WYDZIAŁY POLITECHNICZNE KRAKÓW

BIBLIOTEKA GŁÓWNA

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Biblioteka Politechniki Krakowskiej

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DIE

SCHIFFSMASCHINEN

ihre Berechnung und Konstruktion mit Einschluß der Dampfturbinen

HANDBUCH UND ATLAS

für den Entwurf und die Ausführung, zum Gebrauch in der Praxis und für Studierende

Von

HERMANN WILDA

Inhaber der Medaille des Vereins zur Beförderung des Gewerbfleißes in Preußen

Der Atlas enthält auf 64 Tafeln 1200 Konstruktionszeichnungen ausgeführter moderner Maschinen mit sämtlichen Arbeitsmaßen

HANDBUCH

Mit 364 Abbildungen im Text und 108 Zahlentafeln, sowie zahlreichen Beispielen nach Ausführung moderner Maschinen

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HANNOVER

VERLAG VON GEBRÜDERJÄNECKE

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Alle Rechte, namentlich das Recht der Übersetzung in andere Sprachen, Vorbehalten.

BIBLIOTEKA r'/TECHWQZM

KRAKÓW

Hofbuchdruckerei Gebrüder Jänecke, Hannover.

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Akc. Kr.

Vorwort.

rur Abfassung des vorliegenden Buches wurde ich durch eine Besprechung des Werkes ,,Der Schiffsmaschinenbau“ in der Zeitschrift des Vereins deutscher Ingenieure veranlaßt, in der hervorgehoben wurde, daß eine kritische Besprechung der in der Praxis ausgeführten und üblichen Konstruktionen der Einzelheiten der Schiffsmaschinen wünschenswert sei.

Diese Aufgabe konnte aber nur dann annähernd gelöst werden, wenn die Ausführungen seitens der herstellenden Fabriken, Werften und Reedereien zur Verfügung gestellt wurden, was zu meiner großen Dankverpflichtung in reichem Maße geschehen ist, so daß es möglich wurde, den Text reich zu illustrieren und in dem Atlas eine solche Anzahl verschiedenartiger Ausführungen zu vereinigen, daß ein allgemeiner Überblick über die üblichen Ausführungsweisen gegeben werden konnte.

Der Textband enthält die Berechnung der Schiffsmaschine und ihrer Teile, und ich bin bemüht gewesen, dieselbe so zu gestalten, daß der Gebrauch des Buches für den Entwurf mit einem möglichst geringen Aufwand von Zeit und Mühe verknüpft ist, um den Bedürfnissen der Praxis und des Studierenden zu genügen.

Auf weitläufige theoretische Ableitungen und Beschreibungen von Konstruktionen habe ich verzichtet, dagegen mich bemüht, Daten der Praxis und Ausführungen heranzuziehen, um stets für die Berechnungsformeln die Probe auf die Übereinstimmung mit wirklichen Ausführungen zu ermöglichen. Den Berechnungen der einzelnen Teile habe ich Zahlentafeln über ausgeführte Konstruktionen angehängt, die nicht immer leicht erhältlich waren, die aber, wie ich hoffe, beim Entwurf wertvolle Dienste leisten können, wenn es darauf ankommt, die Übereinstimmung berechneter Daten mit bewährten Ausführungen darzutun.

Da, wo ich es für nötig fand, statt älterer, den modernen Verhältnissen nicht mehr entsprechenden Formeln und Berechnungsweisen, passendere einzuführen, habe ich die Richtigkeit durch Beispiele belegt, die sich auch an anderen Stellen finden.

Bei der Bedeutung, die die Dampfturbinen in den letzten Jahren für den Schiffsbetrieb erlangt haben, war eine Besprechung im letzten Abschnitt erforderlich. Wenn auch von einer einigermaßen feststehenden Konstruktionslehre z. Z. noch nicht gesprochen werden kann, so dürfen doch die Hauptgesichtspunkte als geklärt angesehen werden. Die allgemeine Kenntnis der Wirkungsweise ist jetzt allen technischen Kreisen geläufig, und so konnte auch hier der beschreibende Teil fortfallen. Natürlich sind die für Schiffahrtszwecke in Betracht kommenden Konstruktionen in den Vordergrund gestellt und von diesem Gesichtspunke aus das Wesentliche der Anlagen von Dampfturbinen behandelt, ebenso wie die Festlegung der Hauptabmessungen. Leider umgeben die maßgebenden Fabriken ihre Ausführungen mit einem dichten Schleier des Geheimnisses, so daß die Erlangung zuverlässiger Konstruktionsdaten fast ausgeschlossen ist.

heit

In dem 64 Tafeln enthaltenden Atlas (vgl. die Anzeige am Schluß dieses Werkes) habe ich besonderen Wert darauf gelegt, nur wirkliche Konstruktionszeichnungen moderner Schiffsmaschinenanlagen mit allen Ausführungsmaßen vorzuführen, so daß dem Fachmanne an der Hand der Darstellungen ein Urteil über die verschiedenen Möglichkeiten der Ausführung möglich ist, besser als weitläufige Beschreibungen es vermögen.

In dem Atlas sind zu diesem Zweck, abweichend von der üblichen Gepflogen-die zu einer Maschinenanlage gehörigen Darstellungen zusammen-

hängend wiedergegeben, um auf diese Weise die Abhängigkeit der einzelnen Abmessungen von den zur Wirkung kommenden Kräften deutlicher zum Ausdruck zu bringen und ausgeführte Beispiele zu dem die Berechnung der Schiffsmaschine enthaltenden Text darzubieten.

Der Atlas enthält Konstruktionen bedeutender deutscher, englischer und amerikanischer Werften, da diejenigen nur einer Werft doch kaum genügen dürften, um die Bauweisen der einzelnen Konstruktionsteile im modernen Schiffsmaschinenbau zu illustrieren und besonders um ihre Vor- und Nachteile zu beleuchten. Die Texterläuterungen sind auf den Tafeln deutsch und englisch gegeben, da der Text vielen Wünschen entsprechend, auch in englischer Ausgabe erscheint.

Zu besonderem Danke bin ich für die weitgehendste Unterstützung durch Zugänglichmachung von authentischem Material einer großen Anzahl von Fabriken, Werften und Reedereien verpflichtet, und ich erfülle eine angenehme Pflicht, wenn ich besonderen Dank mir auszusprechen gestatte dem technischen Bureau der Ham bürg-Amerika-Linie, im besonderen Herrn Direktor Blumenthal und Herrn Ing. Gümbel, den Verwaltungen der Werften der Maschinenbau-A.-G. Vulkan in Stettin, den Herren Blohm & Voß, Hamburg, Herrn Klawitter,’ Danzig, den Oder-Werk en, Stettin, den • Herren Joh. 0. Tecklenborg, Bremerhaven-Geestemünde, ferner den Herren Messrs. Wigham, Richardson & Co. Ltd., Newcastle-on-Tyne, den Herren Arnos & Smith, Hüll, den Union Iron-Works, San Francisco, dem Herrn George Clark, Sunderland, den Herren Harland & Wolf, Belfast, Palmers Shipbuilding Co., Yarrow-on-Tyne und einer großen Anzahl anderer, die mich mit ihrem Wohlwollen unterstützt haben.

Der Verlagshandlung der Herren Gebrüder Jänecke spreche ich meinen aufrichtigen Dank aus für die stets wohlwollende und bereitwillige Berücksichtigung meiner Wünsche in bezug auf Umfang, Herstellung und Ausstattung und besonders für das lebhafte Interesse, das sie an dem recht schwierig herzustellenden Tafeln und Abbildungs material genommen haben.

Ich hoffe, daß die Fachkreise Text und Atlas wohlwollend auf nehmen, für Vorschläge zur Verbesserung, Hinweis auf Fehler usw. werde ich jederzeit dankbar sein.

Bremen 1905.

Hermann Wilda.

Inhaltsverzeichnis.

Schiffswiderstand und Maschinenleistung.

I. Schiffswiderstand.

1.    Gesamt wider stand, allgemeine

Gleichung.........................

2.    Reibungswiderstand...........

a)    Allgemeine Gleichung (Fr ou de) 2

b)    Formel von Middendorf

c)    Formel von Riehn.......

3.    Wirbelwiderstand........

4.    Restwiderstand...........

a)    Mechanisches Ähnlichkeitsgesetz.    2

b)    Formel von Middendorf

Zahlentafel Nr. 1: Widerstandskoeffizienten ..................

Zahlentafel Nr. 2: Widerstands-. koeffizienten..................

c)    Änderung bei verschiedenen Geschwindigkeiten................

5.    Gesamtwiderstand.............

a)    Nach Froude, Beispiel........

Zahlentafel Nr. 3: Ergebnisse von

Modellschleppversuchen.......

b)    Nach Middendorf............

Zahlentafel Nr. 4: Verhältnis vom

Reibungs- zum Gesamtwiderstand .........................

6.    Benetzte Oberfläche...........

a)    Bestimmung auf Grund von Zeichnungen ........................

b)    Nach Bourgois...............

c)    Nach M um ford ...............

d)    Nach Normand..............

e)    Nach Denny.................

f)    Nach Taylor.................

g)    Nach Dupré ................

h)    Nach Middendorf............

Zahlentafel Nr. 5: Koeffizienten für

benetzte Oberfläche...........

i)    Nach Kirk....................

7.    Spantenumfang..................

Seite

O d OS O) u S u) Œl OS OS

II. Maschinenleistung.

Ermittlung der Nutzleistung oder effektiven Leistung.

1.    Begriff der Nutzleistung........

2.    Ermittlung d er Nutzl eistun g aus

dem Widerstande...............

a)    Modellschleppversuche..........

b)    Nach Middendorf ..........

c)    Nach Warrington..........

3.    Ermittlung der Nutzleistung

durch direkte Messung..........

a)    Aus der Verdrehung der Welle.

b)    Messung der Wellenverdrehung.

GO (X GO CO

c)    Versuche von Fr ahm

d)    Torsionsindikator von Föttinger 10

4.    Ermittlung der Nutzleistung aus

der indizierten Leistung........

a)    Wirkungsgrad..................

b)    Werte nach Middendorf......

Zahlentafel Nr. 6: Wirkungsgrade

nach Middendorf...........

c)    Arbeitsverluste................

d)    Wirkungsgrad bei abnehmender

Leistung.......................

Zahlentafel Nr. 7 : Abnahme des Wirkungsgrades für sinkende

Leistung......................

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

e)    Bestimmung der indizierten Leistung nach Afonassieff.... 13

Zahlentafel Nr. 8: Zusammenhang zwischen Leistung und verminderter Geschwindigkeit .......

5.    Ermittlung der indizierten

Leistung aus dem Schiffswiderstande ...................

a)    Angenäherte Ermittlung........

b)    Lei stungswerte.................

Zahlentafel Nr. 9: Leistungswerte 14 Zahlentafel Nr. 10: Leistungswerte

für verschiedene Schiffe.......

c)    Nach Kirk....................

Zahlentafel Nr. 11: N, für 9,29 qm

Oberfläche bei 10 Seemeilen Geschwindigkeit .................

Zahlentafel Nr. 12: Nj für 9,29 qm Oberfläche bei 10 Seemeilen Geschwindigkeit .................

d)    Nach Afonassieff............

Zahlentafel Nr. 13: Werte von x —

1000-

Zahlentafel Nr. 14: Werte von Annach Afonassieff...........

Zweiter Abschnitt.

Untersuchung ausgeführter Maschinen.

I. Ermittlung der indizierten Leistung.

1. Allgemeine Beziehungen zwischen der indizierten Leistung, den Zylinder abmessungen und dem Arbeitsdrucke

a)    Formel für die indizierte Lei

stung von Mehrfach-Expansionsmaschinen .....................

b)    Vorhandensein mehrerer Zylinder

derselben Expansionsstufe......

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11

11

11

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12

12

13

13

13

13

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19

19

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(W

20

20

. 21

21

c)    Berücksichtigung der Kolbenstange .........................

d)    Bestimmung des mittleren Druckes 22

o) Planimetrieren..............

ß) Trapezregel.................

Y) Simpsonsche Regel........

8) Graphische Ermittlung.......

II. Beispiel einer ausgeführten Maschine.

Hauptabmessungen.....................

1.    Mittlerer Druck..................

Zahlentafel Nr. 15: Zylinderkonstanten .......................

2.    Völligkeitsgrad..................

a)    ohne Berücksichtigung der schädlichen Räume..................

b)    mit Berücksichtigung der schädlichen Räume..................

3.    Druckverluste durch den plötz

lichen Druckabfall bei der unvollständigen Expansion des Dampfes..........................

4.    Der indizierte stündliche Dampfverbrauch ohne Berücksichtigung der schädlichen Räume.... 29

Dritter Abschnitt.

Die Ermittlung der indizierten Leistung für neu zu erbauende Maschinen.

1.    Indizierte Leistung..............

2.    Mittlerer Druck..................

a)    Der theoretische mittlere Druck

ohne Berücksichtigung der schädlichen Räume..................

Zahlentafel Nr. 16: Werte von

<p — e • ^1 -f- log nat y)........

b)    mit Berücksichtigung der schädlichen Räume..................

Zahlentafel Nr. 17: Theoretischer mittlerer Druck unter Berücksichtigung der schädlichen Räume 33

c)    der auf den Niederdruckzylinder reduzierte mittlere Druck p

d)    der wirkliche mittlere Druck p

3.    Der Anfangsdruck pa.........

4.    Die Endspannung pe ..........

Zahlentafel Nr. 18: Verhältnis zwischen pe und pc für vier neuere Mäschin6D

Zahlentafel Nr. 19: Abhängigkeit des Kondensatordrucks von der Temperatur...................

5.    Das theoretische Hilfsdiagramm 35

a)    Der theoretische mittlere Druck 35

Zahlentafel Nr. 20: Werte von p^r 35

b)    Druckabfall px zwischen Ein

strömungsspannung und Beginn der Expansion.................

ZahlentafelNr.21 : Mittelwerte für den Druckabfall während der Füllung 36

c)    Der wirkliche mittlere Druck p, und der Völligkeitsgrad ß ....

Zahlentafel Nr.22: Werte des Völlig-keitsgrades...................

Zahlentafel Nr. 23 : Größe des mittleren Drucks für verschiedene Leistungen....................

nw

6.    Füllung, Gesamtexpansion und

Endvolumen.........

a)    Gesamtfüllungsgrad

b)    Expansionsgrad ... a) Kriegsschiffe ... ß) Handelsschiffe. . y) Einfluß der Füllungsänderung 39

c)    Anfangsdruck^a und Enddruck^ę 40 Zahlentafel Nr. 24: Anfangs- und

Enddrucke.............. ...

Zahlentafel Nr. 25: Druck- und Füllungs verhältnisse für verschiedene Leistungen.....

7.    Kolbengeschwindigkeit

Umdrehungszahl........

a)    Übliche Verhältnisse ..

b)    Hub H...............

Zahlentafel Nr. 26: Kolbengeschwindigkeit, Hub, Umdrehungszahl . 41

a) Hub und mittlere Kolbengeschwindigkeit ...............

ß) Hub und Durchmesser der

Niederdruckzylinder.........

Y) Hub und innere Zylinderlänge 42

c)    Umdrehungszahl................ 42

<x) Umdrehungszahl und Eigenschwingungszahl der Welle.. 42

ß) Umdrehungszahl und verminderte Maschinenleistung.....

Zahlentafel Nr. 27: Werte der Umdrehungszahlen für verschiedene Leistungen....................

8.    Die schädlichen Räume..........

Zahlentafel Nr.28: Größe der schädlichen Räume ................

a)    Größe der schädlichen Räume .. 44

b)    Ermittlung der schädlichen Räume 45

c)    Nachteiliger Einfluß der schädlichen Räume..................

d)    Spielraum zwischen Kolben- und

Zylinderdeckel bzw. -Boden.....

Zahlentafel Nr. 29 : Schädliche Räume für einige neuere Maschinen .... 45 . 33    9. Zusammenstellung der auftretenden Verluste..............

a)    Druck- und Arbeitsverluste in

der Dampfleitung..............

a) Gerade Rohre..............

ß) Druckverluste beim Durchgang durch Ventile.........

y) Druckverlust in Krümmern .. 46 8) Druckverlust während der Einströmung................

b)    Druckverluste durch unvollständige Expansion................

c)    Verluste durch Kondensation ... 46

d)    Dampfverluste..........

a) durch Undichtigkeiten ß) durch äußere Wärmestrahlung 46 Y) durch Kondensation an den

Wandungen.................

10. Dampfmäntel.....................

36    11. Dampfverbrauch.................

a)    Genaue Ermittlung.............

b)    Angenäherte Bestimmung aus dem

Indikatordiagramm.............

c)    Dampfverbrauch und Dampftemperatur ............... ...

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Hub,

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Seite

d)    Stündlicher Dampfverbrauch .... 48

e)    Dampfverbrauch für Hilfsmaschinen

Zahlentafel Nr. 30 : Dampfverbrauch 48

Vierter Abschnitt,

Ermittlung der Zylinderabmessungen.

1.    Verhältnisse der Zylinderinhalte ..........................

2.    Durchmesser des Mitteldruckzylinders .........................

Zahlentafel Nr. 31 : Zylinderverhältnisse.........................

3.    Aufnehmer........................

a)    Inhalt der Aufnehmer...........

b)    Einfluß der Aufnehmerinhalte auf

die Arbeitsverteilung...........

c)    Allgemeine Gesichtspunkte für

Zylinderabmessungen...........

4.    Ermittlung der Zylinderabmessungen durch Rechnung... 50 Beispiel für einen Fracht- und Passagierdampfer und einen Kreuzer... 50

5.    Maschinen gleichen Typs.......

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

6.    Ermittlung der Zylinderabmes

sungen aus dem theoretischen Diagramm ............... ........

a)    Überschlägliche Bestimmung.... 52

b)    Ermittlung der Arbeitsverteilung,

ZahlentafelNr.32 : Werte von (—^

W

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

c)    Die wirkliche Gestalt des verstreckten Diagrammes..........

7.    Die Ermittlung des Wechsels der

Dampfspannungen mittels des Volumendiagrammes.............

a)    Ursachen der Verschiedenheit der Spannungen im theoretischen und Indikatordiagramm und Rech-nungs Vorgang für dieKonstruktion des Volumendiagrammes, S. 59. 56

b)    Beispiel für einen Kreuzer mit geteiltem Niederdruckzylinder .. 57

Zahlentafel Nr. 33: Hauptverhält-nisse von 150 ausgeführten Schiffsmaschinen

Fünfter Abschnitt.

I. Ermittlung der Zylinderwandstärken.

1.    Berechnung der Zylinderwand

stärken unter Zugrundelegung der Prüfungsdrucke .............

Zahlentafel Nr. 34: Prüfungsdrucke 67

a)    Prüfungsdrucke................

b)    Beanspruchung von Zylindereinsätzen .........................

Zahlentafel Nr. 35: Beanspruchung von Zylindereinsätzen.........

2.    Zusammenstellung der gebräuchlichen Formeln..................

II. Einzelheiten der Dampfzylinder.

1. Flanschen........................

a) Deckelflansch..................

