.

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Pratzenkran für 1000 kg Tragkraft von Zobel & Neubert in Schmalkalden.

Die Gießkrane werden mit oder ohne starres Führungsgerüst für die Pfanne gebaut. Im ersten Falle hat man den Vorteil, daß die pendelnde Bewegung der Pfanne beim schnellen Fahren vermieden wird, aber den Nachteil, daß der ganze Baum der Gießhalle frei bleiben muß, damit das Gerüst nirgends an stößt.

Bei Aufhängung der Gießpfanne an einer Traverse in Drahtseilen benutzt man zum Kippen der Pfanne ein zweites Windwerk auf derselben Katze oder in einer besonderen Laufkatze. Wird Drehbewegung der Pfanne verlangt, dann wird das Querstück des Gehänges auf Kugeln gelagert.

Chargierkrane oder Blockeinsetzmaschinen. Dieselben werden zum Transport der Stahlblöcke aus der Gießhalle zu den Glühöfen verwendet. Die Konstruktion ist als Laufkran mit Katze ausgebildet, in deren starrem Gerüst eine Hohlsäule gehoben und gesenkt wird. An dem unteren Teil der Hohlsäule schwenkt ein Ausleger, der die Vorrichtungen zum Fassen und Wälzen der Blöcke trägt.

Stripperkrane oder Blockziehkrane sollen das Abstreifen der Coquillen und den Transport der Blöcke und Coquillen aus den Gießgruben übernehmen. Sie werden bei den heutigen Blockgewichten von 4 -f- 51 als Laufkrane für eine größte Tragkraft von 10 -f- 15 t und einem Stripperdruck von 50 t gebaut. Die an der Katze angebrachten Greifervorrichtungen, Block- und Coquillenzange sind automatisch steuerbar und bilden Spezialkonstruktionen der betreffenden Firmen. Sie ermöglichen ferner das Abnehmen und Wiederauf setzen des Gießgrubendeckels.

Tiefoienkrane dienen zum Einsetzen der vom Stahlwerk kommenden heißen Blöcke in die Durchweichungsgruben, sowie zum Ausziehen derselben und 'Transport zum Blockkipper der Blockstraße (vgl. vorstehende Fig. 1287 und 1288).

Greiferkrane bezwecken das Bekohlen der Generatoren. Die Greifer, welche iy₂ cbm Kohle fassen, heben die Kohle von einem auf Flur liegenden Vorratsbehälter nach oben in die über den Generatoren liegenden Bunker. Da der Kran gleichzeitig für Montagezwecke verwendet wird, so erhält er gewöhnlich 5 t Tragkraft.

Anhang.

Tabellen und Abmessungen von Elektromotoren und elektrischen Apparaten.

Tabelle 96. Geschlossene Gleichstrom-Hauptstrommotoren

der Allgemeinen Elektrizitätsgesellschaft, Berlin.

Größe

Type

Normalleistung (Stundenleistung) bei 110,220, 440 Volt

Kranleistung (40 Minutenleistung) bei 110,220 440 Volt

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Bei einigen Typen weichen die

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1125

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460

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400

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975

1205

1085

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3000

3000

3000

2200

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700

352

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665

322

503    1500

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360    1500

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3,60

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82,1

82,5

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0,79

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175

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510

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390

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1500

1800

860 2200

1180

2700

199,00

157,00    60,0    88,0    1830    4500

145,00

Werte bei 110 und 440 Volt etwas ab.

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Tabelle 97.

Maße der KR- und WD-Gleichstrom-Hauptstrommotoren.

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Die Figuren gelten für die W D-Type. Die Bauart der

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Tabelle 98. Gleichstrom-Nebenschlußmotoren

der Allgemeinen Elektrizitätsgesellschaft, Berlin.

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61

70

1 470 69 I 2 240 3 080 8 800 84,5 11 800 86,0 14 500 87,0 18 600 89,0 I 24 800 7 000 9150

82,0 11 200 83,0 14 200 86,0! 18 800

65

72

83,5

79,0

80,5

0,375

0,738

1,82

2,84

4,89

8,85

11,8

15,0

21,3

33,3

8,0

11,9

14,9

21,2

33,5

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Tabelle 99. Abmessungen.

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Fig.1296.

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Fig. 1295.

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Fig.1297.

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50-Minuten-

Leistung

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Preis

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390

450

725

870

970

1070

1255

1455

1765

970

1070

1180

1305

1455

1665

1865

2160

2360

Gewicht

kg

70

93

123

210

275

320

375

515

625

685

285

325

400

480

560

665

735

925

1015

Tabelle 100. Gekapselte Drehstrommotoren mit Schleifringanker

der Allgemeinen Elektrizitätsgesellschaft, Berlin.

Frequenz 50.

Gesamt

verbrauch

KW

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CO©©(HiHCJn*©OOaO©©COtOkOt^.aOaO©>

ONNtrOOODODOOOOOOtrNOOOOOJOOOOOOOO

115 bis 500 Volt;

Stundenleistung.

COS ip

0,61

0,66

0,68

0,66

0,68

0,71

0,72

0,72

0,73

0,76

0,60

0,60

0,67

0,68

0,69

0,70

0,70

0,73

0,75

Anzug- Schwungmoment moment kgm²

kgm

Dreh

moment

kgm

CO to H OO>-l00«5O^<NI>

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12,0

15,0

21,8

25,0

37,0

44,4

120

18,5

28

37

58

77

110

145

180

220

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930

945

950

950

096

965

965

970

970

970

720

720

725

725

725

730

730

730

730

PS

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Type

DE 20/6 DK 30/6 DK 50/6 DK 1000/5 DK 1000/7,5 DK 1000/10 DK 1000/15 DK 1000/20 DK 1000/30 DK 1000/40 DK 750/5 DK 750/7,5 DK 750/10 DK 750/15 DK 750/20 DK 750/30 DK 750/40 DK 750/50 DK 750/60

Größe

© t- 00

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Fig. 1298 bis 1300.

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U-4S-J4 iS-v

Tabelle 101. Abmessungen der gekapselten Drehstrommotoren

der Allgemeinen Elektrizitätsgesellschaft, Berlin.

Größe

100

100

100

100

110

110

120

120

410

490

490

490

460

460

460

460

550

550

590

590

560

560

630

630

680

680

353

372

400

520

620

620

643

793

802

802

802

864

864

940

940

248

280

311

425

458

475

525

508

510

570

590

592

617

710

743

239

263

294

405

413

440

490

423

455

485

505

498

CO o co (M 05 (M iO O CD

Größe

Pi PI

COCOCOtO tsOtOtDtO h-* K- i—

to m o co    o

124 150 166 162 194 175 292 215 230 260 284 260 384 260 224 340 288 340 348 340 388 340 360 372 410 372 420 400 486 400

1—‘ I—* I—•

H-* 1-1 I-* 00 00 GO OD 00 oicnon

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80

80

122

80

65

75

85

95

105

120

120

160

130

160

160

170

170

180

180

85

95

25

30

105

115

125

140

140

180

150

180

180

205

205

35

45

45

55

55

65

65

65

65

70

70

80

80

Tabelle 102.

öleichstromkontroller für intermittierenden Betrieb von Hauptstrommotoren

der Allgemeinen Elektrizitätsgesellschaft, Berlin.

1. Fahrkontroller ohne Brenisschaltung.

Motorleistung bei

Größe

110

220

440

Volt Spannung

Anzahl der Stellungen

Gewicht

Preis

PS

PS

PS

kg

Jt

HH

OD ^    [ 00 tf*.

00

00

Oi

23

240

HH

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I    I    H I    OJ I    lO    I    Ol

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26

56

63

120

135

170

180

330

250

330

370

500

570

720

740

1000

2. Senkbremskontroller.

Motorleistung bei

Anzahl der Stellungen

Größe

110    220    440

Heben

Senken

Gewicht Preis

Volt Spannung

PS

PS

pg Kraft Bremse Kraft Bremse

kg

OCTcfC} 00

r-H r-H CO

(M -f CD lO HtMCON

'bi

GO GO I H CO lO I

^ CD CD CD

CO CO CO CO

CO co CO CO

60 460 130    630

185

900

340    1600

3. Drehstromkontroller.

Motorleistung bei

Größe

115

190/215

500

Volt Spannung

Anzahl der Stellungen

Gewicht

Preis

PS

PS

PS

kg

20

230

II

24

240

III

IV

11,5

16

30

20

40

40

75

75

47

100

130

330

500

630

Bei kleinen Arbeitsgeschwindigkeiten, z. B. beim Katzefahren mit 20 bis 25 m/min, kommt man im allgemeinen ohne Bremsung aus.

Kontroller mit Senkbremsschaltung werden für nicht selbstsperrende Gleichstrom-Hubwerke verwendet. Der Motor wird zum Senken durchziehender Lasten als Dynamo geschaltet und die frei werdende Energie in Widerständen vernichtet.

Fig. 1301 bis 1303.

Fig. 1304 bis 1307.

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Kontroller.

Bremslüftmotor.

Tabelle 103. Abmessungen der Kontroller für Gleichstrom und Drehstrom.

Bedienung durch Kurbel oder Handrad (Fig. 1301 bis 1303).

Gehäuse

Kurbel

Größe

Handrad

II .

III .

IY .

204 204 288 304 422 434

VI .

YII .

CO H CO

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576

576 + 7

796 4- 8

944 + 28 929 —47 962 +64,92

174 140 183 10 254 228 186 10 378 362 224 13

432 416 252 13 96 486 240 14 96 486 240 14

675

728

120

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1007

1155

1150

170

173

173

204

640

220

665 765 300 896 996 350

1044 1156 400 1029    1141    400

1042    1154    450

VIII .

IX .

595 515 141 316 200 25 1089 —90,5 545 595 515 141 316 200 25 1373 —90,5 545

150 14 150 14

1174 1286 550 1458 1570 550

1456 1571    550

616 544 187 268 325 22 1365 +15,08 466 436 275 14

Tabelle 104.

Drehstrom-Bremslüftmotoren mit ziehender oder stoßender Kraftwirkung und Luftdämpfung;

für Frequenz 15 bis 50 und Spannungen bis 500 Volt (Fig. 1304 bis 1307).

Nutzbare Zugkraft = 20 kg, Hub = 100 mm, Gewicht = 40 kg, Preis = 300 Ji,.

ß°

A A₁ B C DE FGHJKLMNOPQB S \T U V a bed 232 127 50 220 270 93 180 20 345 106 70 293 89 28 104 72 102 50 150^00 60Jliol20 36 8 J23117 25|l20

Fig. 1308 bis 1312.

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LA

rv—f

;

HlI

; Hub I

'S

rn

Bremsluitmagnet.

Tabelle 105. Hauptstrom - Bremslüftmagnete mit ziehender Kraftwirkung und Luftdämpfung (Fig. 1308 bis 1312).

Größe

Zugkraft für normalen Betrieb, einsohl. Heben des Ankergewichtes bei Kontrollern

Hub

Gewicht des Magnetankers

Gesamt

gewicht

Preis

kg

mm

kg

kg

20

10

75

20

40

40

130

II .

35

60

75

230

III .

52

100

105

310

IV .

55

100

160

440

65

100

205

540

Maße in Millimetern.

Größe A B

C D G H\J L\N O P Q a

186 144

200

242

174

260

242

174

260

275

275

174 260 174 260

250 20 287 320 20 345 320 20 456 330 25 547 330 25 657

199 27 254 45 335 45 416 47 526 47

125 140 80 147 140 80 147 140 80 147 145 80 147 145 80

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Cl Ol ^ ^ o (O U M W M

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310

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Fig. 1315.

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13

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Ab

300

8üM

460

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l'*-M—xi

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Anlaßwiderstände.

Tabelle 106.

Anlaßwiderstände iür Gleichstrom und lür Kontroller mit einer Bremsstule.

467

468

469

Figur

Motorleistung

PS

p 00 <1 »*■ W »BHXOO O O' O' O O' O' GO tO O' O GO O'

Motorstrom bei Yollast Amp.

Gewicht

Preis

kg

b ft?

bzw.

CB «

co

30

WWlOtOM M >-i O' O O' © O' to    O'

"o'

30

35

40

50

55

O (N ^ OCO iO H rl H H H CQ

60

70

80

85

95

100

miss S g

183

210

208

235

263

290

317

264

Stromzuführungsmaterial.

Leitungsstützen. Kontaktleitungen nicht unter 6 mm Durchmesser. Abstand der Stützen 5 bis 10 m. Abstand der blanken Drähte 120 bis 200 mm.

Fig. 1317.

Fig. 1316.

Fig. 1318.

Fig. 1319. Fig. 1320.

Leitungsstützen der Allgem. Elektrizitätsgesellschaft und Siemens-Schuckertwerke.

Spannschlösser.

Fig. 1321.

hm

-i',2-207-(185-280)

Haken zur Befestigung der Schleifdrähte.

Fig. 1322.

Fig.1323.

rr~

a —

1*-------- - b

Fig. 1324.

Stromabnehmer.

Fig. 1325.

Fig.1326. Fig.1327.

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TTJ

156

156

tu

266

WH

*■50-*

Schleifkontakte der Siemens-Schuckertwerke.

Fig. 1328.

Fig. 1330.

230

gm

456

\\

______i

Fig.1329.

206

Rollenkontakte der Allgem. Elektrizitätsgesellschaft und Siemens-Schuckertwerke.

Fig. 1332.

Fig. 1331.

Fig.1333.

~75—]—75■

IS

7J

115

W~ ‘ff

49

Anordnungen von Stromabnehmern und Drahtstützen der Siemens-Schuckertwerke. Bethmann, Hebezeuge. 3. Auli.

Nr.

mm

H'2

15

15

2    f

21/2 {

3    /

20

20

25

25

30

80

3l/2 y

35

35

40

40

40

41/2 /

45

45

45

50

50

60

51/2

65

65

55

60

60

6^2

65

65

65

70

70

70

75

76

75

80

80

80

90

90

90

10

100

100

100

11

110

110

110

12

120

120

120

13

130

130

14

140

140

140

16

160

160

150

16

160

160

160

Tabelle 107. Gleichschenklige Winkeleisen.

Normallängen = 4 bis 8 m. Größte Länge = 12 m. Spezifisches Gewicht für Flußeisen = 7,85. Abrundungshalbmesser R = 0,5 (dmin -f- dmax). Abrundungshalbmesser r — 0,5 R.