Seite

b)    Flansch für die Verbindung von

zwei Zylindern.................

c)    Flansch des Einsatzzylinders ... 69

Zylinderrippen...........

Zylinderböden............

a)    Einwandige, ebene Böden

b)    Einwandige, konische Böden.... 73

c)    Doppelwandige, ebene Böden... 73

d)    Doppelwandige, konische Böden 74 Zylinderfüße..

Zylinderdeckel

a)    Gußeiserne einwandige Deckel.. 74

b)    Gußeiserne doppelwandige Deckel 74

c)    Gußeiserne oder gußstählerne konische Deckel

d)    Flanschen der Zylinderdeckel... 76

Schrauben........................

a)    Zylinderdeckelschrauben........

b)    Befestigungsschrauben der Ein-

satzzylinder...................

c)    Befestigungsschrauben der Zylinderfüße .......................

d)    Schrauben für die Verbindungsflanschen von zwei Zylindern... 77

Schieberkasten und Kolbenschiebergehäuse

a)    Flache Schieberkastenwandungen 77

b)    Kolbenschiebergehäuse

c)    Flache Schieberkastendeckel.... 77

d)    Gewölbte Stahlgußdeckel.......

e)    Runde Deckel für Kolbenschiebergehäuse .......................

f)    Schrauben der Schieberkastendeckel.........................

Kanalwandungen, Schieberspiegel und Kanalquerschnitte......

a)    Flachschieber..................

b)    Kolbenschiebereinsatz..........

Zahlentafel Nr. 36: Geschwindigkeit

des Dampfes..................

c)    Kanalquerschnitte..............

a) Flachschieber...............

ß) Kolbenschieber..............

Zahlentafel Nr. 37 : Querschnitte von Dampfrohren und Dampfkanälen bei verschiedenen Kolben- und Dampfgeschwindig-köitßn

Zahlentafel Nr. 38: Stündliches Dampfgewicht in kg bei 1 m Geschwindigkeit.............

Zahlentafel Nr. 39: Verhältnisse ausgeführter Zylinder III. Stopfbüchsen.

Packungen für Wasser Packungen für Dampf .

a)    Weiche Packungen...,

a) Asbestpackungen..,

ß) Tuckpackung.....

y) Stopfbüchsenbrille.,

b)    Metallpackungen......

ct) Dichtungsringe.....

ß) Packung...........

c)    Stopfbüchsen für schnellaufende Maschinen

Zahlentafel Nr. 40: Verhältnisse der Abmessungen für Stopfbüchsen mit weicher Packung 86, 87

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einwandige

Oq cO co

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117

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120

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121

Sechster Abschnitt.

Zylinderarmatur und Dampfleitung.

I.    Zylinderarmatur.

1.    Manövrierventile...............

a)    Unentlastete Ventile...........

b)    Entlastete Ventile.............

a) Einsitzige Ventile..........

ß) Zweisitzige

Ventile....................

Y) Rohrschieberventile.........

c)    Abmessungen der Ventile.....

a) Durchmesser...............

ß) Hub.......................

Y) Wandstärken..............

Zahlentafel Nr. 41: Wandstärken

von Ventilgehäusen..........

8) Einzelheiten ..............

2.    Hilfsschieber....................

a)    Anordnung..................

b)    Durchmesser der Zuführungs-

rohre ........................

3.    Zylindersicherheitsventile...........

a)    Anordnung...................

b)    Durchmesser..................

c)    Ventilbelastung...............

d)    Ventilfedern..................

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

4.    Entwässerung...................

a)    Zylinder, Hähne am Boden und

Deckel.......................

b)    Hähne am Schieberkasten ....

c)    Hähne am Dampfmantel........

5.    Indikatoranschluß..............

II.    Dampfleitung.

1.    Material ...........................

a)    Anforderungen an die Festigkeit

der Rohrmaterialien..........

b)    Kupferrohre..................

c)    Schmiedeeiserne Rohre........

d)    Flußeisen(Stahl-)rohre.........

2.    D urchmesser der Dampfleitung 97

a)    Hauptdampfleitung............

Zahlentafel Nr. 42: Hauptdampfrohr, Durchmesser für Dh — 1 98

b)    Zweigleitungen ...............

c)    Rohrdurchmesser und Dampfgewicht ......................

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

d)    Dampfzuführung zu den Zylindermänteln ......................

e)    Abdampfleitung..............

f)    Hilfsdampfleitung.............

3.    Rohrwandstärken...............

a)    Zusammenstellung der üblichen

Formeln......................

b)    Abdampfrohre, Kupfer.........

4.    Verbindungen der Rohrleitung 100

a)    Rohrverschraubungen .

b)    Flanschenverbindungen

a) Material...........

ß) Befestigung der Flanschen auf

dem Rohr..................

Y) Form der Flanschen........

8) Abmessungen der Flanschen 101

1.    Hochdruckflanschen.

2.    Niederdruckflanschen

3.    Flanschenschrauben .

Seite

Zahlentafel Nr. 43: Verhältnisse von Flanschenverbindungen .. 103

5. Flanschendichtungen

a)    Federnde Flanschendichtungen. 103

b)    Flanschen mit Nut und Feder . 104

Verstärkung der Rohrleitungen 104 Umhüllung der Rohrleitungen . 104 Expansions Vorrichtungen......

a)    Ausdehnung..................

b)    Federrohre ...................

c)    Expansionsstopfbüchsen.......

Zahlentafel Nr. 44: Wandstärken

bronzener Gleitrohre.........

9.    Entwässerung der Rohrleitung 106

10.    Anordnung der Rohrleitung ... 106

a)    Hauptdampfleitung............

a) Handelsschiffe..............

ß) Kriegsschiffe...............

b)    Abdampfleitung...............

c)    Hilfsdampfleitung.............

a.) Zuleitung..................

ß) Ableitung..................

11.    Durchführung der Rohre durch

Schotte............................

12.    Aufhängung der Dampfleitung 108

Siebenter Abschnitt, Kolben, Kolbenstange, Kreuzköpfe, Pleuelstangen,

I. Kolben.

1. Gußeiserne, doppelwandige Kolben...............................

a)    Kolbenkörper...

b)    Kolbendeckel ...

2.    Schmiedeeiserne,

Kolben.............

3.    Stahlgußkolben...

a)    Flache Kolben..

b)    Konische Kolben

4.    Kolben aus Schmiedestahl.....

5.    Kolbendichtunge................

a)    Ein oder zwei Dichtungsringe mit dahinter liegender Feder .. 115

b)    Buckley-Dichtung .

c)    Peck-Dichtung.....

d)    Selbstspannende Kolbenringe .. 117

a) Gußeisen..................

ß) Stahl ......................

y) Ringstärken................

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

6.    Kolbendeckelschrauben........

7.    Spielraum der Kolben .........

8.    Ermittlung der Hauptabmes-

sungen...........................

Zahlentafel Nr. 45 und 46 : Koeffizienten für die Bestimmung der

Kolbenabmessungen..........

Zahlentafel Nr. 47: Abmessungen

ausgeführter Kolben.........

II. Kolbenstangen.

1.    Material.........................

2.    Kolbenstangenschaft..........

a) Volle Kolbenstangen.......

ß) Hohle Kolbenstangen.......

3.    Bund zwischen Kolbenstange

und Konus.......................

4.    Gewinde der Kolbenstange und

Stan g en mutt er..................

121

122

INL

122

123

124

124

5.    Durchgehende Kolbenstangen 125

6.    Verbindung von Kolbenstange und Kolben durch Flansch .... 125

7.    Befestigung der Kolbenstange

im Kreuzkopf...................

Zahlentafel Nr. 48: Durchmesser ausgeführter Kolbenstangen... 125 Zahlentafel Nr. 49: Verhältnisse ausgeführter Kolbenstangen... 126

5.

125

6.

Seite

. III. Kreuzköpfe.

126

1.    Maximalkraft............

a)    Für normale Fälle.....

b)    Für Tandemaufstellung.

2.    Zweigleisige Kreuzköpfe

a)    Mittelteil..............

b)    Kreuzkopfzapfen.......

c)    Gleitschuhe............

3.    Eingleisige Kreuzköpfe.......130

a)    Kreuzköpfe mit eingesetzter Kolbenstange ...................

b)    Kreuzköpfe mit angeschmiedeter

Kolbenstange.................

4.    Viergleisige Kreuzköpfe......

5.    Gabelzapfen.....................

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

6.    Abmessungen ausgeführter

Kreuzköpfe.....................

Zahlentafel Nr. 50: Abmessungen ausgeführter Kreuzköpfe.....

126

126

128

128

128

130

131

132

133

CO CO

135

1.

2.

3.

4.

5.

6.

Vorschriften der Kl as si fika -

tionsgesellschaften.............

Zahlentafel Nr. 54: Abmessungen

gebauter Kurbelwellen.......

Zahlentafel Nr. 55: Abmessungen von Kurbelwellen ausgeführter

Maschinen...................

Kupplungen der Kurbelwellen 156

a)    Beanspruchung...............

b)    Abmessungen.................

Zahlentafel Nr. 56: Abmessungen

von Kupplungsflanschen......

Zahlentafel Nr. 57: Kupplungen ausgeführter Kurbelwellen.... 159

152

156

156

157

157

158

VII. Zylinderträger.

Beanspruchung .................

Abmessungen von gußeisernen

Ständern ........................

Biegungsbeanspruchung von gußeisernen Ständern und Säu-

159

160

Beanspruchung von geschmiedeten Säulen ......................

Befestigung von Hohl- oder

Rippengußständern.............

Anordnung der Zylinderträger 167 Zahlentafel Nr. 58: Abmessungen ausgeführter Zylinderträger... 169

161

165

1.    Schaft

2.    Gabel

IV. Pleuelstangen.

137

138

a)    Gabeln mit Gabelzapfen.......

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

b)    Gabeln mit Lagern für Stirnzapfen ........................

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

138

139

139

140

1.

2.

3. Lager

140

140

a)    Kreuzkopfzapfenlager.........

b)    Kurbelzapfenlager...........

4.    Lagerdeckel.....................

a)    Kreuzkopflager...............

b)    Kurbelzapfenlager............

5.    Lagerbolzen...................

Zahlentafel Nr. 51: Abmessungen der Pennschen Sicherung.... 143 Zahlentafel Nr. 52: Abmessungen ausgeführter Pleuelstangen ... 144

140

142

142

142

142

3.

1.

2.

3.

4.

VIII. Grundplatten und Grundlager.

I. Grundplatten.

Material und Beanspruchung.. 169 Zahlentafel Nr. 59: Wandstärken

von Grundplatten.....

Ausführung...............

a)    Handelsschiffsmaschinen

b)    Kriegsschiffsmaschinen .

c)    Querschnitte der Längsträger.. 170

d)    Querschnitte der Querträger... 171

Fundamentbolzen...............

Zahlentafel Nr. 60: Abmessungen ausgeführter Grundplatten.... 172

169

170

170

170

172

II. Grundlager.

V. Gleitbahnen...........

Zahlentafel Nr. 53: Abmessungen ausgeführter Gleitbahnen.....

VI. Kurbelwellen.

1.    Material und Herstellung......

2.    Kurbelwelle.....................

a)    Volle Kurbelwellen..........

b)    Hohle Kurbelwellen...........

3.    Kurbelzapfen...................

a)    Beanspruchung ...............

b)    Abmessungen................

4.    Kurbelarme....................

a)    Beanspruchung...............

b)    Angeschmiedete Arme.........

c)    Gebaute Kurbeln.............

a) Befestigung der Arme auf der

Welle......................

ß) Abmessungen..............

145

148

148

149

150

150

151

151

151

151

151

155

155

155

155

1.

2.

3.

1.

2.

3.

Lagerkörper ....................

Lagerschalen...................

Lagerdeckel....................

Lagerschrauben................

Zahlentafel Nr. 62: Abmessungen ausgeführter Grundlager......

IX. Druckwelle.

Qwitv

!>• GO

Material.........................

Druckwelle......................

Zahlentafel Nr. 63: Indizierter Propellerschub für 1 PS.........

Druckringe .....................

Zahlentafel Nr. 64: Abmessungen ausgeführter Druckwellen .... 181

CO GO

180

180

X. Drucklager.

Anordnung......................

Abmessungen...................

Zahlentafel Nr. 65: Erforderliche Druckfläche der Druckbügel in

qcm für 1 indizierte PS.......

Druckspindel...................

tc

184

184

185

185

186

186

187

189

191

191

191

192

192

193

193

194

. 195

195

197

197

198

199

199

XV. Stevenrohr.

199

199

201

202

202

202

202

203

203

203

204

205

Zahlentafel Nr. 69: Werte der linearen Voreilung...........

3.    Vorausströmung................

4.    Kompression...................

206

206

207

207

I A IA

209

oo

211

CM CM CO

214

214

214

215

215

217

217

217

219

219

220

222

222

223

223

225

Seite

4. Traglager.......................

Zahlentafel Nr. 66: Abmessungen ausgeführter Drucklager......

XI. Zwischenwellen.

1. Beanspruchung.................

2 Abmessungen...................

3. Torsionsschwingungen der

Wellenleitung...................

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

XII. Laufwellenlager.

1.    Material und Anordnungen ... 190

2.    Abmessungen

XIII. Schraubenwellen.

1.    Beanspruchung

a)    Verdrehung .

b)    Biegung durch Eigengewicht .. 192

c)    Druck........................

d)    Biegung durch das Propellergewicht ........................

2.    Vorschriften der Klassifika

tion sge seil sc haften über den Durchmesser von Schraubenwellen ...........................

3.    Anordnung......................

4« KonischesEndeder Sch raubenwellen ...........................

5. Abdichtung der Schraubenwellen

Zahlentafel Nr. 67: Abmessungen ausgeführter Schraubenwellen. 195

XIV. Lösbare Kupplungen.

1.    Kupplungen zwischen Schraubenwellen und Wellenleitung 195

a)    Schalenkupplung..............

b)    Muffenkupplung...............

c)    Scheibenkupplung.............

2.    Lose Kupplungen für Kriegsschiffe...........................

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

3.    Wellenbremse..................

1.    Material.........................

2.    Anordnung......................

3.    Abmessungen...................

4.    Bronzebüchsen..............

5.    Weißmetallbüchsen mit Ölschmierung .....................

6.    Gußeiseubüchsen...............

7.    Pockholzausfütterung.........

8.    Stevenrohrstopfbüchse.......

a)    Vordere Stopfbüchse.........

b)    Hintere Stopfbüchse..........

Zahlentafel Nr. 68: Abmessungen

ausgefiihrter Stevenrohre.....

Achter Abschnitt.

Die Steuerungen der Schiffsmaschinen.

I. Schieberelemente.

Schieberhub und Exzentriztät 205

2. Voreinströmung, lineares Voreilen

206 206

Seite

5.    Innere Einströmung...........

6.    Zusammenhang zwischen den

Schieberelementen............

II. Darstellung der Schieberbewegung in Beziehung zur Kolbenbewegung.

1.    Diagramm von Sc horch........

2.    Entwurf der Schiebe rsteue-ruug. Schieberdiagramme.... 208

a)    Gegebenes Dampfdiagramm ...

b)    Z eu n er-Diagramm...........

c)    B il gram-Diagramm..........

III. Abmessungen der Schieber,

1.    Flachschieber..................

a)    Muschelschieber...............

b)    Trick-Schieber..............

c)    Thom-Schieber..............

d)    Penn-Schieber...............

e)    Dachschieber.................

Zahlentafel Nr. 70: Abmessungen

ausgeführter Flachschieber ... 213

f)    Rückentlastungen für Flachschieber ...........

a) Anpressungskraft

Beispiel . ......

ß) Anordnung der Entlastung.. 214

Y) Gewichtsentlastung.........

8) Hilfszylinder von Jo y......

2.    Kolbenschieber.................

a)    Ausführungsformen............

b)    Abdichtung...................

Zahlentafel Nr. 71: Abmessungen

ausgeführter Kolbenschieber .. 218

III. Umsteuerungen.

1. Umsteuerung von Stephenson 218

a)    Anordnung und Wirkungsweise 218

a) Offene und gekreuzte Stangen 218 ß) Anordnung der Exzenterstangen....................

y) Wirkungsweise.............

b)    Bestimmung des Ersatzexenters, Scheitelkurve, Stellung der Kulisse bei beliebiger Auslage. 220 a) Stellungen der Kulisse bei

beliebigen Auslagen und verschiedenen Kurbellagen .... 220 ß) Ermittlung der Größe und des Voreilungswinkels des

Ersatzexzenters ............

y) Berücksichtigung der endlichen Länge der Pleuelstange 221 8) Ersatzexzenter für beliebige

Auslage..................

e) Besonderheit des Angriffspunktes der Exzenterstange 222 Ç) Gleichung der Scheitelkurve 222 7]) Einfluß offener und gekreuzter Stangen auf die Dampfverteilung ................

fl) Ausweichung des Schiebers. 223

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

Zahlentafel Nr. 72-74: Koeffizienten zur Bestimmung des Schieberweges .......................

c)    Länge der Exzenterstange,

Krümmung und Aufhängung der Kulissen......................

225

225

225

225

226

226

227

227

227

227

228

230

230

231

232

232

234

234

235

235

235

235

237

Nr. 79: Abmessungen

239

239

241

241

243

233

243

244

244

244

245

245

. 246

246

247

247

248

248

248

249

249

250

250

250

252

252

Seite

253

253

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7.

254

255

255

257

258

258

262

8.

262

262

263

264

264

265

1.

267

267

267

268

2.

268

des

268

und cos cp -f- -^-cos 2cp 270 Kurbel*

a) Entfernung des Schiebers

vom Wellenmittel..........

ß) Länge der Exzenterstange.. 225 y) Angriffspunkt der Exzenterstange ................

8) Krümmung der Kulisse

e) Länge der Kulisse ....

Ç) Aufhängung der Kulisse ... 225

d) Steuerungsgestänge...........

a) Schieberstangenkraft.......

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

Zahlentafel Nr. 75: Druck auf die

Schieberfläche...............

ß) Schieberstauge.............

1.    Abmessungen...........

2.    Seitliche Lage der Schieberkasten ...............

Zahlentafel Nr. 76: Abmessungen ausgeführter Schieberstangen . 229 Y) Die Kulisse................

1.    Anordnung..............

2.    Abmessungen...........

5) Kulissenstein...............

1.    Schlitzkulisse............

2.    Schildkulissen...........

e) Exzenter stau gen...........

Zahlentafel Nr. 77 : Abmessungen

ausgeführter Kulisse.........

£) Exzenterscheiben ..........

1.    Anordnung..............

2.    Abmessungen...........

Zahlentafel Nr. 78: Abmessungen

ausgeführter Exzenter scheib en 237 ■n) Exzenterbügel Zanlentafel

ausgeführter Exzenterbügel... 238

H) Kulissenhängestangen......

t) Umsteuerungswelle.........

2.    Steuerung von Klug..........

a)    Anordnung......j...........

b)    Bestimmung    der    Schieberelemente ............'