JX    Jy

mm

qcm

kg/m

cm

cm*

cm*

cm*

cm³

0,82

1,05

1,12

1,45

1,42

1,85

2,27

3,27

2,67

3,87

3,08

4,48

5,80

4,30

6,86

7,34

4,80

6,56

8,24

6,31

8,23

0,64

0,48

0,24

0,06

0,15

0,15

0,83

0,51

0,29

0,08

0,19

0,19

0,88

0,60

0,62

0,15

0,39

0,28

1,14

1,12

1,45

0,64

0,77

0,19

0,48

0,35

0,73

0,76

1,78    0,89

2,67

0,96

2,10

1,00

3,04

1,08

2,42    1,12

3,51

1,20

4,55

3,38

4,60

5,77

3,77

5,15

6,47

4,95

6,46

1,27

0,31

0,79

0,45

1,28

1,28

1,36

1,44

1,40

1,49

1,66

1,56

1,61

0,40

1,00

0,68

2,85

0,76

3,91

1,80

0,86

4,68

6,50

7,09

9,98

12,4

12,4

16,4

19,8

17,4

23,1

28,1

27,4

1,06

2,49

1,22

1,24

2,96

1,77

1,86

2,67

3,38

3,25

4,39

5,40

4,59

6,02

7,67

7,24

1,18

4,14

4,48

6,33

7,89

7,83

10,4

12,6

11,0

14,6

17,9

17,3

1,71

1,65

2,26

2,90

2,43

3,31

4,12

3,05

4,15

5,20

4,40

10

10

11

11

10

12

10

12

11

13

10

12

14

10

12

14

11

13

15

12

14

16

13

15

17

14

16

18

15

17

10,07

7,88

1,64

34,8

9,85

22,1

5,72

1,72

41,4

11,27

26,3

6,98

6,91

5,42

1,69

36,1

9,43

22,8

5,28

9,03

7,09

1,77

46,1

12,1

11,07

8,70

8,69

6,83

10,98    8,61

13,17    10,37

9,4

11,9

14,3

11,5

14,1

16,7

12,3

15,1

17,9

16,5

18,7

21,8

19,2

22,7

26,2

21,2

25,1

29,0

25,4

29,7

33,9

30,0

34,7

39,3

35,0

40,0

45,0

40,3

45,7

51,0

46,1

61,8

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1,85

1,85

1,93

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29,1

6,88

7,38

9,32

11,20

9,00

11,07

13,08

9,63

11,86

14,03

12,2

14,7

17,1

15,0

17,8

20,6

16,6

19,7

22,7

19,9

23,3

26,7

23,5

27,2

30,8

27,5

31,4

35,3

31,6

35,9

40,2

36,1

40,7

45,2

65,1

14,6

34,9

8,40

63,0

13,8

33,4

7,2

65,4

17,2

41,3

9,0

76,8

20,7

48,8

10,8

1,97

2,05

2,13

2,13

2,21

2,29

2,26

2,34

2,41

2,64

2,62

2,70

2,82

2,90

2,98

3,07

3,15

3,21

3,36

3,44

3,51

3,64

3,72

3,80

3,92

4,00

4,08

4,2

4,3

4,4

*,5

4,6

4,6

67,1

17,6

42,4

8,4

83,1

22,0

52,6

10,6

97,6

26,0

61,8

12,7

93,3

24,4

113

130

115

139

161

184

218

250

280

328

372

379

444

505

541

625

705

750

856

959

1014

1148

1276

1343

1507

1665

1745

1945

2137

29,8

58,9

71,4

34,7

29,6

35,9

43,0

47,8

57,1

65,9

73,3

86,2

98,3

98,6

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72,3

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116

138

158

177

207

235

239

280

319

340

394

446

472

640

606

638

723

805

845

949

1052

1099

1226

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11,0

13,5

15,9

12,6

15,6

18,3

17,9

21,6

26,1

25

29

34

30

36

41

39

46

53

60

58

66

64

72

81

78

89

99

96

108

118

Fig. 1335.

, fl iv⁷

4 i- u

/J,

---J,

j!-n---*

Tabelle 108. Ungleichschenklige Winkeleisen.

Normallängen = 4 bis 8 m. Größte Länge = 12 m. Abrundungshalbmesser B = 0,5 (dmin -f- dmax), Abrundungshalbmesser r = 0,5 R.

Nr.

(M

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mm

mm

mm

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cm*

cmi

cm*

cm³

cm⁴

cm³

cm⁴

cm³

a) Schenkelverhältnis 2 : 3.

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20 30 4

1,85

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2,87

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5/7%

40 60 40 60

50 75

4,79

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8,33

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75

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10

12

10/15

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12

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22,4

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28,5

7,07

29,4

8,99

35,9

0,49 0,422 0,54 0,421

0,740,433 0,780,429

0,97 0,432 1,05 0,427

1,24 0,430 1,32 0,427

1,59 0,410 1,67 0,407

1,95 0,435 2,02 0,430

2,42 0,436 2,500,434

ß) Schenkel Verhältnis 2,96    0,31

3,78    0,40

1,42 0,28 1,25 1,82 0,33 1,60

6,63 1,19 5,77 8,01 1,44 6,99

19,8

26,3

05 Cr Cr OO

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3,66    17,3

4,63    23,0

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0,622

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1,91

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H t>* ^ CO rH r-H

21,1

25,3

317    56,8 276

370    67,5 323

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1:2.

34,1

40,4

64,0

0,45

0,555

2,05

2,46

6,2

8,0

16,4

20,2

46,0

55,1

98

115

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CM CM

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4,36

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16,2

19,2

30,6

35,2

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8,8

9,6

11,2

0,257

0,253

0,254

0,248

0,475

0,603

0,305

0,397

341

415

800

942

42,7

51,9

80,0

94,2

50 100

6/4/13

65 130 65130

8/16

10/20

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14,1

18,6

22,1

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14,6

17,3

21,6

36,7

46,5

47,5

57,2

25,0 58,1

31,6 171,2 35,8 72,0

12,0

14,5

15,3

17,7

18,5

21,8

22,6

0,257

0,252

0,256

0,266

0,257

0,255

0,259

0,268

0,261

0,259

123    12,8

150    14,6

Ci    IO    CI    io

CO    Oi    CO    N

CO    CO    t>    00

CO_    ^    O,

io    r—T    oT    S

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1754    182

1963    205

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116

141

320

373

719

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1654

1862

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2,61

3,41

7,63

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23,5

54,2

62,9

122

139

282

49*

1,13

1,52

2,45

3,17

5,05

6,19

10,7

12,7

19,6

22,6

36,1

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co

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1,12

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495

917

1097

52,1

62,4'

94,7,

110

|J?

___ ______3i

Ti )

Normallängen = 4 bis 8 m. Größte Länge = 12 m. b — Fußbreite; h — Steghöhe; d = mittlere Dicke beider. Abrundungshalbmesser R = d; r = 0,5 d-, q = 0,25 d. Neigungen bei breitfüßigen T-Eisen: Steg je 4 Proz., Fuß je 2 Proz. Neigungen bei hochstegigen T-Eisen: Steg und Fuß je 2 Proz.

4—jb Die Dicken d sind in den Abständen y₂ h bzw. % b von außen

gemessen.

x;

Ix

Nr.

W.

mm

mm

mm

qcm

kg/m

mm

cm*

cm³

cm*

cm³

cm*

cm³

cm*

cm³

6/3

60

70

8/4

80

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10/5

100

12/6

120

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O    lO    O    iO    O    O

CO    CO    ^    ^    O    cd

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52,8

74,4

100

4,66

8,01

13,93

P P D; cî ci CD (M CO CD

121

204

323

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1,55 i 9,32 2,29    16,0

3,48    27,9

3,10

4,58

6,96

5,09

6,52

11,11

17,3

25,5

35,9

45,8

65,2

133

10,2

13,1

22,2

242    34,6

408

646

51,0

71,8

48,5 I 970    97,0

2/2

20

20

2V₂/2V₂

25

25

3/3

30

30

3V₂/3V₂

35

35

4/4

40

40

4V₂/4%

45

45

5/5

50

50

6/6

60

60

7/7

70

70

8/8

80

80

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1 : 1.