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

c)    Abmessungen.........

d)    Wirkende Kräfte......

«) Schwinge..........

ß) Exzenterstange.....

Y) Umsteuerungshebel.

5) Umsteuerungswelle .

3.    Steuerung von Marshall

a)    Anordnung......... .

b)    Schieberelemente......

c)    Abmessungen.........

4.    Steuerung von Joy..............

a)    Anordnung.................

b)    Bestimmung der Schieberelemente .....................

c)    Abmessungen.................

Zahlentafel Nr. 80: Verhältnisse

der Joy-Steuerung...........

d)    Wirkende Kräfte..............

5.    Steuerung von Lang und Walch 250

a)    Anordnung....................

b)    Arbeitsweise..................

6.    Steuerung von Heusinger von

Waldegg (Walschaert)..........

a) Anordnung....................

b)    Bestimmung der Schieberelemente.....................

c)    Abmessungen.................

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

Um Steuerungsvorrichtungen... 254

a)    Handumsteuerung.............

b)    Umsteuerungsmaschinen.......

a) Rundlauf-Umsteuerungsmaschinen ....................

ß) Direkt wirkende Umsteuerungsmaschinen ............

c)    Abmessungen.................

«) Rundlauf - Umsteuerungsma -

schinen ....................

ß) Direkt wirkende Umsteuerungsmaschinen ............

Maschinendrehvorrichtungen.. 262

a)    Anordnungen .................

b)    Abmessungen.................

a) Gewicht der auf- und abgehenden Teile............

ß) Antriebsmaschine..........

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

y) Schnecken und Schneckenräder ......................

Neunter Abschnitt.

Kurbeltrieb und Massenausgleich.

I. Der Kurbeltrieb.

Bewegungsverhältnisse Kurbeltrieb...............

a)    Kolbenweg.............

oc) Kolbenweg vom oberen Totpunkt der Kurbel..........

ß) Kolbenweg von der Hubmitte ......................

Zahlentafel Nr. 81: Werte von cos tp, cos² cp, sin cp, sin² cp, sin⁴ cp 268 Y) Konstruktion des Kolbenweges ..............

b)    Umfangsgeschwindigkeit

Kurbelzapfens.........

c)    Winkelgeschwindigkeit im Kurbelkreise .....................

d)    Kolbengeschwindigkeit........

e)    Kolbenbeschleunigung.........

Zahlentafel Nr. 82: Werte von

~jT cos 2 cp

f) Beschleunigung des

Zapfens.............

a) bei veränderlicher Umfangsgeschwindigkeit v .........

ß) bei konstanter Umfangsgeschwindigkeit vm ..........

Kräfte am Kurbeltrieb.........

a) Vom Dampfdruck herriihrende

Kräfte........................

Zahlentafel Nr. 83: Werte von

cos ß

b)    Konstruktion der effektiven

Kolbenkraft..................

c)    Konstruktion der Tangentialkraft .........................

271

271

271

272

272

273

273

273

für verschiedene

3.    Einfluß des Gewichts der auf-

und abgehenden Teile..........

Zahlentafel Nr. 84: Mittelwerte für die Gewichtswirkung.........

a)    Gewicht des auf- und abgehenden Teiles der Pleuelstange ... 275

b)    Genauere Ermittlung..........

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

4.    Einfluß des Beharrungsvermögens der beweglichen Teile 276

a)    für veränderliche Umfangsgeschwindigkeit .................

b)    für konstante Umfangsgeschwindigkeit .......................

5.    Darstellung des Tangential

drucks für Mehrfach-Expan-sionsmaschinen................

a)    Tangentialdruck-Diagramm .... 277

b)    Mittlerer Tangentialdruck.....

c)    Experimentelle Ermittlung der

Drehkraftkurve...............

d)    Beispiel......................

6.    Ermittlung des Verlaufs der

Tangentialkraftkurve für neu zu erbauende Maschinen.......

a)    Genaue Ermittlung der Tangentialkraftkurve .............

b)    Angenäherte Ermittlung der

Tangentialkraftkurve..........

c)    Korrektur der Tangentialkraftkurve .......................

7.    Drehmoment....................

274

274

275

276

276

276

277

277

277

278

279

279

279

281

282

II. Massenausgleich.

1.    Zweck des Massenausgleichs 282

2.    Grundbedingungen für den

Ausgleich......................

3.    Die für den Massenausgleich in Betracht kommenden Kräfte.. 283

a)    Auf- und abgehende Gewichte. 283

b)    Rotierende Gewichte..........

c)    Vertikaler und horizontaler Beschleunigungsdruck ............

d)    Beschleunigungsdruck für Maschinen mit vier Kurbeln......

4.    Kräftepolygone.................

5.    Die für den Massenausgleich iu

Betracht kommenden Momente, Momentenpolygone.............

a)    Momente erster Ordnung......

b)    Momente zweiter Ordnung.....

c)    Allgemeine Gleichung für den

Ausgleich erster und zweiter Ordnung......................

d)    Zusammenfassung.............

6.    Der Ausgleich der Kräfte und

und Momente der Vier kur belmaschine .................

a)    Allgemeine Bedingungen

b)    Praktische Bedingungen für den

Ausgleich....................

c)    Bedingungen für den Ausgleich der Kräfte erster und zweiter Ordnung und der Momente

erster Ordnung................

et) Symmetrische Anordnung... 289 ß) Unsymmetrische Anordnung. 290

282

284

284

284

285

286

287

287

. 288

288

288

289

d) Anordnung der Vierkurbelmaschine für den Massenausgleich 290 et) Die Entfernung der Zylinderachsen, die Zylinderfolge und Anordnung der Steuerung.. 290 ß) Konstruktion der Kurbelwinkel ....................

y) Anordnung der Zylinder.... 290

1.    Dreifach - Expansionsma-

schinemitgeteiltem Niederdruckzylinder ..........

2.    Vierfach - Expansionsmaschinen ................

290

290

291

7.    Praktische Ausführung des

Massenausgleichs..............

8.    Gegengewichte und Kolbenbelastung .......................

a)    Gegengewichte für den horizontalen Ausgleich...............

b)    Kolbenbelastung..............

9.    Zahlentafeln für den Massenausgleich .......................

10. Zusammenstellunng der Gewichte für den Massenausgleich erster und zweiter Ordnung296—299

Zahlentafel Nr. 85: Werte der Gewichtsverhältnisse für den Massenausgleich..............

Zahlentafel Nr. 86: Größen der Kurbelwinkel für den Massenausgleich ....................

11. Beispiele

Zehnter Abschnitt. Kondensator.

I. Oberflächenkondensator.

291

292

293

293

294

300

304

308

313

1.    Material.........................

a)    Gehäuse......................

b)    Rohrwände...................

c)    Rohre........................

d)    Rohrstopfbüchsen.............

e)    Vorlagen.....................

2.    Anordnung......................

a)    Kondensator mit den Maschinenständern verbunden.......

b)    Kondensator von den Maschinenständern getrennt.............

c)    Vollständige Trennung des

Kondensators.................

d)    Dampfeintritt.................

e)    Kühlwassereintritt.............

f)    Befestigung der Kühlrohre an

der Rohrwand................

g)    Aufstellung...................

3.    Abmessungen...................

a)    Zusammenhang zwischen Druck

und Temperatur...... .......

b)    Stündlicher Wärmedurchgang .. 336

c)    Kühlwassermenge.............

d)    Kühlfläche....................

а)    für das stündliche Dampfgewicht ...................

ß) Berücksichtigung der Endtemperatur des Kühlwassers 317 y) für 1 kg stündlich zu kondensierenden Dampf_____

б)    für eine indizierte PS

313

313

313

313

313

313

313

313

313

316

316

316

316

316

316

316

317

317

317

317

317

318

318

318

cri

319

CO    CO

>-*■    H-*■

319

320

320

320

320

320

320

320

322

323

323

323

324

324

325

325

330

330

330

330

330

331

331

331

332

333

333

333

Seite

335

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341

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342

342

342

342

342

343

343

343

344

345

rH CM

347

347

347

347

347

347

348

348

348

348

349

349

349

349

354

Klassifikationsgesellschaften in bezug auf Speisepumpen......

z) Berücksichtigung des Enddruckes des Dampfes......

0 für 1 cbm Kühlrohre.......

r]) für ein Rohr von 1 m Länge Zahlentafel Nr. 87 : Kühlfläche und 317 Kühlwasserverbrauch stündlich für 1 kg Dampf............

e)    Gehäuse................,.....

oc) Inhalt des Gehäuses........

ß) Inhalt der Kühlrohre.......

Y) Wandstärke................

1.    für mit der Maschine verbundene Kondensatoren.. 319

Zahlentafel Nr. 88: Wandstärken der Kondensatorgehäuse.....

2.    für getrennt aufgestellte

Kondensatoren..........

3.    Berücksichtigung des äußeren Drucks..............

4.    Anordnung für Kriegs- und

Handelsschiffe...........

5.    Versteifung der Gehäuse

f)    Vorlagen und Deckel .........

g)    Rohrwände...................

öl) Wandstärken..............

ß) Befestigung und Verankerung der Rohrwände.......

h)    Kühlrohre....................

ol) Anzahl....................

ß) Durchmesser...............

Zahlentafel Nr. 89: Vergleich der Rohrwandstärken nach metri ■ schem und englischem Maß... 321 Zahlentafel Nr. 90: Abmessungen für Rohrstopfbüchsen

i)    Rohranschlüsse und Armatur .. 322

k) Hilfskondensator..............

Zahlentafel Nr. 91: Abmessungen ausgeführter Oberflächenkondensatoren ............. ....

II. Einspritzkondensator.

1.    Einspritzwassermenge.........

2.    Durchmesser des Einspritzrohres ...........................

3.    Armatur.........................

Elfter Abschnitt. Pumpen.

I. Luftpumpen.

1.    Materialien und Anordnung.... 325

a)    Einfach wirkende Pumpen

b)    Edwardspumpe.........

c)    Doppelt wirkende Luftpumpen. 329

2.    Abmessungen....................

Angehängte (einfach wirkende) Luftpumpen .........................

a)    Fördervolumen, Hub...........

b)    Zylinderdurchmesser...........

c)    Wandstärken der Zylinder.....

d)    Ventilsitzplatten...............

e)    Ventilkasten.................

f)    Luftpumpenkolben.............

g)    Kolbenstange.................

h)    Ventile.......................

i)    Saug- und Druckleitung.......

k) Ausgußventile.................

3.    Unabhängige Luftpumpen......

II. Zirkulationspumpen.

Kolbenzirkulationspumpen... 335

a)    Anordnung...................

b)    Abmessungen.................

<*) Kolbengeschwindigkeit......

ß) Fördervolumen, Hub........

y) Zylinder, Kolbenstange.....

S) Ventile....................

e) Saug- und Druckrohre......

Zahlentafel Nr. 92: Saugrohrquerschnitte für 1 PS. für Zirkulationspumpen ...............

Zentrifugalpumpen............

a)    Anordnung...................

a) Gehäuse und Flügelrad, Konstruktion der Verschaufelung 339

b)    Allgemeine Formeln zur Berechnung der Hauptverhältnisse ... 339 a) Eintritt desWassers in das Rad

ß) Bewegung des Wassers durch 341 das Rad

Y) Austritt des Wassers aus dem 341 Rad.......................

c)    Berechnungsvorgang und Abmessungen. ...................

a) Saughöhe.................

ß) Druckhöhe.................

y) Widerstandshöhe..........

d)    Abmessungen.................

et) Saugleitung................

ß) Druckleitung...............

y) Radius des inneren und

äußeren Radumfanges.......

8) Schaufelwinkel.............

I) Umfangsgeschwindigkeit .... 343 rj) Austrittsgeschwindigkeit.... 344 Beispiel...................

e) Arbeitsbedarf 

w.(v,+ U _ !L_ ).

Nach Gleichung (55) berechnet, ergibt sich z. B. mit Berücksichtigung

Mittelwerte für den Druckabfall px während der Fül

11. Dampfverbrauch.

Fünfter Abschnitt.

Katzenstein-Packung.

5. Flanschendichtungen.

3. Bund zwischen Kolbenstangenschaft und Konus.

3. Lager.

d£]

d5i

3. Torsionsschwingungen der Wellenleitung**).

2. Lose Kupplungen für Kriegsschiffe zwischen Maschine und Druckwelle.

r:

b. — ~ 2/3 • b bis 3/4 • b.

<t

Ist der Maßstab von v gleich der Länge von R gewählt, so ist:

1. Zweck.

11. Beispiele.

1. Materialien und Anordnung.

2) PS.

-031-

1. Bestimmung der Schraubenelemente.

8. Konstruktion der Schraubenflügel.

4. Messung der Arbeitsleistung der Dampfturbine.

Einige Urteile der Fachpresse über „Wagner, Dampfturbinen“.

e)    Arbeitsbedarf.................

f)    Vorschriften des Germanischen Lloyd über Zirkulationspumpen 346

Zahlentafel Nr. 93: Hauptabmessungen der Zentrifugalpumpen 346

Zahlentafel Nr. 94: Abmessungen ausgeflihrterZentrifugalpumpen 346

III. Speisepumpen

An Ordnung...

Abmessungen

a)    Maschinenspeisepumpen, einfach 347

wirkende.....................

ot) Speisewassermenge, Zylindervolumen ...................

ß) Kolben....................

y) Zylinderwandstärken.......

Zahlentafel 95: Wandstärke der

Zylinder.....................

6) Kolbenstangendurchmesser . 348

e) Ventile....................

C) Saug- und Druckleitung.....

Zahlentafel Nr. 96: Querschnitte der Saug- und Druckrohre für

1 PS. für Speisepumpen......

7j) Speiseleitung.....

b)    Dampfspeisepumpen ot) Duplex-Steuerung ß) Speisewassertanks

Y) Armatur ........

ö) Vorschriften der

354

IV. Lenzpumpen.

354

354

355

355

355

355

356

357

357

358

358

361

362

365

372

. 373

373

377

378

378

379

381

381

381

382

382

382

383

383

383

384

385

386

386

386

388

388

388

388

388

389

391

392

392

392

392

393

393

394

CO CO

395

396

398

399

401

401

402

403

403

403

. 403

406

406

1.    Anordnung......................

2.    Abmessungen...................

3.    Ballast pu mp en, Trink- und

Waschwasserpumpen usw......

4.    Lenzleitung....................

a)    Anordnung...................

b)    Vorschriften der Klassifikationsgesellschaften .................

c)    Rohrdurchmesser..............

d)    Rohrwandstärken.............

5.    Vorschriften über Ventile,

Hähne, Rohrverbindungen.....

6.    Beispiele für die Pumpenanord

nung ...........................

7.    Pumpengestänge................

Zwölfter Abschnitt. Anordnung der

Schiffsmaschinen, Platzbedarf, Gewichte.

I. Anordnung der Zylinder, Kurbeln, Steuerung.

1.    Anordnung der Zylinder

a)    Zweifach-Expansionsmaschinen. 361

b)    Dreifach-Expansionsmaschinen . 362 «) mit drei Kurbeln ß) mit vier Kurbeln

c)    Vierfach-Expansionsmaschinen . 368

2.    Anordnung der Kurbelfolge.. 371

3.    Anordnung in bezug auf die

Steuerung......................

II. Hauptabmessungen und Platzbedart.

1.    Hauptabmessungen..........

2.    Platzbedarf....................

Zahlentafel Nr. 97 : Erforderliche Größe von Maschinenräumen.. 373

Zahlentafel Nr. 98: Hauptabmessungen der Schiffsmaschinen nach Höhe, Länge und Breite 374

Zahlentafel Nr. 99: Hauptabmessungen von 16 Schiffsmaschinen 375

III. Gewichte von Schiffsmaschinen.

Zahlentafel Nr. 100: Gewichte der festen und beweglichen Teile von Schiffsmaschinen.........

Zahlentafel Nr. 101: Maschineu-gewicht für 1 PS. für verschiedene Schiffstypen............

Zahlentafel Nr. 102: Gewichte von Maschineneinzelheiten........

Zahlentafel Nr. 103: Gewicht der Maschinenanlage für einen Fracht- und Passagierdampfer von 10 000 PS................

Dreizehnter Abschnitt.

Die Schiffsschrauben.

1. Bestimmung der Schraubenelemente .......................

a) Slip und Vor ström............

a) Scheinbarer Slip...........

ß) Vorstrom..................

y) Wirklicher Slip...........

8) Negativer Slip.............

e) Slipwinkel.................

Ç) Steigung...................

7j) Verhältnis von Steigung und

Durchmesser...............

0) Durchmesser...............

2.    Wirkungsweise der Schrauben 385

a)    Wirkungsweise eines Flügelelements .......................

b)    Achsiale Schubkraft, Propellerschub ........................

3.    Anordnung d er Sehr au b en.... 386

a)    Drehrichtung.................

b)    Anordnung der Flügel........

a) Flügel undNabe aus einem Stück

ß) Besonders hergestellte Flügel 386

c)    Veränderlichkeit der Steigung. 386

4.    Wirkungsgrad der Schrauben. 387

5.    Flügelfläche und Form der

Flügel......................

a)    Abgowickelte Flügelfläche

b)    Projizierte Flügelfläche ..

c)    Schraubenkreisfläche.....

d)    Größte Flügelbreite......

e)    Mittlere Flügelbreite.....

6.    FestigkeitderSchraubenflügel 391

a)    Material

b)    Zulässige Beanspruchungen.... 391

c)    Angreifende Kräfte und Momente 392

а)    Schubkraft.................

ß) Tangentialkraft............

y) Biegungsmomente..........

б)    Zentrifugalkraft............

e) Die von den Kräfteu und Momenten herrührenden Beanspruchungen ...............

Ç) Flügelstärken..............

rj) Befestigungsschrauben der

Flügel....................

Zahlentafel Nr. 103: Durchmesser der Befestigungsschrauben von Schraubenflügeln.............

7.    Propellernabe.................

a)    Naben mit angegossenen Flügeln 394

b)    Naben mit aufgeschraubten

Flügeln.......................

Zahlentafel Nr. 104: Verhältniszahlen für Propellernaben .... 395

8.    Konstruktion der Schrauben .. 396

a^ Flügelabwicklung.............

Zahlentafel Nr. 105: Verhältnisse ausgeführter Schrauben......

b)    Konstruktion der Flügelschnitte 399

c)    Konstruktion der Seitenansicht

und der Aufsicht.............

Vierzehnter Abschnitt.

Die Dampfturbine als Schiffsmaschine.

1.    Wirkungsweise................

a)    Reaktionsturbinen.............

b)    Aktionsturbinen...............

2.    Der Energieumsatz in den

Dampfturbinen ................

a) Reaktionsturbinen.............

ot) Allgemeine Anordnung.....

ß) Geschwindigkeitsverhältnisse

und Wärmegefälle.......

Y) Eintritts- und Austrittswinkel 405 8) Ermittlung der Arbeitsleistung 405 Beispiele ... b) Aktionsturbinen

3.    Dampfverbrauch

4.    Messung der Arbeitsleistung 407

5.    Zuführung des Dampfes für

die Parsons-Turbine..........

6.    Entlastung.....................

7.    Die Konstruktionsteile der

Dampfturbinen......

a)    Gehäuse............

b)    Turbinentrommeln...

c)    Wellen.............

d)    Stopfbüchsen ......

e)    Wellenlager........

f)    Schaufeln...........

<x) Reaktionsturbinen

Parsons .......

ß) Aktionsturbinen,

Rateau ........

System

System

407

408

408

409

409

409

411

411

412

413

413

415

Seite

8.    Regulierung...................

9.    Umsteuerung..................

10.    Kondensator...................

11.    Gesamt Unordnung.............

12.    Propeller.......................

13.    V er Suchsergebnisse..........

Zahlentafel Nr. 106: Versuchsergebnisse der Turbinen des englischen Kreuzers,, Amethyst“ 421 Zahlentafel Nr. 107: Versuchsergebnisse des Turbinendampfers

„Manxman“..................

Zahlentafel Nr. 108: Versuchsergebnisse an einem französischen Torpedoboot.................

Namen- und Sachverzeichnis..........

415

415

416

417

319

321

421

Zahlentaf ein.

Kr.

Seite

Kr.

Seite

1.    Widerstandskoeffizienten...........

2.    Widerstandskoeffizienten............

3.    Ergebnisse von Modellschleppver

suchen ..........................

4.    Verhältnis vom Reibungs- zum Gesamt

widerstand ......................

5.    Koeffizienten für benetzte Oberfläche 7

6.    Wirkungsgrade nach Middendorf . 11

7.    Abnahme des Wirkungsgrades für

sinkende Leistung................

8.    Zusammenhang zwischen Leistung und

verminderter Geschwindigkeit.....

9.    Leistungswerte.....................

10.    Leistungs werte für verschiedene Schiffe 16

11.    JVj für 9,29 qm Oberfläche bei 10 See

meilen Geschwindigkeit..........

12.    Ni für 9,29 qm Oberfläche bei 10 See

meilen Geschwindigkeit..........

13.    Werte von x = 1000 •

14.    Werte von Nt nach Afonassieff

15.    Zylinderkonstanten.......

16.    Werte von cp = e ^1 log •

17.    Theoretischer mittlerer Druck unter

Berücksichtigung der schädlichen Räume..........................

18.    Verhältnis zwischen pe und pc für vier

neuere Schiffe...................

19.    Abhängigkeit des Kondensatordrucks

von der Temperatur.............

20.    Werte von pm7.....................

21.    Mittelwerte für den Druckabfall wäh

rend der Füllung................

22.    Werte des Völligkeitsgrades........

23.    Größe des mittleren Druckes für ver

schiedene Leistungen.............

24.    Anfangs- und Enddrucke ...........

25.    Druck- und Füllungsverhältnisse für

verschiedene Leistungen..........

26.    Kolbengeschwindigkeit, Hub, Um

drehungszahl ....................

27.    Werte der Umdrehungszahlen für ver

schiedene Leistungen.............

(#

nat .

44

12

13

14

19

19

20

20

25

. 32

28.    Größe der schädlichen Räume......

29.    Schädliche Räume für einige neuere

Maschinen.......................

30.    Dampfverbrauch....................

31.    Zylinderverhältnisse................

32.    Werte von

33.    Hauptverhältnisse von 150 ausgeführten

Schiffsmaschinen.................

34.    Prüfungsdrucke....................

35.    Beanspruchung von Zylindereinsätzen 68

36.    Geschwindigkeit des Dampfes......

37.    Querschnitte von üampfrohren und

Dampfkanälen bei verschiedenen Kolben- und Dampfgeschwindigkeiten ..........................

38.    Stündliches Dampfgewicht in kg bei

1 m Geschwindigkeit............

39.    Verhältnisse ausgefübrter Zylinder..    82

40.    Verhältnisse der Abmessungen für

Stopfbüchsen

41.    Wandstärken von Ventilgehäusen ..    92

42.    Hauptdampfrohr, Durchmesser für

D = 1........................

43.    Verhältnisse von Flanschenverbin

dungen .........................

44.    Wandstärken bronzener Gleitrohre . 105

45.    Koeffizienten für die Bestimmung der

Kolbenabmessungen.............

46.    Koeffizienten für die Bestimmung der

Kolbenabmessungen.............

47.    Abmessungen ausgeführter Kolben . 122

48.    Durchmesser ausgeführter Kolben

stangen ........................

49.    Verhältnisse ausgeführter Kolben

stangen ........................

50.    Abmessungen ausgeführter Kreuz

köpfe ..........................

51.    Abmessungen an der Pennschen

Sicherung ......................

52.    Abmessungen ausgeführter Pleuel

stangen ........................

53.    Abmessungen ausgeführter Gleit

bahnen .........................

(—)

0,88

45

48

49

53

61

67

79

81

81

86

98

103

121

121

125

126

135

143

144

Nr.

54.    Abmessungen gebauter Kurbelwellen 156

55.    Abmessungen von Kurbelwellen aus

geführter Maschinen.............

56.    Abmessungen von Kupplungsflan

schen ..........................

57.    Kupplungen ausgeführter Kurbel

wellen..........................

58.    Abmessungen ausgeführter Zylinder

träger ..........................

59.    Wandstärken von Grundplatten .... 169

60.    Abmessungen ausgeführter Grund

platten .........................

62.    Abmessungen ausgeführter Grund

lager ...........................

63.    Indizierter Propellerschub für 1 PS. 180

64.    Abmessungen ausgeführter Druck

wellen..........................

65.    Druckfläche von Druckbügeln......

66.    Abmessungen ausgeführter Druck

lager ...........................

67.    Abmessungen ausgeführter Schrau

benwellen ......................

68.    Abmessungen ausgeführter Steven

rohre...........................

69.    Werte der linearen Voreilung......

70.    Abmessungen ausgeführter Flach

schieber ........................

71.    Abmessungen ausgeführter Kolben

schieber ........................

72—74. Koeffizienten zur Bestimmung des Schieberweges.................

75.    Druck auf die Schieberfläche.......

76.    Abmessungen ausgeführter Schieber

stangen .......................

77.    Abmessungen ausgeführter Kulissen 235

78.    Abmessungen ausgeführter Exzentex*-

scheiben........................

79.    Abmessungen ausgeführter Exzenter

bügel .........................238

80.    Verhältnisse der Joy-Steuerung .... 249

81.    Werte von cos cp, cos² cp, sin cp, sin² cp,

sin⁴ cp

156

158

159

169

172

178

181

184

185

195

204

206

213

218

223

227

229

237

268

82.    Werte von

cos 2cp.

83.    Werte von sin

dene ^

-j- cos 2 cp und cos cp

(<p + 3)

cos ß

für verschie-

270

273

84.    Mittelwerte für die Gewichtswirkung 274

85.    Werte der Gewichtsverhältnisse für

den Massenausgleich...........

86.    Größen der Kurbelwinkel für den

Massenausgleich...............

87.    Kühlfläche undKühlWasserverbrauch

stündlich für 1 kg Dampf......

88.    Wandstärken der Kondensatorge

häuse .........................

89.    Vergleich der Rohr Wandstärken nach

metrischem und englischem Maß 321

90.    Abmessungen für Rohrstopfbüchsen 322

91.    Abmessungen ausgeführter Ober

flächenkondensatoren ...........

92.    Saugrohrquerschnitte für 1 PS. für

Zirkulationspumpen............

93.    Hauptabmessungen der Zentrifugal

pumpen .......................

94.    Abmessungen ausgeführter Zentri

fugalpumpen...................

95.    Zylinderwandstärken..............

96.    Querschnitte der Saug- und Druck

rohre für 1 PS. für Speisepumpen 348

97.    Erforderliche Größe von Maschinen

räumen ........................

98.    Hauptabmessungen der Schiffs-

maschinen nach Höhe, Länge und Breite.........................

99.    Hauptabmessungen von 16 Schiffs

maschinen

100.    Gewichte der festen und beweglichen

Teile von Schiffsmaschinen.....

101.    Maschinemcrewicht für 1 PS. für ver

schiedene Schiffstypen..........

102.    Gewichte von Maschineneinzelheiten 378

103.    Gewicht der Maschinenanlage für

einen Fracht- und Passagierdampfer von 1000 PS 104 Durchmesser der Befestigungsschrauben von Schraubenflügeln 395

105.    Verhältniszahlen für Propellernaben 397

106.    Verhältnisse ausgeführter Schrauben 398

106.    Vei Suchsergebnisse der Turbinen

des englischen Kreuzers „Amethyst“ .........................

107.    Versuchsergebnisse des Turbinen

dampfers „Manxman“..........

108.    Versuchsergebnisse an einem fran

zösischen Torpedoboot.........

300

304

318

319

323

338

346

346

348

373

374

. 375

377

378

. 379

421

421

Seite

Druckfehler,

vor dem Gebrauche des Buches zu verbessern:

9, Gleichung 36a lies: vk’S3 statt vk.

25, Abb. 13 lies: Theoretisches Indikatordiagramm.

V olumendiagramm.

Metallic statt Metalic.

Hoblgußzylinderständer statt Hohlgußzylinder.

58, Abb. 21 „ 85, Abb. 54 n 145, Abb. 115 „

Erster Abschnitt.

Schiffswiderstand und Maschinenleistung.

Bezeichnungen.

Ne Nutzleistung der Maschine, PS,

Ni indizierte Leistung der Maschine, PS,

Nr durch Reibungswiderstände des Schiffs verzehrte Leistung, PS,

vom

Schiff

bzw.

Modell.

L, l Länge, m,

B, b größte Breite, m,

T, t Tiefgang, m,

D, d Wasserverdrängung, cbm,

Bw Breite in der Konstruktionswasserlinie, m, Nw vom Wellenwiderstand verzehrte Leistung, W₀ Fläche der Konstruktionswasserlinie, qm, !    ’

W, w Gesamtwiderstand, kg, , Tom Schiff Te™lnd«rte Maschmenleishmg, PS,

Wr, wr Reibungswiderstand, kg,

Ww, ww Restwiderstand, kg,

WP Widerstand der Schraube, kg,

Wf Wirbel- und wellenbildender Widerstand, kg,

A Arbeitsleistung, mkg,

V, v allgemein: Geschwindigkeit von Schiff bzw. Modell,

vk Geschwindigkeit des Schiffs in Seemeilen (Knoten),

vs, vsx Geschwindigkeit des Schiffs bzw. Modells, m,

vn Geschwindigkeit in Seemeilen bei verminderter Maschinenleistung Nn, f Reibungswiderstand für 1 qm der benetzten Oberfläche und die Einheit der Geschwindigkeit,

U Umfang des benetzten Hauptspantes, m, Q benetzte Oberfläche, qm,

Inhalt deseingetauchten Hauptspantes, qm, a Verhältnis der linearen Abmessungen von Schiff und Modell,

bzw Jp P°lares Trägheitsmoment,

Modeil    Drehkraft der Maschine, kg,

Tm mittlere Drehkraft der Maschine, kg,

R Radius der Drehkraft,

G Elastizitätsmodulus der Schubbeanspruchung,

lw Länge des verdrehten Wellenstücks,

Mt Drehmoment, a Yerdrehungsbogen, dw Wellendurchmesser,

n minütliche größte Umdrehungszahl der Maschine,

nn minütliche verminderte Umdrehungszahl der Maschine,

7, 7 i Gewicht von 1 cdm See- bzw. Süßwasser, a, x, £, e, C, Cu C₂, M Koeffizienten,

Wr hängt ab von dem Zustande und den Abmessungen der benetzten Oberfläche Q, Wp wird bedingt durch die Lage der Schraube und die Form des Hinterschiffs.

I. Schiffswiderstand.

1. Ges amtwider stand

w=wr+wp + wf

da Wp und Wf sich nur in der Form Wp + Wf ermitteln lassen, setzt man:

wp + Wf = Ww w= Wr + Ww

also :

(1)

(2)

2. Der Reibungswiderstand Wr folgt dein Gesetze:

(3)

Wr = O • 42 • Vxs ,

a) allgemeine Gleichung.

Der Koeffizient a und der Exponent x sind mit dem Zustande und den Abmessungen der Oberfläche 0 veränderlich. Das ihren genauen Werten zugrunde liegende Gesetz ist z. Z. nicht bekannt, jedenfalls übt die Schiffsform und sehr wahrscheinlich auch die Geschwindigkeit des rückströmenden Wassers einen wesentlichen Einfluß auf Wr aus. In dem Koeffizienten a sind als maßgebende Faktoren y und f enthalten, so daß gesetzt werden kann:

Demnach folgt:

(4)

a = 7 ' f-Wr = y ■/■ Si ■ Vxs.

Die von Fr ou de und Ti de mann durch Versuche ermittelten Werte von /' und x dürften den wirklichen Verhältnissen nur wenig entsprechen.

f=~ 0,155

Als Mittelwert für den Entwurf kann für eiserne Schiffskörper mit gutem Farbanstrich:

gesetzt werden.

Nach Versuchen der englischen Marine mit Torpedoboots - Zerstörern ändert sich der Gesamtwiderstand W annähernd

für vs bis mit x —

Als Mittelwert kann angenommen werden:

x = 1,83 bis 1,85.

r-H

16    18—20 22

3    3,3    2,7

O (M

25—30 Knoten, 1,83

b) Nach Middendorf »beträgt: Wr = 0,16 • Q • vs Wr = 0,204 • Q • vs

1,85

1,85

für Schraubendampfer, für Raddampfer.

c) Nach Riehn ist zu setzen:

Wr = 0,127 L T-(2+ B

TL- Bw

■)

• »,

(5)

3. Der Wirbelwiderstand Wp, vom Propeller herrührend, ist nach Froude anzunehmen:

Wp = ~ 0,08 Wr bis 0,1 Wr

(6)

4. Der Restwiderstand Ww

(7)

\VW = W- Wr = Wp + W,

läßt sich mit genügender Zuverlässigkeit nur durch Schleppversuche mit Modellen auf Grund des mechanischen Ae hnlichkeitsgesetzes ermitteln.

a) Nach dem mechanischen Aehnlichkeitsgesetz besteht zwischen den Geschwindigkeiten V und v zweier geometrisch ähnlicher Schiffskörper, deren lineare Abmessungen L,    T bzw. I, b, t betragen, falls:

L = a - l, B = oc • b,

T — a-t

V = V - V*

die Beziehung und ferner gilt, wenn der Restwiderstand des Modells:

(8)

«V = wp + wf

05 O

— WP + Wf — a³ • (wp 4- Ws) Ił«» —— ^ ■ fr«»

Bezeichnen u> und d die benetzten Oberflächen und die Wasserverdrängung des meist aus Paraffin hergestellten Modells, so ist:

rH (Tvl

Û = a² • W,    (1 )

D — a³ • d    (1 )

Ist der Reibungswiderstand wr des Modells aus der Gleichung

wr = G • ft • ® w = ww + wr

(13)

ermittelt, so folgt: und da w aus den Modellschleppversuchen bestimmbar ist:

(13 a)

oder:

Ww = w — wr.

Aus Gleichung (10) und (13b) folgt demnach:

Ww = ct³ • {w — wr)

Ww = a³ -(w — yt •/, ’Ot’VsJ.

(13b)

(10 a)

(14)

Verglichen mit dem Gesamtwiderstand W läßt sich, wenn vs die größte Geschwindigkeit bedeutet, nach Froude annehmen:

lk • VS

Ww = 0,30 • W,    0,18 • W, 0,13 • W, 0,08 • W.

für vs

b) Nach Middendorf ist Ww zu bestimmen aus:

(15)

W =

rr w

<%>•#• V’⁵

Die Werte von £ und e sind aus den Zahlentafeln Nr. 1 und Nr. 2 zu entnehmen.

Zahlentafel Nr. 1. Werte der Koeffizienten l.

«m

bd' t-⁴

bd

œ 00 00~CO CO CO CO'co Q

CO P CO U) en H1 00 CO O

iOtOt-COPOH(N

aoGo'coododaTaras'

R : : t: :    ;; r

Pi

rr>

iV^DJOZCOOCCODCC 00 OSKî'h* 0'Ć£>'go'^I Oï Ü*

tH rH t—I rH tH tH tH rH tH

h-* M-

O O CO CO^CC CO .CO CO CO

Ho'bco^iaiüTV'b

Pi

S"

HCOO(M Jih-iOTłH W CO CO (N

HHHHtHHHtHH

HOOPPPPPP ob CO <1 Ci 0^"^ colo

Pj

COr*UOCOI>-GOa>0 dododdoH,

rH tH tH tH tH t—I tH tH H

ë

o"

h

P R K P f: P

P-

P

Nach Versuchsdaten von 38 Schiffen läßt sich setzen:

(16)

5 = 4,7-0,32*-g.

Vs

Vs

0,10

24,3

0,25

0,11

24,0

0,26

0,12

23,8

0,27

0,13

23,5

0,28

0,14

23,3

0,29

0,15

23,0

0,30

0,16

22,8

0,31

0,17

22,6

0,32

0,18

22,4

0,33

0,19

22,1

0,34

0,20

21,9

0,35

0,21

21,7

0,36

0,22

21,5

0,37

0,23

21,3

0,38

0,24

21,1

0,39

Zahlentafel Nr. 2.

Werte der Koeffizienten e.

20,9

20,7

20,5

20,3

20,1

19,9

19,7

19,5

19,3

19,1

18,9

18,7

18,5

18,4

18,2

Vs

Vs

vl

0,40

0,42

0,44

0,46

0,48

0,50

0,52

0,54

0,56

0,58

0,60

0,62

0,64

0,66

0,68

18,0

17,6

17,3

17,0

16,6

16,3

16,0

15,7

15,4

15,1

14,8

14,5

14,3

14,0

13,7

0,70

0,72

0,74

0,76

0,78

0,80

0,82

0,84

0,86

0,88

0,90

0,92

0,94

0,96

0,98

13,5

13,2

1,00

10,8

13,0

12,8

12,5

12,3

12,1

12,0

11,8

11,6

11,4

11,3

11,2

11,0

10,9

1,02

1,04

1,06

1,08

1,10

1,12

1,14

1,16

1,18

1,20

u. darüber

10,7

10,6

10,5

10,4

10,3

10,3

10,2

10,2

10,1

10,0

c) Angenähert ändert sich ww bei verschiedenen Geschwindigkeiten vk folgendermaßen:*)

Bis vk = 11 Seemeilen, wie v\

v³

V uk 11 uk

von    vk    =    12,5-13 „

5. Der Gesamtwiderstand W ergibt sich: a) Auf Grund der Angaben von Froude, nach Gleichung (2)

W = Wr + 0,30 • W W = ~ 1,43 • Wr.

Unter Zugrundelegung der Gleichung (14) ergibt sich:

W= a³ • [fü • vxsi (Y-/'—Ti • A) + H x = ~ 1,83

W = «³ [o> • Vl[S3 (y •/— Yl -f\) + W\.