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0,38

0,70

1,12

0,39

0,85

1,73

0,39

0,68

1,16

9/9

90

90

10/10

12/12

14/14

100

100

120

140

120

140

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i—H r-H    t—H    i-H

CO    to    to    t—*    h-»    i—*

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37,0

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330

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1,29

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(M    iO    (N    LO

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of    hjT    so    af

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1236

2,55

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4,60

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5,16

8,03

12,1

24,3

12,07    44,3

17,6

24,9

37,7

57,1

88,3

2,58

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12,6

74,0

18,5

117

177

356

660

26,0

35,3

59,4

94,3

a in cm

0,38

1,54

2,72

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5,50

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8,16

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12,22

13,34

14,60

15,94

17,24

C-N N

UV

cm³

y

Œ-

y

Cl

iC^Cl^O^ ^c^t^    C^C^r-^

oo'^r-T o'oT^f' r-T^-Tr-T —T^cT go o cd io

rH iH fHH(M CO^iO CD l> 05 O co O GO

r—• »-H r—I r—<

Jy

cm<

Tabelle 110. C-Eisen.

Normallängen = 4 bis 8 m. Größte Länge = 12 m. Neigung der Flanschen = 8 Proz. Ahrundungshalbmesser R — t\ r — 0,5 t.

Die Flanschdicke t ist im Abstande ł/₂ b von der Kante gemessen.

ii

°0 c^r-^ CD^

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cm³

cm⁴

cm³

cm^

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Normallängen = 4 bis 10 m;'größte Länge = 14 m. Neigung der Flanschen = 14 Proz. Abrundungshalbmesser R = d, Abrundungshalbmesser r = 0,6 d.

Die Flanschdicke t ist im Abstande x/₄ b von der Kante gemessen.

Nr. h

4 wx 4

W.:

mm

mm

mm

mm

qcm

kg/m

cm⁴

cm3

cm⁴

cm³

00 05

80

90

100

11

110

12

120

13

130

14

140

15

150

16

160

17

170

18

180

19

190

20

200

21

210

22

220

23

230

24

240

25

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26

260

27

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28

280

29

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30

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32

320

34

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36

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38

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6,3

6,6

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7,5

7,8

8,1

8,4

8,7

9,0

9,4

9,7

10,1

10,4

10,8

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12,2

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17,1

18,0

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6,3

6,8

7,2

7,7

8,1

8,6

9,0

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9,9

10,4

10,8

11,3

11,7

12,2

12,6

13,1

13,6

14,1

14,7

15,2

15,7

16,2

17,3

18,3

19,5

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21,6

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25,6

27,0

30,0

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16,1

18,2

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22,8

25,2

27,9

30,5

33,4

36,3

39,5

42,6

46,1

49,7

53,3

57,1

61,0

64,8

69,0

77,7

86,7

97,0

107

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179

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11,2

12,7

77,7

19,4

6,3

117

170

238

327

435

25,9

34,1

43,3

54,5

67,0

128

56 410    2375

68 736 ; 2750 99 054    3602

8,8

12,2

16,2

21,4

27,4

35,2

43,7

54,5

66,5

81,3

97,2

117

137

163

188

220

255

287

325

363

403

449

554

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12,5

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17,1

19,8

22,6

25,9

29,3

33,3

36,9

41,6

46,4

50,6

56,0

60,8

66,1

71,9

84,6

98,1

114

131

150

176

203

234

267

349

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254

286

328

365

405

443

500

524

540

586

612

648

672

711

743

781

839

854

855

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Tabelle 112. Breitllanschige Differdinger Grey-Träger.

Normallängen = 4 bis 10 m; größte Länge = 14 m. Neigung der Flanschen = 9 Proz. Abrundungshalbmesser R = d, Abrundungshalbmesser r = 0,6 d.

cm⁴

kg/m

qcm

10 260 12 066 14 352 16 529 19 052 21 866 25 201 30119 35 241 42 479 49 496 57 834 68 249 80 887 94 811 111 283 145 957 217 402 302 560

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105.1

115.6

123.2

131.8

141.1

152.1

160.7

167.4

181.5

191.2

203.6

213.9

229.3 242

261.7 288 314,5

335.7

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bis

200

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bis

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bis

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200

320

bis

560

200

bis

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bis

1200

300

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bis

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bis

320

320

bis

400

100

160

bis

280

100

bis

200

Tabelle 113. Zulässige Spannungen in kg/qcm nach C. v. Bach.

Schub ks

Biegung Ä"₆

Druck k

Zug kg

Material

480

480

bis

640

640

bis

800

200

320

bis

560

200

bis

350

720

300

009

006

600

006

300

009

006

Schweißeisen

720

300

bis

096

096

bis

1200

300

480

bis

840

300

bis

500

009

bis

bis

400

400

bis

500

125

250

bis

350

150

bis

250

800

800

bis

1000

250

500

bis

700

300

bis

500

006

009

006

300

009

bis

bis

bis

bis

bis

1200

1200

bis

1500

400

750

bis

1050

450

bis

750

800

1200

400

800

800

bis

1000

009

009

bis

006

450

bis

750

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bis

bis

bis

1500

500

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006

006

bis

1200

009

bis

1000

100

200

bis

300

150

bis

250

200

400

bis

009

300

bis

500

Die zulässigen Spannungen unter

die unter b für wechselnde Belastungen von Null nach einer Richtung hin, die unter c für wechselnde Belastungen von Null nach beiden Richtungen hin. Hierbei ist ferner darauf Rücksicht zu nehmen, ob die Maximallast häufig oder selten vorkommt.

a gelten für ruhende Belastung,

006

bis

Flußeisen ■ •

1200

1200

bis

1500

300

009

bis

006

450

bis

750

Flußstahl • •

Gußeisen . .

Stahlguß • •

Bronze• • •

Polares Trägheitsmoment (für Verdrehung)

•Tp

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16

n D^ — d*

16    7)

Tabelle 114.

Flächeninhalt, Trägheits- und Widerstandsmomente verschiedener Querschnitte.

Widerstandsmoment (für Biegung)

IF =

5/i²

# 1‘0

,-V.

eP

32

7T D* — d*

32 ' D

Äquatoriales Trägheitsmoment (für Biegung)

12

64

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2/

Flächeninhalt

0,785 d²

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K h*

Querschnitt

Fig. 1340.

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Fig.1341.

Fig. 1342.

K----- T) - H

Polares Trägheitsmoment (für Verdrehung)

dp

hr 6². Ä

16

(A >6)

Widerstandsmoment (für Biegung)

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32

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I ³ & + ? ji. Ä

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Tabelle 114. (Fortsetzung.)

Äquatoriales Trägheitsmoment (für Biegung)

n. • 6 • A²

64

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6 6² -+ 6 ft &! + 6* 36 (2 6 f- 6,)

(s?/ ? sFf ff) * ~r

Flächeninhalt

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Querschnitt

Fig.1343.

Fig. 1344.

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Fig. 1345. Fig.1346.

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Namenverzeichnis.

Aktiengesellschaft für Seilindustrie, vorm. Ferdinand Wolff in Neckarau-Mann -heim, Drahtseile 6—8.

Allgemeine Elektrizitätsgesellschaft in Berlin, Stahlhlattkupplung 202, Schaltpläne 373—379, Elektromotoren 760, Kontroller 765, Widerstände 768, Brems-lüftmagnete und -motoren 766, Stromzuführungsmaterial 768.

Bechern & Keetmann, s. Deutsche Maschinenfabrik.

Becker, E., Maschinenfabrik in Berlin - Reinickendorf, Sperradbremse 127, Schneckenlastdruckbremse 131, Zentrifugalbremse 142, Sicherheitskurbel 151, Gesteuerte Fliehkraftbremse 163, Grissonkupplung 205.