Beispiel. Für einen großen Fracht- und Passagierdampfer, dessen Hauptabmessungen betragen:

L = 171 m, B — 18,9 m, T = 8,64 m, ß = 4621 qm,

ist der Widerstand W für die Geschwindigkeiten:

vk — 10, 11, 12, 12,5, 13,5, 14 Seemeilen

oder

(17)

(18)

und da:

(19)

zu ermitteln.

Für das verwendete Modell war a = 36 gewählt, ferner ergab sich (o = 3,568 qm. Die Ergebnisse der Modellschleppversuche sind in Zahlentafel Nr. 3 zusammengestellt.

*) Sir W. White, British Association Adress 1899.

Zahlentafel Nr. 3.

Ergebnisse der Modellschleppversuche.

Modell

Schiff

vk

Oberfläche geschwin- Gesamt- Reibungs-digkeit wider stand wider stand

(11

vsl

wr

Rest

widerstand

Ww = W — wr

Ww=36³‘U'w

Wr

Knoten ni

qm

kg

kg

qqoqioo © r4 coH

tH tH rH tH rH tH

l>(NWrt)050

co t- co ©

rH tH CTi (N

CO îO (LD tD îO CD OCDOOOO

lO iO o o o o

ÎO CO ÎO c6~ CO C0~

OO ^ CO CN CO rH O'èfMh-OO CO <G^O O rH O OHHHH

360

370

410

132

383

6175

8522

904

955

480

560

590

272

301

344

365

12675

14036

15575

17020

15322 21497 18277 26799 23738 36413 25600 39636 28550 44125 29520 46540

Abb. 1.

44125k)

46540 kg

3963Bki,

955 g

904 g

781 g

Z679S

492

21497 kg

1Z675j

14036ki

15575ki

17020 kg

Ww

0522k;

272 g

301g

344 g

365 g

w

W132 kg CurVe

183 g

Linie v$i

0,859 m/sek.

1,029    1,072

Ergebnisse von Modell-Schleppversuchen.

0,944

f158 Ï2M

In Abb. 1 sind die Ergebnisse graphisch dargestellt.

b) Nach den von Middendorf angegebenen Gleichungen ist:

(20)

W = 0,16 • ß • vj’⁸⁵ + £ •

Für die in der Zahlentafel Nr. 4 aufgeführten Schiffe ergeben sich nach den von Middendorf mitgeteilten Werten für das Verhältnis WT zu W etwas größere Werte als 1,43 in Gleichung (17), die als Mittelwerte für Annäherungsrechnungen benutzt werden können.

Name

Stahleck ..........

Ellen Rickmers Elisabeth Rickmers

Afrika...........

Assyria...........

Asturia............

Andalusia.........

Alesia............

Wittekind.........

Arabia...........

Darmstadt ........

Zahlentafel Nr. 4. Verhältnisse von W:Wr.

Vk

W : Wr

Name

Vk

W: Wr

Preußen ..............

Prinzregent Luitpold...

Prinz Waldemar.......

Pennsylvania..........

Barbarossa...........

Lahn..................

Meteor (früher Havel)..

Fürst Bismarck........

Kaiserin Maria Theresia Kaiser Wilhelm d. Große

Als Mittelwert aus Zahlentafel 4 läßt sich setzen:

W = 1,64- Wr

was auch der Wahrheit näher kommt als 1,43 in Gleichung (17).

6. Zur Berechnung der unter (1) bis (17) gegebenen Formeln ist die Ermittlung der benetzten Oberfläche il erforderlich, die sich nur angenähert bestimmen läßt, da der Einfluß der Wellenbildung auf die Größe von ß zurzeit noch nicht geklärt ist.

a)    Stehen Zeichnungen zu Gebote, so genügt es häufig, für Ueberschlags-rechnungen das Produkt aus dem mittleren Spantenumfang und der mittleren Länge der Wasserlinien zu bilden.

b)    Nach Bourgois ist zu setzen:

13,5

13,6

14,0

14,0

14,4

18,0

20,5

20,7

22,0

22,5

1,54

1,58

1,72

1,52

1,59

1,78

1,82

1,81

1,72

1,75

(21)

worin :

je nach der Schärfe des Schiffes.

ß = e ■ L • (B + 2 • T)

e = 0,65 — 0,78

(22)

c)    Nach Mumford:

d)    Nach Normand:

Û = l,7.L.r +

T'

(23)

oder:

Q = £ [1,5£.(0,09 + 0)] ß = [1,52 -T+B- (0,375 + 0,85 • 8²)]

(24a)

(24b)

worin :

L-B-T

ist.

e) Nach Denny:

f)    Nach Taylor:

g)    Nach Dupré: Hierin ist zu setzen:

ß = 1,7-L-T-f

ß = 2,66 • y~D^L.

ß = m • L • Y 3g.

3g '

(25)

OS

Für scharf gebaute Schiffe m = 2,15

m = 2,2 m = 2,3 m — 2,35.

„ mittelscharfe „ völlige „ sehr völlige

Formel für 77, den Umfang des Hauptspants siehe Gleichung (31). Für 5 sind die Werte aus Zahlentafel 5 zu entnehmen.

Zahlentafel Nr. 5. Werte für äj.

Geschwindigkeit in Seemeilen

Geschwindigkeit in Seemeilen

Geschwindigkeit in Seemeilen

Vk

Vk

Vk

GO <X>

O*

OH(NCO^O 1—1 tH tH tH tH

HrlHnHHrl

; r r r : : r : ;

0,90

0,89

0,88

0,87

0,86

0,85

0,84

0,83

5T

»-s

oppppppo oo<o oo

Üiai-GGOCDOMIO

24    und unter 25

29 „

26

27

28

29

30

TP CO (M H o u- i^- u- ts- t>- o

ooooö'o

i) Kirk ersetzt den eingetauchten Teil des Schiffes durch ein Blockmodell, Abb. 2, und legt folgende Verhältnisse zugrunde:

Geschwindigkeit

V,c

Gewöhnliche Frachtdampfer... Gewöhnliche große Seedampfer Schnelle große Seedampfer....

10—12

12—14

14 und mehr

0,22 • L — 0,26 L 0,26 • L — 0,30 L 0,30 • L — 0,36 L

30° - 220 210 — 180 180 _ 150

Die benetzte Oberfläche ergibt sich, wenn Bm die mittlere Breite des Hauptspants bedeutet, zu

Q — m

m ist nach foldenden Angaben zu wählen:

für sehr völlige Schiffe für gewöhnliche Seedampfer . m = 0,97 für mittelscharfe Seedampfer, m — 0,95 für sehr scharfe Schiffe

Zur Bestimmung von a ih Abb. 2 hat man die Beziehung:

Abb. 2.

(29)

m = 0,98

m — 0,92

L—al

Bm

(30)

-L

Blockmodell nach Kirk.

7. Der Spanteimmfang U ist entweder aus der Zeichnung zu bestimmen oder angenähert nach Bauer*):

<0,9,

für

2- æ

B-T

(31a)

für

ß ' J1 —; 0,9    0,1,

— 2- T.

(31 b)

*) Schitfbau, 4. Jalirg., Nr. 10.

II. Maschinenleistung:.

Ermittlung der Nutzleistung oder effektiven Leistung jve.

1. Unter Nutzleistung oder effektiver Leistung wird in der Regel die auf den Propeller übertragene Leistung verstanden. Eine feste Norm läßt sich jedoch für diesen Begriff nicht auf stellen und so wird verschiedentlich die Leistung an einem bestimmten Punkt der Wellenleitung oder der Welle hinter der Maschine als effektive Leistung bezeichnet.

Die Ermittlung der Nutzleistung kann bei Schiffsmaschinen entweder aus dem Widerstande W oder auf dem Wege des Versuchs durch die Messung der wirklich übertragenen Drehkräfte erfolgen.

Die Ermittlung der Nutzleistung durch Berechnung der Einzelverluste erscheint bis jetzt undurchführbar.

2. Ermittlung der Nutzleistung aus dem Widerstande W. Um ein

Schiff, dessen Gesamtwiderstand W bekannt ist, mit der Geschwindigkeit vs fortzubewegen, ist angenähert eine Arbeitsleistung:

L — W • vs mkg Ae =

(32)

erforderlich, oder in PS.

W-vs

75 ‘

(33)

a) Unter der Voraussetzung der Anstellung von Modellschleppversuchen ergibt sich dann nach Gleichung (19):

W-v, _ vsl-Va⁷

Ae =

[® ¹®ii⁸⁸ i'i'f— Ti - A) + H

Beispiel. Bei Zugrundelegung der im Beispiel, S. 5, ermittelten Zahlenwerte für W ergeben sich nach Gleichung (34) die entsprechenden Nutzleistungen für:

v¹ =

A =

zu:

75

75

(34)

rH

rn

12,5    13,5    14

3400    4100    4500 PS.

b) Middendorf ersetzt die fortschreitende Geschwindigkeit der Schraube, die mit vs übereinstimmen müßte, wenn die Schraube in einer festen Mutter arbeitete, durch einen größeren Wert:

160 • F ’

worin F die Größe der Kreisfläche der Schraube bzw. der Schrauben darstellt.

Die Begründung der Erhöhung von vs liegt darin, daß die Geschwindigkeit der Schraube stets größer sein muß, als die des Schiffes, um diesem die Geschwindigkeit vs erteilen zu können, weil die Schraube in dem dem Schiffe zuströmenden Kielwasser arbeitet. Unter Berücksichtigung dessen ergibt sich:

¹

Transactions of the Am. Soc. of Naval Engs., Bd. 13, S. 454,

Journal of the Am. Soc. of Naval Engs., Bd. 6, S. 259, Bd. 10, S. 88.

(35)

w.(v,+ U _ !L_ ).

V 1 160 -F >

c) Warrington ¹) zerlegt die Nutzleistung Ae in einen Teil Ar, der durch die Reibungswiderstände und einen zweiten Teil Nw, der durch den Wellenwiderstand verzehrt wird.

Er setzt demnach:

Ne = Nr + Nw

(36)

worin :

Nr

Q • vl’S3

(37)

und:

Ci = 30000 — 40000,

und:

Nw

C₂-L³

(38)

mit:

C₂ = 392 - 400,

Ct ⁺ C₂'V'

Hiervon sind & in Quadratfuß engl, und L, die Länge des benetzten Schiffskörpers, in Fuß engl, einzusetzen. Erprobt ist die Formel (36 a) speziell an amerikanischen Kriegsschiffen.

also wird:

Ne =

(36 a)

3. Die Ermittlung der Nutzleistung durch direkte Messung

beruht auf der Bestimmung des effektiven Drehmoments aus der zu messenden Torsion der Welle.*)

a) Bezeichnet Mt das wirkliche Drehmoment, Jp das polare Trägheitsmoment der Welle, V den Verdrehungsbogen, L die Länge des Wellenstücks, T die entsprechende Drehkraft am Radius R, so ist nach einer bekannten Formel:

2 - a- JP‘ G

Mt =

Li • diu

= P-R.

(39)

Nach Versuchen der mechanisch-technischen Versuchsanstalt zu Charlottenburg ist für Siemens-Martin-Stahl im Mittel:

G = 828 000 kg/qcm

bestimmt worden.

Aus Gleichung (39) folgt:

2 q • JP • G

R '    ■ d)v

(40)

Für die mittlere Drehkraft Tm, hei n minütlichen Umdrehungen ist:

T 2-tz • R • n lm ‘    60-75 ‘

Ne =

(41)

b)    Die Grundlage aller Messungen der Wellenverdrehungen beruht darauf, daß von zwei, im spannungslosen Zustand der Welle parallelen Radien Oa und Oax (Abb. 3) auf den Meßscheiben I und II der vordere dem hinteren Radius um den Betrag des Verdrehungsbogens â (-voreilen muß, weil der Widerstand des Propellers die hintere Scheibe zurückhält und daß, wenn während des Betriebes gleichzeitig Marken auf dem Umfange der Meßscheiben eingerissen werden, der Unterschied ihrer Entfernung von einer Nullmarke, die Größe des augenblicklichen Verdrehungs-hogens a angeben muß.

c)    F rahm führte die Versuche so aus, daß um zwei möglichst weit voneinander entfernte Kupplungsflanschen präparierte Zinkblätter gelegt

Abb. 3.

ee

— Zur Schraube

1/Von Maschine

Messung der Wellenverdrehung.

*) Frahm, Zeitschr. d. Vereins deutscher Ingenieure, Bd. 46, S. 797 ff. Föttinger, Jahrbuch der Schiffbautechn. Gesellsch., Bd. 4, S. 441 ff.

wurden, auf denen Platinstifte, die parallel zur Wellenachse verschiebbar angeordnet waren, unter Mitwirkung eines elektrischen Unterbrechers gestrichelte Linien verzeichneten. Die relativen Verschiebungen der zeitlich zugleich entstandenen Anfangspunkte ergaben dann die auf dem Umfang der Meßflanschen

gemessenen augenblicklichen Verdrehungen der Welle zwischen den Meßflanschen. Von einer die Zeiten darstellenden Abszissenachse aus aufgetragen, ergab sich eine Darstellung der Schwankungen der Wellenverdrehungen und der übertragenen Drehmomente, Abb. 4, wobei die Welle selbst als Torsionsdynamometer dient.*)

d) Da zu derartigen Versuchen verhältnismäßig lange Wellen erforderlich sind, um keine zu geringen Verdrehungsbogen zu erhalten, so hat Föttinger*) die Messungsmethoden durch Konstruktion eines Torsionsindikators verbessert, der eine Ausführung der Messungen an Wellenstücken von 1—2 m Länge gestattet und die nutzbaren Drehkräfte selbsttätig auf zeichnet, wobei die Verdrehungsbögen nicht an der Welle selbst, sondern an zwei senkrecht zur Welle befestigten, parallelen Scheiben gemessen und durch den Indikator selbst vergrößert dargestellt werden.

Abb. 5 zeigt den Grundgedanken der Anordnung. I ist eine auf dem auf der Welle festgeklemmten Rohr r befestigte Scheibe, während Scheibe II auf der Welle selbst befestigt ist. Der Schreibstift s bewegt sich durch eine

Abb. 5.

Krll/sc/ie Um/aufzjń/e/)

I 1978 D 989 \m 65,9 I? 49V

Abb. 4.

* ‘73    ...

y *Z3 79/PS '

Ipp

Z eiHim,¹

45    90    Î35    180    225    170    10

- Durch die Welle übertragenen Orehkrafte gemessen

__________Dampfdru ckdreldiugramm e.

Schwankungen der Wellenverdrehungen und Drehmomente.

■■qr

I#

---

Torsionsindikator nach Föttinger.

Hebelverbindung parallel zur Wellenachse und sein Ausschlag aus der Nulllage mißt die augenblickliche Verdrehung des Wellenstücks und damit die Drehkraft Tu,, Gleichung (40).

Auf dem Umfang der axial verschiebbaren, während des Versuchs stillstehenden Schreibtrommel t wird durch den im Betriebe mit dem Hebelwerk rotierenden Schreibstift s, die Kurve der Verdrehungen aufgezeichnet. Die axialen Schreibstiftverschiebungen sind dann proportional der augenblicklichen Drehkraft und die räumlichen Stellungen des Schreibstifts proportional dem zurückgelegten Wege. Die vom Diagramm begrenzte Fläche stellt demnach

*) Ueber weitere Versuchsanordnungen vergl. Jahrbuch der Schiffbautechn. Gesellschaft : Band 1, S. 311 ff, S. 368 ff, Band 4, S. 457 ff.

die durch die Welle übertragene Arbeit dar, so daß sieb aus dem Diagramm das mittlere Drehmoment und damit die effektive Leistung Ne nach Gleichung (41) ermitteln läßt.

4. Bestimmung: der Nutzleistung Ne aus der indizierten Leistung Nu

a) Bezeichnet den Wirkungsgrad der Maschinenanlage, so ist

Ne = r, • No

Nach dem heutigen Stande der Technik kann angenommen werden für:

Tj = 0,56—0,60, kleine und mittlere Maschinen: r₍ = 0,60—0,70, große Maschinen:

Für N — 500 PS. bis N = 5000 PS. kann man, falls andere Anhaltspunkte fehlen, genügend genau setzen:

*i =

sehr kleine Maschinen:

r₍ = 0,85-0,90.

(42)

~ 0,065 • JyN{ + 0,36.

Für das auf S. 8 gewählte Beispiel ergibt sich für vk = 14, N = 5000:

(43)

ri =

Ne

= ~ 0,90.

Nach Gleichung (43) würde:

betragen.

r, = 0,905

b) Die von Middendorf*) gegebenen in Zahlentafel Nr. 6 aufgeführten Werte von vj lassen sich sinngemäß nur anwenden, wenn die von demselben Verfasser abgeleiteten Formeln für Are, S. 8, Gleichung (35) für die Widerstandsberechnung zugrunde gelegt werden, da sie für kleinere Ne zu große Werte für rj ergeben.

Zahlentafel Nr. 6.

Wirkungsgrade r, nach Middendorf.

Ne

Ne

Ne

Tl

unter

10

rH rH tH tH tH tH C4 CNI (N CO

aaaaaaaaaaaaaaaaaaaa y

20

30

40

50

60

70

85

100

115

135

150

175

190

210

230

250

270

290

310

330

355

0,575

0,580

0,585

0,587

0,592

0,595

0,600

0,602

0,606

0,610

0,615

0,617

0,620

0,625

0,630

0,632

0,637

0,640

0,645

0,650

0,653

0,658

355 und unter 385 I 410 i

unter 1300

385

410

440

470

510

530

560

600

640

760

800

840

880

930

980

1030

1080

1130

1180

440

470

510

530

560

600

640

680

720

760

800

840

880

1030

1080

1130

1180

1240

0,662    1240    und

0,757    6000    und    darüber

0,762

0,770

1370

17

77

17

17

17

17

17

17

17

17

77

77

77

71

77

1440

1510

1590

1670

1770

1870

1980

2090

2220

2370

2540

2730

3000

3500

4000

5000

6000

0,775

0,780

0,787

0,795

0,800

0,850

0,812

0,820

0,826

0,832

0,840

0,847

0,855

0,862

0,870

0,875

0,885

0,892

0,900

0,910

*) Jahrbuch der Schiffbautechn. Gesellschaft,

Band 1, S. 368.

Nach den Versuchen von Fr ahm und Föttinger wurden in einigen Fällen Wirkungsgrade von 92 °/₀ bis 93,5 °/₀ festgestellt, vgl. Abb. 4.

c) Die Bemühungen, den Wirkungsgrad r, durch die Bestimmung der in den einzelnen Organen der Schiffsmaschinen auf tretenden Arbeitsverluste, die von der Reibung und der von der Maschine erzeugten Schwingungsarbeit der Propeller herrühren, erscheint bei unserer heutigen Kenntnis der obwaltenden Verhältnisse ziemlich aussichtslos und kann nur sehr rohe Annäherungen ergeben, wenn auch verschiedene Versuche darüber vorliegen.²) Für moderne Maschinen lassen sich die einzelnen Verluste, auf Ni bezogen, etwa annehmen:

1.    Leergangsarbeit von Maschine und Wellenleitung

2.    Zusätzliche Reibungsarbeit der Maschine.....

3.    Arbeit der Pumpen.......................

4.    Verluste im Propeller durch Slip (9—11 °/₀) :

10-12 %

~ 6,0% . 0- 1,5% .    1-4,0%

a.) Reibungsarbeit im Wasser. . ß) Wirkung des Vorstroms und ■f) Schraubenwirkung.........