Benrather Maschinenfabrik, s. Deutsche Maschinenfabrik.

Bergner, Dipl.-Ing., Flächenpressung bei Bandbremsen 118.

Berlin-Anhaitische Maschinenbau-A.-G. in Dessau, Lederbolzenkupplung 205, Gewichte von Zahnrädern 174.

Bolzani, Gebr., in Berlin, Luftdruckbremse 134, Zahnstangenwinde 433, Schraubenschlittenwinde 445, Schneckenradlaufwinde 682.

Böttcher, A., Dipl.-Ing., Seildurchmesser 4.

Briegleb, Hansen & Co. in Gotha, Stirnräderflaschenzug 253.

Brown, Hoisting & Conveying Machine Co. in Cleveland, Ohio, Hochbahnkrane 737.

Bülz, Dr.-Ing., Fahrwiderstand 226.

Dampfkessel- und Gasometerfabrik, A.-G., vorm. Wilke & Co. in Braunschweig, Geräuschloses Zahngesperre 97.

Deutsche Kugellagerfabrik, G. m. b. H., Leipzig, Kugellagerungen 219, 221, 229, 230.

Deutsche Maschinenfabrik, A.-G., in Duisburg, Schwingender Magnet 83, Schneckenlastdruckbremse 136, Gewindelastdruckbremse 139, Schlingbandbremse mit Lüftmagnet 157, Hammerkrane 525, 527, Derrickkran 595, Hammerwippkran 598, 600, Schwimmkran 628, 633, Bockkran 733, Verladebrücke 735.

Deutsche Waffen- und Munitionsfabriken in Berlin, Kugellager für Haken 58.

Duisburger Maschinenbau-A.-G., vorm. Bechern & Keetmann, s. Deutsche Maschinenfabrik, A.- G.

Duisburger Maschinenfabrik J. Jaeger in Duisburg, Wendegetriebe 200, Lederscheibenkupplung 204, Einmotorlaufkran 689, Verladebrücke 734.

Düsseldorfer Maschinenbau-A.-G., vorm. J. Losenhausen, in Düsseldorf, Seilflaschenzüge 249, Winde für Transmissionsantrieb 405, Zahnstangenwinden 436, Schraubenwinden 439, Kranwage 85.

Ernst, Adolf v., Prof., Schneckengetriebe 175, Fahrwiderstand 225, Wirkungsgrade von Triebwerken 264.

Eßlinger Maschinenfabrik, Eßlingen, Blattfederkupplung 202.

Fein, C. und E., in Stuttgart, Lederscheibenkupplung 205.

Felten & Guilleaume, Mechanische Hanfspinnerei in Cöln, Hanfseile 2.

Felten & Guilleaume, Carlswerk, A.-G., in Mülheim a. Rhein, Flachlitzige Drahtseile 9.

Findeisen, C. Herrm., Maschinenfabrik in Chemnitz-Gablenz, Drehkrane 530, 550, 563, 573, Zweiradkran 620, Elektrisch betriebene Laufkrane 710, 711, 719. Fries, Heinrich de, G. m. b. H., in Düsseldorf, Geschwindigkeitswechsel 266, Hebelwinde 437, Druckwasser-Hebeböcke 452.

Gaube, Gockel & Co., s. Maschinenfabrik „Rhein und Lahn“.

Gehrkens, Treibriemenfabrik in Hamburg, Riemenberechnung 296. Gelsenkirchner Bergwerks-A.-G., Laufkranschienen 230.

Grusonwerk, s. Krupp.

Günzel, Arno, Altenburg (S.-A.), Kettenfabrik in Rochlitz i. S., Zerlegbare Treibkette 22.

Gutmann, A., in Ottensen, Handwinden 403, Friktionswinde 407, Wandwinden 425.

Haushahn, Maschinenfabrik in Stuttgart-Feuerbach, Backenbremse mit Lüft-magnet 158.

Hewitt & Goff, Seilklemme 250.

Hilbrand, Fahrwiderstände 225.

Hilger, W. H., & Cie. in Bonn a. Rh., Zentratorgetriebe 195.

Hof mann, J. W., Fabrik elektrischer Apparate, Kötzschenbroda b. Dresden, Drahtseilklemme 14.

Isaachsen, Beanspruchung von Drahtseilen 5.

Jaeger, s. Duisburger Maschinenfabrik J. Jaeger.

Jordan, Dr.-Ing., Berlin, Bremsleistung 108, Druckluftbremse 158.

Kämmerer, Prof., Berlin, Massenwiderstände 291.

Kieffer, Georg, s. Weiter - Elektrizitäts- und Hebezeugwerke.

Kötter, Otto, in Barmen, Kranketten 16, Gallsche Ketten 18, Haken 53. Kramatorskaja, A.-G., Hüttenwerke in Kramatorskaja, Schwimmkran 631.

Krupp, Friedr., Grusonwerk in Buckau-Magdeburg, Fahrschienen 232, Dampfdrehkran 557, Lagerung von Fahrbahnträgern 670.

Kugelfabrik Fischer in Schweinfurt, Lagerung für Lasthaken 58, Kugellager 214, 216, 219, 220.

Losenhausen, J., s. Düsseldorfer Maschinenbau-A.-G. Lüders, Lastdruckbremse 135, Schraubenflaschenzug 252.

Mannheimer Maschinenfabrik Mohr & Federhaff in Mannheim, Kurbel 89, Drehkrane 577.

Maschinenfabrik Augsburg-Nürnberg, Drehkrane 551, 590, Halbtorkran 617, Konsolkran 625, Laufdrehkran 626.

Maschinenfabrik „Rhein und Lahn“ von Gauhe, Gockel & Co. in Oberlahnstein, Seilbefestigung 14, Sicherheitshaken 60, Hakenaufhängung 61, Lastrolle mit Sperrhorn 62, Dampf win de 412.

Menck & Hambrock in Altona - Hamburg, Dampf drehkrane 609, 610.

Michenfelder. Dipl.-Ing.. Motorleistung 363.

Mohr & Federhaff, s. Mannheimer Maschinenfabrik.

Norma-Compagnie in Cannstatt-Stuttgart, Rollenlager 218, 219.

Pape, Dr.-Ing., Fahrwiderstand 225.

Petravic & Co. in Wien, Schwimmkran 629.

Pfleiderer, Dr.-Ing., Ausschwingen der Last 280.

Piechatzeck, F., Hebezeugfabrik, Berlin, Stirnräderflaschenzug 254, Elektrisch betriebener Laufkran 712.

Pohlig, J., A.-G., in Cöln, Selbstgreifer 74, Brownsche Brückenkrane 737, Hochbahnkrane 737, Hunts Elevator 743, Hunts Verladebrücke 745.

Polysius, G., in Dessau, Einlagenkuppelung 202.

Rheiner Maschinenfabrik Windhoff & Co. in Rheine i. W., Schrägzahnlastdruckbremse 141, Dreimotorenlaufkran 712.

Rieche in Wetter a. d. Ruhr, Zwillingsrollenzug 246.

Sartorius Nachf., Düsseldorf, Klemmenzwinge 74.

Schölten, Gebr., in Duisburg, Wendegetriebe 200.

Schuchard & Schütte in Berlin, Bockwinde 404, Zugwinden 438, Schraubenzwingen 446.

Schwetje, Dr.-Ing., Belastungen von Bremsklötzen 109.

Siemens - Schuckertwerke, Berlin, Lastmagnet 83, Steuerverfahren 364, Steuervorrich-tungen 368, Stromzuführungsmaterial 769.

Sonnenthal jun., Berlin, Kantenschützer 69.