10-15 %

30—35,0 %

Gesamtsumme der Verluste im Mittel: ~45,0%.

Der Wirkungsgrad der Maschinenanlage (1, 2, 3 obiger Zusammenstellung) würde sich hiernach etwa zu vj == 0,88 °/₀ ergeben.

Selbstverständlich können diese Werte Anspruch auf Zuverlässigkeit nicht erheben. Die von Fr ou de gegebenen Zahlen sind heute wertlos.

d) Mit abnehmender Leistung ein und derselben Maschine sinkt auch der Wirkungsgrad. Dasselbe ist der Fall, wenn die Maschine mit einer Umdrehungszahl arbeitet, die in der Nähe einer ihrer kritischen Umdrehungszahlen liegt, vgl. S. 42.

Beträgt die größte indizierte Leistung Ni PS., der Wirkungsgrad rj und sinkt die indizierte Leistung auf Nn PS., so besteht zwischen dem Nn entsprechenden Wirkungsgrad rin und rt die Beziehung²):

(44)

oder genügend genau:

•²]

(45)

Für die Wirkungsgrade:

7] — 0,90, r, = 0,85, Tj = 0,80 erhält man die folgende Zusammenstellung für 7jra:

Zahlentafel Nr. 7.

Abnahme des Wirkungsgrades für sinkende Leistung.

0,20

0,40

Nn : Ni

0,60

0,80

OiOO 05 CO GO Ö'O'O'

ppp

Cn OS —3 O I-¹ OJ

ppp

Jg 05 CO

CO 1- ! ~

ooo

CO 1>-GO GO

ood

Nn _ A ,

(■+tMO

(46)

Nt — 0,0 '

solange vk 6 Seemeilen übersteigt.

Die Nachprüfung der Gleichung (46) auf ihre Zuverlässigkeit ergab Abweichungen bis zu 25 °/₀. Zwischen vk = 8 und vk = 17 zeigte sich die beste Übereinstimmung mit den Probefahrtsergebnissen.

Für hohe Geschwindigkeiten sind die Ergebnisse der Gleichung (46) am ungenauesten.

Zahlentafel Nr. 8 gibt einige Beispiele.

Zahlentafel Nr. 8.

Zusammenhang zwischen Leistung und verminderter Geschwindigkeit.

Yacht Wacouta

Beispiel. Für eine Maschine mit einer größten Leistung iV, — 4000 PS., deren Leistung auf Nn — 2400 PS. sinkt, würde demnach für rt = 0,85, nur V = 0,80 zu setzen sein. Bei einer Leistung Nn = 1300 PS. würde sich 7jn = ~ 0,68 ergeben.

Für den englischen Panzerkreuzer Good Hope, für den Ni = 31088 PS., n = 126,2, rt = ~ 0,91 betrug, erhält man, unter Zugrundelegung der Probefahrtsergebnisse:

12108 |    7953    5096    2689

77,5

0,79    0,70    0.59

22467

109,1

cooo co

51

90

65,8

roo

0,40.

e) Zur Bestimmung der verminderten indizierten Leistung, die erforderlich ist, um einem Schiffe die Geschwindigkeit vn Seemeilen zu erteilen, wenn bei der größten indizierten Leistung N{ die Geschwindigkeit vk vorhanden ist, gibt Afonassieff³) die Formel:

TJre

0.87

Kreuzer I. Klasse Meumeuth Schlachtschiff O c e a n Pauzerkrenzer Geed Hope

Ergebnisse der Probefahrt

Nach

Formel 46

Ergebnisse der Probefahrt

Nach

Formel 46

Ergebnisse der Probefahrt

IVach

Formel 46

Ergebnisse der Probefahrt

IVach

Formel 46

N{ bei vk

Nn

Nj bei vk

Nn

Ni bei vk

Nn

Ni bei vk

Nn

22185    22,80

13828    18,74

31088    23,05

1237

13,50

Nn bei Vn

Nn bei vn

Nn bei vn

Nn bei vn

16320

11066

7800

3585

1750

16,20 8600 16960 11,40 2980 12108

7953

5096

2689

OiOlOO

oÎth

tH r-i

1070

810

490

180

5. Ermittlung der indizierten Leistung Ni aus dem Schiffswiderstande. Unter indizierter Leistung wird die an die Kolben der Maschine abgegebene Energie des Dampfes verstanden.

a) Die angenäherte Ermittlung von N{ kann unter Benutzung der auf S. 11 gegebenen Gleichung (42) für den Wirkungsgrad r, erfolgen:

Nt =

N,

(47)

Als Grenzwerte für C, 6',, M können die Werte der Zahlentafel 9 angesehen werden.

Zahlentafel Nr. 9. Werte von C, C., M.

bö

Schiffsgattung

Schnelldampfer.........

Postdampfer...........

Große Frachtdampfer... Kleinere Frachtdampfer

240—330 3,0—4,15 240—400 3,5—4,50 220—380 3,5-3,90 200-260 3,4—3,80

160—215 8,5—10,0 18,0—23,0 52—65 90—200 8,0— 9,7 13,0—18,0 60—90 75—180 6,6— 8,3 10,0—12,5 42—60 40— 75 6,4— 7,2    9,0—11,0    39—55

Schlachtschiffe...............

Kreuzer......................

Torpedoboote und Torpedobootszerstörer ..............

b) Leistungswerte. Unter der Voraussetzung, daß für ein neu zu erbauendes Schiff die Konstruktionszeichnungen insoweit vorliegen, daß die Wasserverdrängung D in Tonnen zu je 1000 kg und der Inhalt des Hauptspants 35 bekannt sind, kann Nt überschläglich aus den Leistungswerten:

$ ‘»I

Hauptspantkoeffizient:

(48)

Deplacementkoeffizient:

ermittelt werden, wenn für Schiffe von ähnlichen Formen und ähnlichen Maschinen genügend zahlreiche Werte von C bzw. C\ bekannt sind.

In Frankreich ist als Vergleichswert :

A⁷v

(49)

Vlc

i / Nt

(50)

üblich.

Aus den Gleichungen (48, 49, 50) ergibt sich:

M 'V³k

Nt =

(51)

Nt =

• v³k

Ct

(52)

Ni =

M³ •

(53)

110—135 5,0—    6,0 16,0—18,0    50—70    170—240    3,7—4,10

90—160 6,0—    8,0 ! 16,5—22,0    46—65    160—280    3,6—4,00

45— 70 6,0—    7,5 1 20,0—26,0    36—55    1160— 250    3,3- 3,80

Wenn auch progressive Probefahrten, wie sie für Kriegsschiffe stets ausgeführt werden, für Handelsschiffe sehr selten zur Ausführung gelangen, so kann jedoch nur durch progressive Probefahrten Erfahrungsmaterial über den Zusammenhang der Leistungen und der Geschwindigkeiten bei verschiedenen Umdrehungszahlen der Maschine gewonnen werden.

In den Abb. 6 bis 8 sind für einen kleinen Frachtdampfer, einen mittelgroßen Frachtdampfer und einen Doppelschrauben - Schnelldampfer die zusammengehörigen Werte von N, n, C\ und dem Slip bei verschiedenen Geschwindigkeiten graphisch dargestellt, die Kurven sind mit den entsprechenden Buchstaben bezeichnet,

Bei geringen Geschwindigkeiten hat Ct in der Regel einen kleinen Wert und nimmt zu bis zu einer gewissen Geschwindigkeit, die bei Handelsschiffen zwischen ¹/₃ bis J/₆ der größten Geschwindigkeit liegt. Von diesem Maximum an nimmt Cx bei gut geformten Schiffen in fast gleichmäßigem Verhältnis ab.

Abb. 6.

1/

JZ

13

Ił

400

Z50

?.oo

150

800

5 L/P

JL

M.

JUL

JML

vk, n, C\, Njt Slip für einen kleinen Prachtdampfer.

Abb. 7.

TP“

jl

JZ

c,

J3

5 L/P

2E

2.

Al

300

amr

A.

Jl

11

200

100

11

v^, n, Cj,    Slip für einen grossen Frachtdampfer.

Abb. 8.

Vk 16

17 18 19 28

21

Al

Cj_

22

5000    7000

260

.9000

11000

13100

2?n

280

290

J5ÎM.

Si'/P

60

fl

70

310

11

Sfl

12

UH

13

JA.

v^, n, C], Slip für einen Doppelschrauben-Schnelldampfer

In Zahlentafel Nr. 10 sind die Leistungswerte für eine Anzahl von Schiffen zusammengestellt.

Zahlentafel Nr. 10.

Leistungswerte C, Ct, M für verschiedene Schiffe.

Ni

M -Vjl /Y ³ • vfc

Ni

cbm

qm

PS.

See

36

meilen

1. Schnelldampfer.

Kaiser Wilhelm II.

Deutschland......

Kronprinz Wilhelm

40 000 23,50

lotoo 10,270 9;%0 22 860 166,50 88 000 23,60 56,7 203,60 20,110    9,630 21280

Fürst Bismarck

Lahn........

Campania....

Teutonic......

Oceanie.......

St. Paul......

La Lorraine

2. Fracht- und

Pa ss agi er dampf er.

Patricia .................

Graf Waldersee..........

Friedrich d. Große.......

Kiautschou .............

Bułgaria.................

Batavia ................

Rhein....................

Prinz Heinrich...........

Bayern..................

Darmstadt...............

Celtic....................

Neckar ..................

Korea...................

Canadian................

Minnesota................

Umbria..................

Amur....................

Laos.....................

Yacht Hohenzollern......

Yacht Victoria and Albert

Yacht Standard.........

Yacht Victoria Louise .... Kanaldampfer Anglia....

„ Duke of Connought

170,69

170,69

160,12

159.32 152,40 152 40 152,40 138,83 134,56

126.49 212,74

157.50 167,64 167,64

185.32 122,53

83,80

135,00

116,43

115,82

112,77

121,92

100,28

96,01

36 000 23,00

30 000 22,00

17    000 19,00 27 000 20,72

18    000 21,08 22 000 21,90

14 000 6 000 18 000 5 500 10 000

4    659 1860 9 000 9 000

11000 12 000 3 600 7 000

5    800

PP sSggSK£KK£K£KS5KK55KS5

8 8 S g g g 3 8 o8 8 8 g g 8 g 88 g 8 g~g~S g

00(0 CM CM 03

CO CO !M

300

sëlsslggsssggsggsgliilgg

3,85

3,95

3,84

3,82

4,00

‘■OOCO-O^COM-O-SlOO

Cd^^COHOOHOOO

3 ba

cbm

36

Ni

Vk

qm

PS.

See

meilen

3. Frachtdampfer.

Athesia..............

Sithonia..............

Therapia .............

Sardinia..............

Afrika ................

Wuotan ..............

Nuen-Tung ...........

Hugin.................

Petschora..............

Emmy................

Lichtenfels ...........

Julia.................

Cedric................

Oel-Tankdampfer, amerik. 109,730

131,060

128,020

107,230

105,160

87,970

79,860

76,200

74,370

54,000

47,300

129,540

81,075

213,360

Englische

Frachtdampfer

121,610 126,480 133,500 139,600 <    144,780

150,260 158,790 163,060 167,020 173,120

IIIISIIIIIISII ISlIlsIlII

HHHHHHHH    H T-l (M H HHHHHHHHHW

GOOOCOGOGOGOGOGOOOGO

SiSSSSSSSg gg§£8©SSS8S8gS8

©©©©OO©©©© OOOOOOOOOOiKKtOM

12100

11890

856

942

12 200 2144

28 000 9 000

8 640 10240 11 870 13 500

15    100

16    750 19 850 21 470 23 070 26150

115,40

113,25

86,50

89,70

68,83

59,88

38.40 54,65

24.40

29.40

101,00

112,00

124,00

131,00

140,00

149,00

165,00

173,00

180,00

194,00

2 500

2 700

2 250

1700

900

700

930

750

400

350

2 600

1200

14000

2 000

3475

3 725

3 970

4 225

4475

4 725

5 200

5430

5 675

6130

11,00

11,00

11,00

11,00

10,50

10,00

9,00

9,00

9,26

8,00

io© o oo qqqqo

T-4©T-4©COr-7i-H'kOGdcd'

©kOkOt^GO©-^©^^

281

257

216

307

330

232

187

216

179

141

11,00

12,00

12,00

10,50

13,00

13,00

13,00

13,00

13,00

13,00

13,00

13,00

13,00

13,00

o o ooqo o o © ©^ -sîocdt^'oraoooT-i'o

CD © CD © © © C— C'-t'-t-»

271

238

114

250

266

277

287

295

300

305

311

313

314

316

4. Schlachtschiffe.

Weißenburg ...........

Kaiser Friedrich III. ...

Wittelsbach............

Babenberg.............

Majestic...............

Vengeance .............

Corwallis..............

Canopus ...............

Jowa..................

Kearsage..............

Illinois ................

Ohio ..................

Georgia ...............

Mikasa ... :............

108,000

115,000

126,800

108,000

118,870

118,870

123,440

118,870

109,730

112.160

110,630

118,260

132,580

121,920

©oootfliOHiooooqtDco ©^cq© cqoc^kq© © © © rqrq ©T©'©''©cl(?lcoc4c4ofc4c4cdco

1—IDatDJCN(M<M<MDJDlCN<MG*.lDJ<M

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10 000

11    370 11 800

8 340 14 900

12    950 14 000 12 950 11340 11540 11560 12 400

14    950

15    200

128,00

137,10

152,07

150,77

149,85

152,00

162,10

10 000 13000

14    000 11900 12 000 13 500 18 000 13 500 12 100 12 200 10000 16 000 19 000

15    000

16.30

17.30 18,00 17,00 17,50 18,00 18,00

17.50 17.00

16.50 16,00

17.50 18,00 18,00

! I I t»CO I I I

tH GO tH t—< O I O LO CD iO o ¹

200

220

215

169

218

238

191

218

219

188

210

180

186

240

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■^Tso

INI    I

CO CO CO CO CO

ta

tai b

N,

vk

M -vj

cbm

qm

PS.

See

meilen

C₁

5. Kreuzer.

Fürst Bismarck Kaiserin Augusta ..

Hansa.............

Gefion .............

Cormoran..........

Bremen............

Roon..............

Prinz Adalbert.....

Frauenlob..........

County............

Cressy .............

Drake .............

Spartiate...........

Europa ............

Hyacinth...........

Pegasus............

Ariadne...........

Duke of Edinburgh Francesco Ferruccio

Garibaldi..........

Leon Gambetta.....

Dupleix ............

Condé ..............

California ..........

St. Louis...........

Denver.............

Bogatyr.............

Almas..............

Shikishima.........

Tsushima...........

120,000

118,000

105,000

105,000

76,000

103.800 123,000 120,000 100,000 134,000

134.110 152,400 138,170 132,570 106,680

91.440

102.110

146,000

104.850

105.850 146,500 130,000 138,000 153,010 129,300

89,000

132,000

98.800 121,920 101,950

gąąs s s §ąąąg3 ąąąąąąos ągj ss

?i3 3 3 33 Z33 S 0 3 — g 3 gj 33 3 O 3i

135,00

87,80

88,20

58,00

34,70

149,31

134,10

56,11

12    990 18,60 67,0 14100 21,50 62,0 10000 19,10 62,0

9 800 20,50 51,0 2 900 16,00 48,0 10 000 22,00 — 19 000 21.50    —

16 000 21,00 —

8 000 21,00 —

233

234

200

214

195

230

234

248

224

253

231

236

254

254

233

283

258

258

236

233

203

212

210

258

222

217

216

160

276

191

^®(MON T—I 05 05 Ł— co

tu co co coco

6. Torpedoboots-zerst örer und Torpedoboote.

S. 90 ... .

G. 89.....

Rafale Aquilone . Shirakumo

61,000

47,000

45,000

64,000

66,000

Q © CO iO CM

o o co co r-^irf Tjïio co“

h-i M-

,© oyo cd oo o o o o o

396    10,50

163

162

270

320

5,60

5150 2 260

4    400 6 000

5    800

88888

td~    o? cT icT

CM <M CM CO CM

oo oToT co co

CO CO CO CO ID ^HCT>COCl

tH CM tH tH rH

CO t-^CO^ CO CO

c) Kirk legt für die Bestimmung von N die Annahme zugrunde, daß für je 9,29 qm (100 Quadratfuß engl.) der benetzten Oberfläche ß die in Zahlentafel Nr. 11 auf geführten Werte von N bei vk = 10 Seemeilen Geschwindigkeit erforderlich seien.

Zahlentafel Nr. 11.

N für je 9,29 qm (100 Quadratfuß engl.) Oberfläche bei vk = 10 Seemeilen Geschwindigkeit.

Schiffsgattung

Vjc

Ni

10—12

12—14

14 und mehr über 15 14-17

LO C-lOiOiO | I

Gewöhnliche Frachtdampfer ... Gewöhnliche große Seedampfer Schnelle große Seedampfer Sehr scharf gebaute Schiffe.... Breite Kriegsschiffe...........

Für höhere Geschwindigkeiten als vk = 10 wächst nach Kirk Ni für je 9.29 qm Oberfläche mit der dritten Potenz der Geschwindigkeit.

N = 4 bis 7 • Q •

Demnach :

(54)

1000'

Zahlentafel Nr. 12 gibt für einige neuere Schiffe die Werte von N für 9,29 qm Oberfläche (100 Quadratfuß engl.).

Zahlentafel Nr. 12.

Erforderliche N für 9,29 qm Oberfläche bei vk = 10 für ausgeführte

Schiffe.

Nt

Name

qm

Seemeilen fürje9,29qm

Handelsschiffe

Kriegsschiffe

Kaiser Wilhelm II.........

Deutschland ..............

Kaiser Wilhelm der Große Kaiserin Maria Theresia ...

Lahn.....................

Fürst Bismarck...........

Friedrich der Große......

Graf Waldersee...........

Ehein...................

Bayern...................

Darmstadt...........

Willehad................

Aachen...................

Afrika....................

Ambria...................

Barbarossa...............

Pennsylvania..............

Prinz Heinrich...........

Wuotan..................

Emmy....................

40 000 37 800 28 000 17 000 8 600 16 000 7 200 5 500 5 000 3 600 3 200 2 800 1 750

900

3 300 6 500 5 300 5000

700

350

5400,0

5100,0

4869,0

3670,0

2800,0

3330,0

4770,0

4657,0

4289,0

3000,0

2712,0

2748,0

2412,0

1600,0

2997,0

4316,0

4621,0

3324,0

1388,0

550,0

GOCDCO^rf^lNDOł-^GDCOCOCOCOO^CDCOtNDtOCOCO

33S8ê8SSS38888S38SSS

Hohenzollern........

Minneapolis.........

Terrible............

Torpedoboot Cushing Kodgers

9 634 20367 26 300

Turbinia

-rH CM CM

M- ^ •<!