Stauffer, Zentrifugalbremse 146.

Stettiner Maschinenbau-A.-G. Vulkan, Hellinganlage 716.

Stigler in Mailand, Seilbefestigung 12.

Stotz, A., Stuttgart, Treibketten 21.

gtribeck, Prof., Versuche mit Schneckengetrieben 175, Kugellagerreibung 213. Stuckenholz, L., in Wetter a. d. Ruhr, s. Deutsche Maschinenfabrik.

Tacke, F., Maschinenfabrik in Rheine (Westfalen), Lederringkupplung 206. Temperley Transporter Company in London, Hochbahnkrane 740.

Unruh & Liebig in Leipzig-Plagwitz, Abteilung der Peniger Maschinenfabrik, A.-G., Laufkran für Handbetrieb 684.

Vereinigte Maschinenfabrik Augsburg-Nürnberg, s. Maschinenfabrik Augsburg-Nürnberg.

Weidtmann in Dortmund, Sicherheitskurbel 150.

Weismüller, Gebr., in Bockenheim-Frankfurt, Sicherheitskurbel 153, Transmissionswinde 410, Elektrisch betriebene Aufzugwinde 418, Wandwinde 425.

Wellm'ann-Seaver-Morgan Co., Hochbahnkran 749, Führerlaufkatze 750.

Weiter - Elektrizitäts- und Hebezeugwerke, A.-G., in Cöln, vorm. Georg Kieffer, Kettenräder 28, Rücklaufbremse 135, Seilflaschenzug mit Klemmvorrichtung 250, Elektrolaufkatzen 720.

Weston, Sicherheitskurbel 149, Differentialflaschenzug 250.

Windhoff, s. Rheiner Maschinenfabrik.

Wolff, Julius, & Co. in Heilbronn, Steinzange 73, Drehkran 607, Turmdrehkran 613.

Yale & Towne Ltd., Stamford Conn. (Verein. Staaten), Flaschenzug 255.

Zobel, Neubert & Co. in Schmalkalden, Elektrisch betriebene Laufkatze 725.

BIBL1STEKA FCL'TECHIilSZRt

KRAKÓW

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Tab elle n ver ze ichni s.

Hanfseile von Felten & Guilleaume in Cöln a. Rh..........

Krandrahtseile aus Tiegelgußstahl der Aktiengesellschaft für Seilindustrie Krandrahtseile aus Pflugstahldraht der Aktiengesellschaft für Seilindustrie

Lampenaufzugseile der Aktiengesellschaft für Seilindustrie......

Quadratseile der Aktiengesellschaft für Seilindustrie.........

Flachlitzige Drahtseile von Felten & Guilleaume, Carls werk . . . .

Drahtseilöfen.................»..........

Kurzgliedrige Kranketten von OttoKötter.............

Zulässige Belastung der kalibrierten Ketten.............

Gallsche Ketten von Otto Kötter................ .

Endglieder zu G a 11 sehen Ketten...................

Amerikanische Treibketten.....................

Werte von sin —..........................

90

Werte von cos

Kettenräder für kalibrierte Ketten

Werte von s««—.......

z

Teilkreisdurchmesser für Gallsche Kettenräder......

Zulässige Biegungsanstrengungen.............

Rillensteigung für Drahtseiltrommeln...........

Abmessungen der Kettentrommeln.............

Tragkraft der Schaftschrauben für Lasthaken.......

Einfache Haken......................

Vorläufige Abmessungen für Doppelhaken.........

Abmessungen der Hunt sehen Zweikettengreifer......

Abmessungen der Hone-Selbstgreifer...........

Werte für ef⁴“......................

Zusammenstellung der Grenzwerte kb und c für Zahnräder . Gewichte von Zahnrädern nach ausgeführten Rädern . . . . Gewichte von Zahnrädern nach dem Katalog der Bamag . .

Wirkungsgrade der Schneckenwellen............

Kraftverhältnisse und Dimensionen der Schubkeilkupplungen Klauenkupplungen mit Gummieinlage von G. Polysius. . . Lederbolzenkupplungen der Bamag Dimensionen von Augenlagern. . .

Maße für Schmiernocken Baumaße der Staufferbuchsen

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28

33

34 u. 35

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174

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206

. 209 . 209

209

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Augenlager mit Ringschmierung Zulässige Belastung von Kugeln Werte für

Normale Ringlager der Kugelfabrik Fischer Kugeldrucklager der Kugelfabrik Fischer.

Doppeldrucklager mit Innenfassung der Kugelfabrik Fischer.....216

Normalrollenlager der Norma-Compagnie.....

Yersuchsergebnisse von Fahrwiderständen.....

Zusammenstellung von Fahrwiderständen......

Laufkranschienen.................

Flaches Gewinde.................

Wirkungsgrade fester Rollen...........

Wirkungsgrade loser Rollen............

Wirkungsgrade der Hanfseil- und Kettenrollenzüge .

Wirkungsgrade der Drahtseilflaschenzüge......

Seilflaschenzüge für Hanfseil...........

Drahtseilflaschenzüge...............

Wirkungsgrade der Winden............

Geschwindigkeiten bei maschinellem Antrieb ....

Schwungmomente von Ankern...........

Trägheitsmomente von Kupplungen........

Widerstände von Hubwerken...........

Widerstände von Fahrwerken...........

Widerstände von Dreh werk en...........

Werte von p für Riemen.............

Mittlere Spannung s für verschiedene Füllungsgrade Abmessungen für Winden mit Transmissionsbetrieb Kraftverbrauch der Friktionswinde für 500 kg bei verschiedenen Fördergeschwindigkeiten ...........

Abmessungen von Friktionswinden.....

Abmessungen von Dampfwinden......

Wand winden mit Sicherheitskurbel ....

Abmessungen einer Zahnstangenwinde . . .

Zahnstangenwinden mit gefrästen Getrieben

Schraubenwinden.............

Schraubenzwingen ............

Werte für c bei Nietberechnungen.....

Desgleichen...............

Koeffizienten c für Knickung.......

Arbeitsgeschwindigkeiten des Kranes . . .

Tragfähigkeit des Kranes.........

Nahtlose Stahlrohre...........

Zusammenstellung der Stabkräfte für die verschiedenen Katzenstellungen 581 Drehmomente und Drehzahlen eines 31,5 PS-Motors . . .

Drehmomente und Drehzahlen eines 1,05 PS-Motors . . . Widerstandsmomente und Gewichte von genieteten Trägern

Desgleichen......................

Desgleichen......................

Stabspannungen des Fachwerkträgers..........

Momente und Scherkräfte von Fig. 1102.........

Gurtspannungen von Fig. 1102.............

. 212

Pi

213

214

216

218

228

0a ©

236

238

. 239

241

241

249

249

264

269

. 277

277

288

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289

296

299

406

410

. 410

414

425

. 434

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440

. 447

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482

486

527

527

533

583

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647

647

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659

659

Tabelle

Soite

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Spannungen der Schrägen und Senkrechten von Fig. 1102......

Trägerprofile und Gewichte für Laufkranwagen mit Handbetrieb . . .

Laufwinden nach Fig. 1132.....................

Motor KR 5,8...........................

Motor WD 22,5..........................

Motor KR 3,3...........................

Laufkrane der Deutschen Maschinenfabrik -A.- G............

Laufkrane der Düsseldorfer Maschinenbau-A.-G............

Elektro - Lauf winden der Weiter - Elektrizitäts- und Hebezeugwerke . .

Geschlossene Gleichstrom-Hauptstrommotoren............

Maße derselben..........................

Gleichstrom - Nebenschlußmotoren..................

Abmessungen derselben.......................

Gekapselte Drehstrommotoren mit Schleifringanker..........

Abmessungen derselben.......................

Gleichstromkontroller für intermittierenden Betrieb von Hauptstrommotoren ............................

Abmessungen der Kontroller für Gleichstrom und Drehstrom.....

Drehstrom-Bremslüftmotoren mit ziehender oder stoßender Kraftwirkung und Luftdämpfung.....................

Hauptstrom - Bremslüftmagnete mit ziehender Kraftwirkung und Luftdämpfung ............................

Anlaßwiderstände für Gleichstrom und für Kontroller mit einer Bremsstufe

660

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Gleichschenklige Winkeleisen....................

Ungleichschenklige Winkeleisen...................

T-Eisen..............................

C-Eisen.............................

I- Eisen..............................

Breitflanschige Differdinger Grey-Träger..............

Zulässige Spannungen in kg/qcm nach C. v. Bach..........

Flächeninhalt, Trägheits- und Widerstandsmomente verschiedener Querschnitte

770

771

772

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776

777 u. 778

Sachverzeichnis.

Akkumulator 302.

Amerikanische Ketten 20.

Ankerfeld 317.

Ankergegenfeld, Ankerquerfeld 319. Anlassen von Gleichstrommotoren 328. Anlasser für elektrische Hebezeuge 362, 368, 373.

— mit Regulator 330.

Anlaßwiderstände 768.

Anlauf période 271.

Anstrengung, zulässige 776. Antriebsarten 260.

Anzugkraft 325.

Anzugmoment 275, 584. Apparatenanordnung im Führerhaus 379. Arbeitsleistung von Menschen 88. Asynchronmotor 347.

Aufhängung der Haken 57. Auflagerwiderstände 472.

Auflaufen der Ketten und Seile 49. Aufzugwinde 410, 418.

Ausleger, s. Drehkrane.

Auswahl der Motoren 359. Ausweichende Kettenstützen 671.

Backenbremsen 103. Bandbremsen 111.

Bauwinde, fahrbare 398. Beanspruchung der Stäbe 484. Belastungen, zulässige 776. Benzinmotor 306. Beschickkrane 754. Biegungsmomente 464. Bindeketten 69.

Blechträger 637.

Blockkrane 759.

Bockkrane 726.

Bockwinden 385.

Bremsen 101, 270, 488, 696.

—, elektromagnetische 154.

—, mechanische 101.

Bremslüftmotoren 371. Bremsmagnete 370. Bremsscheibendurchmesser 107. Bremsvorgang 102.

Brownsche Brückenkrane 737. — Hochbahnkrane 736. Bürstenverschiebung 317.

Chargierkrane 759.

Compoundmotoren, s. Verbundmotor 323, 334.

Dampfantrieb 296.

Dampfkrane 557, 608.

Dampfwinden 412.

Daumenrollen 25.

Daumen-Sperradstoppbremse 141. Daumenzange 71.

Derrickkrane 593.

Differentialbremse 114. Differentialflaschenzug 250. Differentialschraubenwinde 415. Doppelbackenbremse 105.

Doppelhaken 56.

Drahtseile 3.

Drehfeld 344.

Drehkrane 488.

—    mit Ober- und Unter zapf en 511.

—    mit drehbarer Säule 511.

—    mit feststehender Säule 529.

—    mit Wippausleger 593.

—, fahrbare 605.

Drehmoment 324.

Drehrichtung der Gleichstrommotoren 331.

Drehstrommotor 344.

Dreieckschaltung 342. Dreimotorenlaufkrane 694. Dreiphasenstrom 341.

Drucklager bremse 129-Druckluftantrieb 305.

Druckluftbremse 158. Druckwasserantrieb 301. Druckwasserhebeböcke 452. Durchbiegung 637.

Einflußlinien 469, 474, 477, 661. Einmotorlaufkran 687.

Einspurige Drehkrane 620.

Elastische^ Kupplungen 201.

Elektrisch betätigte Bremsen 154.

—    betriebene Drehkrane 488, 577, 600, 607, 617, 620.

--Winde 418.

--Laufkatzen 720.

Elektrische Bremsung 333, 364, 765.

—    Leistung 309.

Elektrischer Antrieb 306. Elektromagnetische Bremsen 154. Elektromotoren 312, 344, 352. Elektromotorische Gegenkraft 320.

—    Kraft 307.

Endausschalter 372.

Endbefestigung von Bremsbändern 120.

—    von Drahtseilen 11.

—    von G a 11 sehen Ketten 19.

—    von Gliederketten 49.

Endglieder für Gallsche Ketten 19. Entlüftungsventil 304.

Entwässerung 304.

Erzeugung von Gleichstrom 313.

—    von Wechselstrom 335.

Evolventen Verzahnung 167.

Eachwerk 460, 665 Fachwerkträger 651, 663. Fahrbahnträger 664, 669.

Fahrbare Drehkrane 605. Fahrtriebwerk 588, 606. Fahrwiderstand 224.

Fairbairnkran 514.

F aktor enflas chenzug 240. Feldverzerrung 317.

Feste Rolle 237.

Flächeninhalte 777.

Flaschenzüge 237.

Fliehkraftbremse, gesteuerte 163. Förderkübel 740.

Friktionswinde 407.

Führer stand 697.

Füllungsgrad 289.

Fundament 490, 544.

Fundamentplatte 543. Fundamentschrauben 544.

O all sehe Gelenkketten 17. Gegengewicht 491.

Genietete Träger 637.

Geräuschlose Klinken 95.

Geschweißte Ketten 14. Geschwindigkeiten für Krane 269, 686. — für Winden 269. Geschwindigkeitswechsel 266.

Gesteuerte Klinken 95. Gewichtsanzeiger 84.

Gewinde - Lastdruckbremsen 138. Gießereidrehkran 563.

Gießereilaufkran 684. Gleichstrommotoren 312.

Gliederketten 14.

Greifzeuge 70.

Grissongetriebe 190.

Gründung 490.

Gruppenschaltung vonWider ständen 308. Gurtplatten 641.

Haken 50.

Hakengeschirre 58.

Halbportalkran 617.

Halslager 538.

Hammerkrane 523.

Hammerwippkran 596, 600.

Hanfseile 1.

Haspelrad 90.

Hauptstrommaschine 315. Hauptstrommotor 322.

Hebeböcke 447, 452.

Hebelausschlag bei Bremsen 114. Hebelwinde 437.

Hilfsträger 665.

Hochbahnkrane 736. Hubgeschwindigkeiten, s. Geschwindigkeiten.

Hunts Elevator 742.

— Verladebrücke 745.

Hydraulischer Antrieb 301.

Induktion 311. Installation 379.

•Ford an-Druckluftbremse 158.

Kalibrierte Ketten 15. Kastenträger 649. Kegelbremsen 111. Kegelräder, s. Zahnräder. Keilräder 191.

50*

Ketten 14.

Kettendaumenräder 25, 31, 36. Kettenführungen 30.

Kettennuß 25.

Kettenrollen 24, 31.

Kettenschloß 15.

Kettenstützen 671.

Kettentrommeln 47.

Kistenzange 71.

Klemmenzwinge 73.

Klemmgesperre 98.

Klotzbremsen 103.

Knotenpunkte 666.

Kommutatormotoren 352.

Konsolwinden 422.

Kontroller 368, 380.

Kopfträger 672.

Kraftbedarf bei Verschiebung von Winden 267.

Kräftepläne 456, 498, 540, 550, 556, 567 —570, 579, 652, 658.

Kranbühne 635.

Krane 455.

Kranflasche 65.