KD M- CJ5 CD CD GD 05 Ü< Q -<l O

O 0^3 o o o

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O O I'- P-IO lO CO CO tD T-H GO_cD TłT CD CD C0 CD 'rf

*

CM

¹

Transactions of the Am. Soc. of Naval Engs., Bd. 13, S. 454,

Journal of the Am. Soc. of Naval Engs., Bd. 6, S. 259, Bd. 10, S. 88.

²

Vgl. Bertin-Wilda, Der Schiffsmaschinenbau, Gebrüder Jänecke, Hannover, 1901, Seite 287 ff.

³

Extrait d’un nouveau Mémoire de M. Afonassieff, Congrès d’Arch. et de Constr. N avale, Paris 1900.

23,00    23,50

461,80    496,25

d) Afonassieff") gibt folgende Formel:

Bezeichnet D die Wasserverdrängung in Tonnen, vk die größte Schiffsgeschwindigkeit in Seemeilen, <p den Slip, so ist:

1000

B • d>_ y/3

(55)

Der Wert von A ist aus der folgenden Zusammenstellung zu entnehmen:

Gestricheuer oder geteerter Boden

Gekupferter

Bedeu

Nicht polierte Schrauben Polierte Schrauben......

Zur Erleichterung der Berechnung sind die Werte von:

x = 1000 •

für den meist zutreffenden Wert A = 29 aus Zahlentafel 13 zu entnehmen.

Zahlentafel Nr. 13.

Werte von x = 1000 ■

(4

¹⁰/3

29,0

29,5

(4)'

30,0

30,5

10,00

28,53

10,50

33,82

11,00    11,50

39,50    48,02

12,00

52,80

12.50

60.50

13,00

68,95

13,50

78,20

14,00

88,28

14,50    15,00

99,22    111,00

15,50    16,00    16,50

124,10    138,20    152,64

17,00    17,50    18,00

168,51    185,77    204,00

18,50    '19,00

223,56    244,28

19,50

266,35

20,00

289,80

20,50

314,61

21,00

341,00

21,50

368,83

22,00

399,00

22,50

429,20

24,00

532,10

24,50

570,10

25,00

609,70

Nach Gleichung (55) berechnet, ergibt sich z. B. mit Berücksichtigung

des Slips:

Zahlentafel Nr. 14.

Werte von N nach Afonassieff.

5 to

beobachtet berechnet

Slip

Schnelldampfer Deutschland... 202,000 „    Lahn ..

Postdampfer Bułgaria..

„    Darmstadt

Frachtdampfer Sardinia Postdampfer Umbria ...

136,550

152,400

126,490

105,160

122,527

20,420

14,880

18,900

14,630

13.260

14,199

22190

9107

21115

10070

7985

6050

*) Extrait d’un nouveau Mémoire de M. Afonassieff, Congrès d’Arch. et de Constr. navale, Paris 1900.

Zweiter Abschnitt.

Untersuchung ausgeführter Maschinen.

i«

I. Ermittlung der indizierten Leistung N,

Dh, Dmi, Dm2, T)n Zylinderdurchmesser von Hoch-, 1. Mittel-, 2. Mittel-, Mederdruckzylinder, cm,

Pmhj Pwn, Pmi, Pmn mittlere indizierte Drucke von Hoch-, 1. Mittel-, 2. Mittel-, Mederdruckzylinder, kg/qcm, pm allgemein mittlerer indizierter Druck, kg/qcm,

Pm, Pm mittlerer indizierter Druck von Boden-bzw. Deckelseite, kg/qcm, pmr mittlerer Druck auf den Mederdruckzylinder reduziert, kg/qcm, dk, dk Durchmesser der Kolbenstange bzw. durchgehenden Kolbenstange,

Bezeichnungen.

h Füllungsweg, H Hub, m, e Füllungsgrad,

-i- Expansionsgrad,

-j- Gesamtexpan-

eg Gesamtfüllungsgrad, sionsgrad,

ß, ß' Völligkeitsgrade,

Ni indizierte Pferdestärke, n minütliche Umdrehungen,

Dw stündlicher Dampfverbrauch, kg.

1. Allgemeine Beziehungen zwischen der indizierten Leistung, den Zylinderabmessungen und dem Arbeitsdrucke.

a) Da:

Nt =

2-tz • H- n

4-60-75

[Dl -pmh + D²mx • pmi + D²m2 •pm2 + Dl -pmn\

(56)

so folgt:

Nt = 0,00034907 • Dl - H-n \pmn +

Dl

’ Pmi +

Dl

ml

D²

-LSll

Pmi +

Dl

D²

■*^71

Pmh^. (57)

In Gleichung (56) sind die Ausdrücke: 2 • H 4    60 • 75

Cx = Dl-±.

2-H

fi — 7)2 .4L.___

² “ mi 4    60-75

Ci = Dia~

4    60-75

2-H

n — 7)2 # 4L .___

⁴ ~ n 4    60-75’

konstante Werte, die mit der unter verschiedenen Betriebsbedingungen der Maschine wechselnden minütlichen Umdrehungszahl multipliziert, für die schnelle rechnerische Ermittlung der N{ in Form einer Zahlentafel zusammen zu stellen sind, vgl. S. 25.

Der Klammerausdruck der Gleichung (57) bedeutet den auf den Niederdruckzylinder reduzierten mittleren Druck pmr, der also dieselbe Gesamtarbeit erzeugen würde, wie die Summe der Einzelarbeiten der einzelnen Zylinder beträgt.

Demnach ist:

Pmr — Pmn 4“

Dl

Dl

m 1    .

Ï2--Pm\ +

Dl ₂

Dl

* Pmi "T"

Dl

D²

-LSn

' Pmh’

(58)

b) Besitzt die Maschine mehrere Hoch-, Mittel- oder Niederdruckzylinder, so sind die Zylinder ein und derselben Expansionsstufe zu einem

reduzierten Zylinder zu vereinigen, dessen Kolbenfläche gleich der Summe der Kolbenflächen der vorhandenen Zylinder derselben Expansionsstufe ist.

Für zwei Niederdruckzylinder je vom Durchmesser Dn ist demnach in Gleichung (57) 2 - Dl statt Dl einzuführen.

c) Soll der Durchmesser dk der Kolbenstange bzw. der Durchmesser d\ der durchgehenden Kolbenstange berücksichtigt werden, so ist in Gleichung (57) für die einzelnen Zylinder:

D² — 0,5 • (d\ + d'D

Abb. 9.

7\

voj

Ą-M- -j—i----1----1-

Trapezregel.

statt D² einzuführen.

In der Regel werden die Kolbenstangendurchmesser jedoch nicht berücksichtigt.

d) Der mittlere Druck pm ist für die einzelnen Zylinder zu ermitteln aus

pm = 0,5 • (pm +pl),

worin p'm und pn die mittleren Drucke der Indikatordiagramme von Boden-und Deckelseite für einen Zylinder bedeuten.

*Der mittlere Druck wird für jeden Zylinder bestimmt durch: a) Pianimetrieren, ß) die Trapezregel (Abb. 9).

Pm =    (y, + y₂ + y₃ + ... y, ₀)

(59)

f Federmaßstab des Indikatordiagramms.

Der Klammerausdruck der Gleichung (59) läßt sich schnell dadurch ermitteln, daß man die mittlere Höhe y, in den Zirkel nimmt, den Zirkel ~] mit der einen Spitze auf die Gegendruckseite der zweiten \/^

Teilung y.₂ setzt und y₂ da-durch addiert, daß man die Zirkelöffnung um die Differenz der beiden Höhen y₂ — yt bzw. y, —y₂ erweitert usw., bis man die ganze Summe

der mittleren Höhen yn y₂.....y₁₀ im Zirkel hat. Die schließliche Entfernung

der beiden Zirkelspitzen ergibt den Klammerausdruck der Gleichung (59).

7) Die Simpsonsche Regel (Abb. 10):

3q7y [(yo + y, 0) + 4 • (y, 4- y₃ + y₅ + y₇) + 2 • (y₂ 4- y₄ 4- y₆ 4- y₈)]. (60)

Abb. 10.

>■>

Simpsonsche Regel.

Pm

8) Eine genügend genaue graphische Inhaltsbestimmung*) Diagrammflächen zeigt Abb. 11.

Ziehe die Ordinaten yv y₂, y3 usw. in beliebigen Abständen voneinander und die Mittellinien mn m₂, m₃ usw. ihrer Abstände.

Schlage von den Fußpunkten an a₂, a₃ usw. Kreisbögen mit den Radien t/,, y₂, y₃ ... bis zu den Horizontalen durch die entsprechenden Fußpunkte. Projiziere die Schnittpunkte der Kreisbögen auf die Linie XX in den Punkten b₂, b₃, bi . . . und schlage von

&₂

die Bogen : A B bis mi B C bis m₂

von

Abb. ll.

>r

ca

ca

i,

El;

—n

CJ

die Bogen : CD bis m₃ I) E bis tn ₄

die Bogen: EF bis m₅ F G

Bezeichnet man b₆ G mit n, so ist der Flächeninhalt der Diagrammfläche :

F = 0,5 • n².

An den Enden des Diagramms sind die Ordinaten nicht -L^-zu weit zu legen. Mit der Anzahl der Ordinaten steigert sich die * Genauigkeit der Konstruktion.

Der mittlere Druck ergibt sich zu:

Hub H

b, b, b,_V \ b₅

Graphische Bestimmung des mittleren Druckes.

Ihn =

2 H'

II. Beispiel einer ausgeführten Maschine.

Für einen Fracht- und Passagierdampfer, dessen Indikatordiagramme in Abb. 12 dargestellt sind, ist die indizierte Maschinenleistung zu ermitteln.

Die erforderlichen Daten sind:

Zylinderdurchmesser.

Hub....................

Schädliche lläume......

Dampfdruck...........

Füllung...............

Minütliche Umdrehungen

Kompressionsdruck........kg/qcm i

Mittel aus Boden- und Deckelseite. >

Luftleere im Kondensator: 720 mm.

mm

mm

kg/qcm

690,000

1350,000

23,000

15,540

0,644

86,500

9,770

989,00

3350,00

18,00

8,60

0,64

86,50

vellstäudige K.

1416,000

1350,000

12,700

4,080

0,658

86,500

1,700

2016,00

1350,00

11,70

1,70

0,69

86,50

0,28

*) Scientific American, 1900, Alfr. E. Wiener.

1. Mittlerer Druck. Für das Mittel aus Boden- und Deckelseite der Indikatordiagramme ergaben sich :

Zylinder

yo yi

y-i

y 7 Vs    y 9

y io

Hochdruck ..

1.    Mitteldruck

2.    Mitteldruck Niederdruck .

OS OO O 05

oVoo

M- M- M- M-

Gï OP-OSOn

OOlOüi

18,00 15,75 17,25 14,95 15,50 14,50 13,50 12,00 15,25 13,25 13,25 11,75 16,75 15,00 14,00 13,00

)_L h-l

jso py¹ ci ÜiOiOOt

M-    M-

©00 CO Öl 3 Oi'brto ÜiOOW

iS 8 8 8

oo co yf ctT

05 1^^0'

8888

oooo

Abb. 12.

2,81 mm :1 Kg

Pm=Wkg/qcm

Ar.L v. L

_____47nrm =lKg

Pm‘2,46kg/qCm

AU

___eAimrn^lki

Afl

Pur1-618 kg/qcm

13,6 mm -1kg

AM

pm--0,7Mg/qCm

Indibatordiagramme für das Beispiel.

Demnach folgt nach Gleichung (60):

1,618 kg/qcm,

Pmh = 4,767 kg/qcm pml = 2,246 kg/qcm, pn2 Pmn = 0,754 kg/qcm.

Durch Einführung dieser Werte in Gleichung (56) folgt:

1. Mitteldruck 2. Mitteldruck Niederdruckzylinder

1243

Hochdruck

Ni 885

877

1309

PS.

Zylinderdurchmesser

Zusammen 4314 PS.

Die Konstanten für die Zylinder zeigt Zahlentafel Nr. 15 für n = 75 bis n = 85.

Zahlentafel Nr. 15. Konstanten für die Zylinder.

Konstante :

ZP-4-.

2-H

4 60-75

D in cm, H in m für n = 1

Dh = 69 cm,

Gemeinsamer Hub: H = 0,135 m

D = 141,6 cm,

D% - j = 3739,28 qcm, Dlr^- = 7682,14 qcm, Dl₂ •    =15617,33qcm, Dl • - J = 31733,73

75

76

77

Dmi =98,9 cm,

Dn = 201,6 cm

Minntliche Umdrehungszahlen n

78

79

80

81

82

83

84

85

Dh

2,24

■^mi

Dm 2

4,61

9,37

Du

19,04

168,00    170,24    172,48    174,72    176,96    179,20    181,44    183,68    185,92

345.75    350,36    354,97    359,58    364,19    368,80    373,41    378,02    382,63

702.75    712,12    721,49    730,86    740,23    749,60    758,97    768,34    777,71

1428,00    1447,04    1466,08    1485,12    1504,16    1523,20    1542,24    1561,28    1580,32

188,16    190,40

387,24    891,85

787,08    796,45

1599,36 1618,40

Hätten sich aus den Indikatordiagrammen für n — 84 die mittleren Drucke ergeben:

Hochdruck

kg/qcm 4,77

1. Mitteldruck | 2. Mitteldruck 1,62

2,25

Niederdruck

0,75

so würden die Leistungen der einzelnen Zylinder nach Zahlentafel Nr. 15 betragen :

188,16 • 4,77 387,24 • 2,25 787,08 • 1,62 1599,36 • 0,75 PS.

1199 PS.

Also

2. Die Ermittlung des Völligkeitsgrades erfolgt unter der Annahme, daß der Dampf in den einzelnen Zylindern dem Mariotteschen Gesetz folgt, die Expansionslinie also eine gleichseitige Hyperbel darstellt.

Mit Bezug auf das Diagramm (Abb. 13) ist:

1 H

— = der Expansionsgrad.

8X4

871

1175

Abb. 13.

G'

s = der Füllungsgrad,

K.

JjL

Theoretisches und Indikatordiagramm.

Die Leistung, die dem in den Hochdruckzylinder auf dem Füllungswege h einströmenden Dampf entzogen werden könnte, wenn er mit der Spannung pa eintritt, bis zum Hubende expandiert und in die Atmosphäre ausströmt, zeigt das Diagramm ABCDE ohne Berücksichtigung der auf tretenden Verluste und mit Vernachlässigung des Einflusses der Voreinströmung, der Vorausströmung und der Kompression.

Die Fläche A F G G' D E (Abb. 13) ergibt unter derselben Annahme die geleistete Arbeit, wenn die Mariottesche Linie durch den Anfangspunkt G der Expansionslinie im Indikatordiagramm gelegt und bis zur Einströmungslinie A B1 also bis F verlängert wird.

Die reduzierte Füllung ist dann AF.

Mit Rücksicht auf Abb. 13 ist dann, vgl. das Beispiel S. 23: h = A B = 0,644 • H: der Füllungs weg hr = A F — 0,515 • H, der reduzierte Füllungsweg.

Das Verhältnis der ganzen Diagrammfläche J zur Fläche AFG'VW ist der Völligkeitsgrad.

Für Mehrfach-Expansionsmaschinen ist:

der Gesamtfüllungsgrad: eg —

JH. 2/1 * DF

der Gesamtexpansionsgrad: —

e9

Bl

-Ö

Ai

SA • Dl

Das zusammengelegte (rankinisierte) Diagramm der Indikatordiagramme (Abb. 12) zeigt Abb. 14.

a) Ermittlung des Völligkeitsgrades ohne Berücksichtigung der schädlichen Räume.

Der sich aus dem verstreckten Diagramm (Abb. 14) ergebende Gesamtexpansionsgrad ist:

— = 13,25.

CSJ

£

Abb. 14.

EV

Zusammengelegtes Diagramm.

Unter der Annahme völliger Luftleere im Kondensator folgt für den absoluten Einströmungs-£ druck :

pa — 15,54 kg/qcm.

I) Der mittlere Druck in dem Diagramm, Abb. 14, von der Fläche AB CDE

ist zu berechnen aus der Gleichung (66):

[l + log

• [1 + log • nat • 13,25]

Pm -- Pa ' Sy •

• nat • —^-1

eg J

vgl. S. 32,

15,54 13,25

pm = 4,199 kg/qcm.

Pm -

Der reduzierte mittlere Druck ergibt sich nach Gleichung (58):

0,644 + 0,640 • 2,054 + 0,658 ■ 4,211

Pmr -

8,536

-f- 0,69.

pmr = 2,65 kg/qcm.

Der Völligkeitsgrad ß ist demnach:

2,65

= 0,631.

4,199

Unter Berücksichtigung des im Kondensator vorhandenen unvermeidlichen Gegendrucks pc ist für pc = 0,22 kg/qcm:

Pm - Pa * Sjf '

[l + log

• nat • —1 —Pc,

Zg J

pm = 3,979 kg/qcm, und der entsprechende Völligkeitsgrad:

ß' = 0,666.

b) Ermittlung des Völligkeitsgrades mit Berücksichtigung der schädlichen Räume.

Zu Anfang der Einströmungsperiode sind die schädlichen Räume schon mit Dampf von einer gewissen Spannung erfüllt und je länger die Kompressionsperiode dauert, desto höher wird diese Spannung und um so weniger Dampf braucht während der Einströmung zugeführt zu werden, um die Spannung in den schädlichen Räumen bis zur Eintrittsspannung zu steigern. Wird die Kompression bis zu der Eintrittsspannung getrieben, so sinkt die zur Füllung der schädlichen Räume erforderliche Dampfmenge auf Null und dann werden auch die Verluste, welche durch die Anfangsexpansion des Dampfes in den schädlichen Räumen auftreten, am geringsten. ¹)

Um zu ermitteln wie groß der Teil der schädlichen Räume ist, der zu Anfang des Hubes als nicht mit Dampf angefüllt anzusehen ist, kann man sich die Kompressionskurve jedes Zylinders verlängert denken, bis der Kompressionsdruck auf den Anfangsdruck gestiegen ist. Ist daher der Druck und das Volumen zu Anfang der Kompression und der Einströmungsdruck bekannt, so läßt sich ermitteln, bis auf welches Volumen der Dampf komprimiert werden müßte, um die Anfangsspannung zu erreichen.

Der Unterschied zwischen dem Gesamtvolumen des schädlichen Raumes und demjenigen, der als schon mit Dampf von der Anfangsspannung pa erfüllt angesehen werden kann, wird den Bruchteil des Gesamtvolumens der schädlichen Räume darstellen, der zu Anfang der Einströmung als nicht mit Dampf erfüllt angesehen werden kann. Die Summe dieses Volumens und des vom Kolben während der Einströmung beschriebenen, kann dann als das vom einströmenden Dampf erfüllte Volumen angesehen werden.

Unter diesen Voraussetzungen werden natürlich die oben für ß und ß' gefundenen Werte verändert.