Krangerüst, s. Drehkrane. Krangeschwindigkeiten 269, 686. Kransäule 506, 513, 533.

Kranträger 634.

Kranwagen 84.

Kugellager 211.

Kupplungen 201.

Kurbel 86.

Kurbelräder 90.

Kurbelwellen 383.

Kurzschlußbremsung 333, 364, 765.

Lager 208.

Lamellenbremse 125.

Laschung 643.

Lastbügel 61.

Lastdruckbremse 129. Lastgeschwindigkeit bei Handantrieb 264.

—    bei Maschinenantrieb 269. Lastmagnete 80.

Laufkatze 256.

Laufkrane 634.

—    mit Handbetrieb 673.

—    mit elektrischem Antrieb 685. Laufräder 222.

Laufschienen 230.

Laufwinden, elektrisch betriebene 720. Leistung des Elektromotors 326.

Leistung, elektrische 309. Leistungsfähigkeit eines Arbeiters 92. Leistungsfaktor 338.

Leitrolle 33, 237.

Leonardschaltung 368. Lokomotivhebehöcke 447.

Lose Rolle 239.

Lüftweg bei Bremsen 110, 114.

Magazinkran 492. Magnetbremse 154. Magnetische Lastklaue 80. Mannesmannröhren 533. Maschineller Antrieb 267. Mastenkrane, s. Scherenkrane. Mehrmotorenkrane 694. Motorleistung 326, 359. Muldenzubringerkrane 756.

Xebenschlußmasehine 316. Nebenschlußmotor 322.

Nieten, Berechnung derselben 480, 641. Normalprofile für Walzeisen 770.

Ohmsches Gesetz 306.

Parallelschaltung von Widerständen 308. Phasenwinkel 338.

Portalkrane 617.

Potenzrollenzug 245.

Profiltabellen für Walzeisen 770.

Querbeanspruchung von Kranträgern 648, 704.

Querverband 668.

Querversteifung von Kranträgern 648.

Raddruck 222.

Radstand 635.

Rädervorgelege 260.

Räderwinden 385.

Regulieranlasser 330.

Reibräder 191.

Reibungskoeffizienten 178. Reibungskupplungen 207. Reibungsleistung bei Bremsen 107. Reibungswiderstand von Kugellagern 213 — von Rollenlagern 217. Reihenschaltung von Widerständen 308. Riemenscheiben 296.

Riementrieb 295.

Ringschmierlager 210.

Rittersche Schnittmethode 463. Rohhauträder 172.

Rohre für Druckwasser 304. Rollenachsen, Berechnung derselben 36. Rollenlager 217, 515, 538.

Rollenzüge 237.

Schachtkrane 513.

Schaltungen für Fahrwerke 364.

—    für Hubwerke 365, 367.

—    für mechanische Senkbremsen 367.

—    der AEG 373.

Scherenkran 603.

Scherkraft 475.

Schleifkontakte 769.

Schleuderbremse 142.

Schlingketten 69.

Schlittenwinde 443.

Schmierlöcher 209.

Schmiermaterial 183. Schneckengetriebe 174.

Schnecken-Lastdruckbremse 131. Schrägzahn-Lastdruckbremse 141. Schrauben 234.

Schraubenflaschenzüge 252. Schraubenwinden 438.

Schrauben zwingen 446. Schwenkgeschwindigkeit 269. Schwenkwiderstand 501, 519, 555, 585. Schwerlastkrane 523—529, 594—603. Schwimmkrane 627.

Schubkraft 475.

Seilbefestigung 44.

Seile 1.

Seilgehänge 10.

Seilklemmen 13, 14.

Seil-Lastdruckbremse 130.

Seilösen 11.

Seilrollen 22.

Seiltrommeln 39.

Selbstgreifer 74.

Selbsthemmung 175, 253. Selbstinduktion 338.

Selbsttätige Bremsen 128. Senkbremsschaltung 365. Senksperrbremsen 129, 139. Serienmotor 315.

Sicherheitshaken 60, 61. Sicherheitskurbel 149. Sicherheitsvorrichtungen 371. Spannung, elektrische 307. Speicherkrane 492.

Sperradbremsen 126.

Sperräder 92.

Sperrbremsen 129.

Spurkranzreibung 225.

Spurplatte 507, 536.

Stabspannungen 460, 652. Standfestigkeit von fahrbaren Drehkranen 606.

— von freistehenden Kranen 491. Staufferbuchsen 209.

Steinzange 72. j Sternschaltung 342.

Steuerung, hydraulische 304. j Steuerverfahren 362. Steuervorrichtungen 368.

Steuerwalzen 368, 380. Stirnräderflaschenzüge 253. Stripperkrane 759.

Stromstärke 307.

Stromverbrauch 326. Stromzuführungsmaterial 768. Stromzuleitung 490.

Stützzapfen 536.

Summenbremsen 117.

Synchronmotor 347.

Tiefofenkrane 759.

Tourenregulierung von Gleichstrommotoren 327.

Tourenzahl der Gleichstrommotoren 321. Trägheitsmomente genieteter Träger 647.

—    von Flächen 777.

—    von Körpern 274. Trägheitswiderstände beim Anlauf und

Auslauf von Hebemaschinen 271. Transformator 351.

[ Ti’ansmissionsantrieb 294.

Transmissionswinde 410.

! Traverse 541.

Treibketten 20.

Treibrollenzüge 243.

Trommeln 39.

Trommelwellen 381.

! Turmdrehkrane 611.

I’berladekrane, s. Bockkrane.

. Übersetzung 260.

U-Eisen, Normalprofile 773. Uferkrane 529.

Umkehranlasser 368, 380. Umlaufzahl 289.

Umsteuerung, s. Wendegetriebe.

Veränderung der Ausladung'562. Verbindung der Trägerteile 480. Verbundmaschine 316.

Verbundmotor 323, 334.

Verhalten der Motoren im Betriebe 362. Verladebrücke 734.

Vernietung 480.

Verschiebung der Laufkatze durch Zugketten 571, 688.

Versteifung von Blechträgern 637, 649, 664.

Verzahnte Kettenrollen 25.

Verzahnung 167.

Volltorkrane 617.

Vorgelege 260.

Vorgelege wellen 381.

Wagen winde 428. Wanddrehkrane 492, 577.

— mit Laufkatze 562. Wandwinden 422.

Wechselstrommaschinen 334. Wechselstrommotoren 344. Wellen 296, 381. Wendeanlasser 368, 380. Wendegetriebe 196. Wendepnlmaschine 320. Werftkrane 523, 594—605. Widerstand, elektrischer 307. Widerstände, elektrische 768.

Widerstandsmomente von genieteten Trägern 647.

Winddruck 525, 527, 586.

Winden 381.

Windenschilde 383.

Windenwellen, Berechnung 381. Windgeschwindigkeit 524.

Windverband 668.

Winkeleisen 770.

Wippkrane 593.

Wirkungsgrad von Rädertriebwerken 264.

—    von Rollen 238, 239.

—    von Schneckengetrieben 178.

—    von Winden 264.

Zahngesperre 92.

Zahnräder 166.

Zahnrädervorgelege 260. Zahnstangenwinden 428. Zentratorgetriebe 195. Zentrifugalbremse 142. f Zugkraft der Gleichstrommotoren 324. Zugwinden 438.

Zulässige Spannungen 776.

Zuleitungen 379.

Zweiradkrane 620. Zwillingsfh»schenzüge 245. Zwischenverbindungen 500, 666. Zylinder, hydraulische 303.

Berichtigungen.

Seite 184, 4. Zeile von unten, lies d — 3000 Seite 200 lies J. Jaeger statt E. Jaeger.

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