Für die zu untersuchende Maschine betragen die schädlichen Räume:

Hochdruckzylinder

1. Mitteldruckzylinder 2. Mitteldruckzylinder

Niederdruckzylinder

cbm: 0,11321 entsprechend o/₀:    23

0,18289

0,2684

0,47051

1'

12,7

11

Aus der Dampfverteilung der einzelnen Zylinder ergibt sich der während der Kompression vom Kolben zurückgelegte Weg zu:

2. Mitteldruckzylinder

Hochdruckzylinder

1. Mitteldruckzylinder

Niederdruckzylinder

mm : 145

153,5

148,5

Demnach erhält man für die einzelnen Zylinder die zu Anfang der Kompression schon mit Dampf erfüllten Räume, wenn die den angegebenen Kompressionshüben der Kolben entsprechenden Volumina zu den schädlichen Räumen addiert werden.

2. Mitteldruckzylinder

Hochdruckzylinder

1. Mitteldruckzylinder

Niederdruckzylinder

cbm: 0,11321    0,015193

0,16514

0,127 4 0,38058 0,50758

0,47051 + 0,47064 0,94115

Aus den Indikatordiagrammen (Abb. 12) ergeben sich die Dampfspannungen bei Beginn der Kompression und die absoluten Anfangsspannungen :

Hochdruckzylinder 1. Mitteldruckzylinder 2. Mitteldruckzylinder Niederdruckzylinder

kg/q cm: 9,77 kg/qcm: 15,54

38

© GO

O GO

l>- o

r-ÎHH'

O 00

Die Bruchteile der schädlichen Räume, die nach den obigen Erläuterungen bei Beginn des Hubes als nicht mit Dampf erfüllt angesehen werden können, betragen demnach:

Hochdruckzylinder

1. Mitteldruckzylinder

2. Mitteldruckzylinder

Niederdruckzylinder

cbm: 0,00941

0,00

0,0809

0,28251

Das Füllungsvolumen des Hochdruckzylinders und das Gesamtvolumen des Niederdruckzylinders mit Berücksichtigung der ermittelten schädlichen Räume betragen also:

Hochdruckzylinder

Fiillungsvolumen

Niederdruckzylinder

Gesamtvolumen

cbm: 0,31127 + 0,00941 cbm:

0,32068

4,27603 + 0,28251 4,55854

Mithin hat der sich jetzt ergebende Gesamtexpansionsgrad den Wert:

= 14,21.

4,55854

0,32068

Der mittlere Druck:

Pn -

15,54

14,21

[1 + log • nat 14,21]

pm = 3,993 kg/qcm.

Der Völligkeitsgrad:

= 0,663.

2,65

3,993

Unter Berücksichtigung des Gegendrucks im Kondensator: pc — 0,22 kg/qcm,

= 0,702.

2,65

3,773

3. Druck Verluste durch den plötzlichen Druckabfall bei der unvollständigen Expansion in den einzelnen Zylindern.

Diese Verluste liegen auf den Expansionskurven der Teildiagramme und sind in Abb. 14 dargestellt durch die Dreiecksflächen A,, A₂, A₃.

Für die in Frage kommende Maschine ist: eh = 0,644 . £mt = 0,640 s,„₂ = 0,658 £n — 0,690

et ₂ = 2,054 c(₃ = 2,050 a₄ = 2,027

Durch Einsetzung dieser Werte in Gleichung (62) bis (64) ergibt sich: Aj = 0,0097, A₂ = 0,011, A₃ = 0,01417,

A = At + A₂ + A₃ = 0,03487 = - 3,5%.

A = - 3,7 o/₀.

Bezeichnen s,, smi, sw2, sn die Füllungsgrade in den einzelnen Zylindern und betragen die Verhältnisse der Volumina von zwei aufeinander folgenden Zylindern:

*2 =

_ Dl

Dit’

a3 =

Dm 1

«4    =

Dml

~Dp

so ist:

-i    I Cf *> * £wî

log • nat---—

£ h

— log • nat ——

2/i

«2 * «3 ' «4

(62)

log • nat •

1 4- log . nat •

— log • nat • -—- d

2m 1

«2 • ”3 • «4

(63)

log • nat •

^3 =

2m 2

1 + log • nat •

log • nat • ——|---

£/t

2m2

1 4- log • nat • ——~

£fc

(64)

Dieselbe Zahl ergibt sich sehr angenähert aus dem verstreckten Indikatordiagramm, wenn man die Diagrammflächen zwischen den Drucklinien des ersten Aufnehmers und des geringsten Druckes im Niederdruckzylinder zugrunde legt, nämlich:

4. Der indizierte stündliche Dampfverbrauch Dw ohne Berücksichtigung der schädlichen Räume betrug nach obigem Beispiel:

Dw = 24 704 kg, der Dampfverbrauch für 1 PS. der Maschine demnach:

24704

Dw

• n • 60.

Dw

Nt

4313

= 5,'77 kg.

Der Dampfverbrauch der Hülfsmaschinen betrug 6,5% desjenigen der Hauptmaschinen; im ganzen wurden also verbraucht stündlich: 26309 kg, für 1 PS.: 6,14 kg.

vgl. S. 47.

Ueber die Ermittlung des Dampf Verbrauchs aus dem Indikatordiagramm

Die Dampfgeschwindigkeiten beim Eintritt des Dampfes in die Zylinder ergeben sich aus folgender Zusammenstellung :

Hochdruckzylinder 1. Mitteldruckzylinder 2. Mitteldruckzylinder Niederdruckzylinder

Querschnitte der Einströmungs-

Öffnungen ..................

Querschnitt der Einströmungsöffnungen dividiert durch

Kolbenfläche................

Dampfgeschwindigkeit........

Temperaturgefälle...........

604,000 qcm

0,168 „ 23,9 m 718,000 qcm

0,093 n 43,7 m

340 c.

1294,000 qcm

0,082 „ 49,2 m

36 0 c.

2185,000 qcm

0,068 „ 59,2 m 47 0 C.

Dritter Abschnitt.

Die Ermittlung der indizierten Leistung für neu zu erbauende Maschinen.

Bezeichnungen.

Außer den Bezeichnungen, S. 21, pa Anfangsdruck kg/qcm, pe Enddruck kg/qcm,

px Druck bei Beginn der Expansion, kg/qcm, p}n mittlerer Druck mit Berücksichtigung der schädlichen Räume, m Größe der schädlichen Räume, in o/₀ des Zylinderinhaltes,

s Größe der schädlichen Räume absolut, Emt, Em2, e„ Füllung im Hochdruckzylinder, 1. Mitteldruckzylinder, 2. Mitteldruckzylinder, Niederdruckzylinder, fn Querschnitt des Ausströmungsrohres aus dem Niederdruckzylinder, qcm, c,n mittlere Kolbengeschwindigkeit, m,

H, Hub, m,

Ho innere Zylinderlänge,

A Höhe des Maschinenraumes,

R Kurbelradius,

G Modul der Schubelastizität,

Jp polares Trägheitsmoment des Wellenquerschnittes,

Lr reduzierte Wellenlänge,

Mp Propellermasse auf den Kurbelradius reduziert,

Mm Maschinenmasse auf den Kurbelradius reduziert,

ne Eigenschwingungszahl der Wellenleitung, Ni} vk, n zusammengehörige größte Leistung, Geschwindigkeit, Umdrehungszahl,

Nn, vn, nn zusammengehörige verminderte Leistung, Geschwindigkeit, Umdrehungszahl,

Ap, Api> Ap2 Druckverluste in der Rohrleitung, kg/qcm,

Y Gewicht von 1 cbm Dampf, kg, l Länge der Rohrleitung, d Durchmesser der Rohrleitung,

Dw Dampfverbrauch, kg,

Ta, Te absolute Temperaturen.

1. Indizierte Leistung.

Die indizierte Leistung einer Maschine mit vierfacher Expansion ergibt sich aus:²)

Nt = 0,00034907    -pmh -f

N = 0,00034907 • Dl • H • n • pmp

Dl i

jp

L'n

Y ⁻ Pmi ~f~

Dl 2

Dl

mn

(57)

(57 a)

oder:

führt man statt der Zylinderdurchmesser die entsprechenden Zylinderinhalte ein, so ist:

Ni = 0,00044445 • Vn • n •

vml

Vn

vn

2. Mittlerer Druck.

a) Der theoretische mittlere Druck ohne Berücksichtigung der schädlichen Räume ergibt sich:

Pm - Pa ' S *

oder:

Pm - Pa ’

£l + log • nat • —J e • [l + 2,3026 • log •

= Pa’ <?■

(66)

(67)

Zahlentafel Nr. 16.

Werte von cp =

• nat • i-"| = e • [l + 2,3026 • log • -y]

Cf

100,00

50,00

40,00

36,36

33,40

30,77

28,57

26,67

25,00

23.53 22,22 21,05 20,00 18,18 16,70 15,38 15,00 14,30 14,00 13,33 13,00 12,50 12,00 11,76 11,00

10.53

10,00

9,10

9,00

8,33

8,00

7,69

7,14

7,00

6,66

6,25

6,00

5,88

5,55

5,26

5,00

0,0100

0,0200

0,0250

0,0275

0,0300

0,0325

0,0350

0,0375

0,0400

0,0425

0,0450

0,0475

0,0500

0,0550

0,0600

0,0650

0,0660

0,0700

0,0710

0,0750

0,0770

0,0800

0,0830

0,0850

0,0910

0,0950

0,1000

0,1100

0,1110

0,1200

0,1250

0,1300

0,1400

0,1430

0,1500

0,1600

0,1670

0,1700

0,1800

0,1900

0,2000

0,056

0,098

0,117

0,126

0,135

0,144

0,152

0,161

0,169

0,177

0,184

0,192

0,200

0,214

0,229

0,242

0,250

0,257

0,260

0,269

0,270

0,282

0,290

0,294

0,310

0,318

0,330

0,353

0,360

0,374

0,390

0,395

0,415

0,420

0,435

0,456

0,470

0,471

0,489

0,506

0,522

4,760

4,540

4,350

4,160

4,000

3,840

3,710

3.570 3,450

3.330 3,230 3,125 3,040 2,940 2,860

2.780

2.700

2.670 2,630

2.570 2,500 2,440 2,380

2.330 2,270 2,220 2,180 2,130 2,080 2,040 2,000 1,960 1,920 1,890 1,850 1,820

1.780 1,750 1,720

1.700

1.670

0,210

0,220

0,230

0,240

0,250

0,260

0,270

0,280

0,290

0,300

0,310

0,320

0,330

0,340

0,350

0,360

0,370

0,375

0,380

0,390

0,400

0,410

0,420

0,430

0,440

0,450

0,460

0,470

0,480

0,490

0,500

0,510

0,520

0,530

0,540

0,550

0,560

0,570

0,580

0,590

0.600

0,538

0,553

0,568

0,582

0,597

0,610

0,624

0,636

0,649

0,661

0,673

0,685

0,696

0,708

0,717

0,728

0,738

0,743

0,748

0,757

0,766

0,776

0,784

0,793

0,801

0,809

0,817

0,825

0,832

0,840

0,847

0,853

0,860

0,867

0,873

0,879

0,885

0,890

0,896

0,901

0,906

1,65

1,61

1,59

1,56

1,54

1,52

1,49

1,47

1,45

1,43

1,41

1,39

1,37

1,35

1,33

1,32

1,30

1,28

1,27

1,25

1,23

1,22

1,21

1,19

1,17

1,16

1,15

1,13

1,12

1,11

1,10

1,09

1,07

1,06

1,05

1,04

1,03

1,02

1,01

1,00

Werte von pmr vergl. Zahlentafel Nr. 20, S. 35.

0,61

0,62

0,63

0,64

0,65

0,66

0,67

0,68

0,69

0,70

0,71

0,72

0,73

0,74

0,75

0,76

0,77

0,78

0,79

0,80

0,81

0,82

0,83

0,84

0,85

0,86

0,87

0,88

0,89

0,90

0,91

0,92

0,93

0,94

0,95

0,96

0,97

0,98

0,99

1,00

0,912

0,916

0,921

0,926

0,930

0,934

0,938

0,942

0,946

0,949

0,953

0,957

0,960

0,963

0,966

0,969

0,971

0,974

0,976

0,979

0,981

0,983

0,985

0,986

0,988

0,990

0,991

0,993

0,994

0,995

0,996

0,997

0,998

0,998

0,999

0,999

0,999

1,000

1,000

1,000

b) Mit Berücksichtigung des schädlichen Raumes ist m seine Größe in °/₀, s seine Größe absolut genommen, bezeichnet :

wenn

Pm - Pa ’

oder:

Pm ~—"

[e+    ₊    -log-nat (1+^)]

Pa •    —f- 2,3026

• (s -f- m • H) •

(68)

(69)

Pm -

(70)

Zahlentafel Nr. 17.

Theoretischer mittlerer Druck unter Berücksichtigung der schädlichen Räume*).

20,0016,7014,30

12,5011,1010,00 8,33 7,14 6,25 5,56 5,00 4,16 3,33 2,50 2,00 1,66

0,05 0,06 0,07

0,08 0,09 0,10 0,12 0,14 0,16 0,18 0,20 0,25 0,30 0,40 0,50 0,60

Schädh Raum

O 03 Hf tg

HHHH

Cg ao

rti îT> Oi H CO Tłi CO CO CO rfl TfH

O O O O o o

P 05 HM⁻

CO CO CO CO pi Hf

oo o o cTo

”003 ONOJH co co co co co Hf o o o o o o"

pppppp Plp-Prfn OS OS 05 rfn tO O 00 05

pppppp

p    p p os

OD 05 tO P 00

pppppp

Cg -3 05 rfn |>S Q

pppppp

tg O Cg ~3 <gr P

OlMCOOOt-tO «O >0 HO HO O

o ö'öo od

t-050(5ICOTH

T^T^iOOiOiO

O O O O O O

popppp 'oi 'o»"ot 'La

0 50M05WW

pppppp 05”Ö5    oi

pppppp

05 Ci 05 05 05 05

oo -3 05 m P os

ppppop PiPiPiPiWoi OJMHOOO

pppppp OO 00 00 00Pl -3 HOOOOCC

pppppp

oobo-booobobo

00 -3 ~3 -3 05 05

pppppp 'io cg'cg'cg'cg^g to to to tsO l-n

c) Der auf den Niederdruckzylinder reduzierte mittlere Druck hat die Größe:

[1 + log

• nat •

-1

J

— Pc

(71)

Pmr - Pa ’    "

Die theoretische, auf den Niederdruckzylinder reduzierte, indizierte Leistung folgt demnach:

•nat’i)-4

[Pa *    ‘ (l + l0g

d) Der wirkliche mittlere Druck, reduziert auf den Niederdruck-

Pmw = ß 'P

Demnach die wirkliche, auf den Niederdruckzylinder reduzierte Maschinenleistung :

Ni = 0,00034907 • Dl • H • n • ß • jpa • eg • ^1 + log • nat 7¹⁻) —    (74)

3. Der Anfangsdruck pa, mit dem der Dampf in den Hochdruckschieberkasten eintritt, ist bei Verwendung gesättigten Dampfes kleiner als der Kesseldruck py.

Für Zylinderkessel kann gesetzt werden:

Pa — ~ Pk — 0,33 • (1 + eÄ) = pk — 0,5 bis 0,6 kg/qcm.

Für Wasserrohrkessel, die mit pk = 18—20 kg/qcm arbeiten ist meist, wenn der Dampf vor dem Eintritt in den Schieberkasten durch ein Druckverminderungs-Ventil geleitet wird:

pa — pk — 3 bis 5 kg/qcm.

*) Haeder, Die Dampfmaschine. Die Werte der Zahlentafel Nr. 17 sind besser um 10% bis 12% geringer anzunehmen.

Wilda, Die Schiffsmaschinen.

Ni = 0,00034907 • Dl • H ■ n •

Zylinder, ist:

wir*

(72)

(73)

(75)

(76)

Die absichtliche Erniedrigung des Arbeitsdruckes im Hochdruckzylinder gegenüber dem Kesseldruck erfolgt, um der Ungleichmäßigkeit der Dampfentwicklung in den Kesseln Rechnung zu tragen.

Der unbeabsichtigte Spannungsabfall des Dampfes auf dem Wege vom Kessel zur Maschine hat seine Ursachen in der Reibung des Dampfes an den Rohrwandungen, dem Vorhandensein von Krümmungen in der Rohrleitung, dem Wechsel des Durchmessers der Leitung, Kondensation, Drosselung beim Durchgang durch Ventile usw.

4. Die Endspannung Pe der Expansion im Niederdruckzylinder liegt in der Regel höher als die Gegendruckspannung pc im Kondensator.

also

a) Man kann setzen:

pe = pc 0,25 bis 0,40 kg/qcm. Für den Entwurf ist anzunehmen:

(77)

pc = ~0,20 kg/qcm pe = ~ 0,45 — 0,5 kg/qcm. Bei der größten Maschinenleistung wird häufig:

pc = 0,10 bis 0,12 kg/qcm.

Allgemein läßt sich annehmen:

Pe = ~ Pc + 0,03 pa. Vgl. Zahlentafel 2t, S. 40.

(80)

b) Der Kondensatorgegendruck pc hängt allein von der im Kondensator herrschenden Temperatur ab.

Mit sinkender Arbeitsleistung der Maschine wird die Differenz pe —p,, kleiner, so daß der durch den Spannungsabfall hervorgerufene Arbeitsverlust in letzterem Falle kleiner wird, wie Zahlentafel Nr. 18 für vier neuere Schiffsmaschinen zeigt.

Zahlentafel Nr. 18.

Verhältnis zwischen pe und pc für 4 neue Maschinen.

Bei der größten Leistung

Bei annähernd i/₄ der größten Leistung

Pe

Pc

Pe — Pc

Pe

Pc

Pe~ Pc

T-) CO

13 950 16 344 13186 5 235

popp O' ost^*-^

OOOO

La'odvpi

IO -3 o o

oooo

tsO OS 05 05 O tO 05

tH CO CO CO —8 CO T—(

8388

<N i-H D- GO

ri (M h H

oddd

popp

s s

0,03

0,15

0,11

0,04

Der Zusammenhang zwischen der Kondensatortemperatur te und dem entsprechenden absoluten Druck pc zeigt

Zahlentafel Nr. 19.

Abhängigkeit des Kondensatordrucks von der Temperatur.

t§ C.

pc kg/qcm

pc kg/qcm

t§ C.

pc kg/qcm

OS tO tsO ^

oaooi

oooo

2 8 8 2

OS In»

>o O 1-0 o

CO ■rH Tft »o

O O O O M O O O to <X> Ol Oi «<l Oi -3

Ci Ci Oi O Oi o Oi

*£> O O tH tH Ol CO

oo oo

Bezeichnet fn den Querschnitt der Ausströmungsöffnung im Niederdruckzylinder, cn die mittlere Kolbengeschwindigkeit, so gilt die Beziehung:

Pe—pe = 0,47-8,5-

fn

Beispiel. Für einen größeren Frachtdampfer betrage:

Dn = 221,0 cm, fn = 5128,3 qcm, cm = 3,85 m. Nach Gleichung (81) ergibt sich:

(81)

Pe — Pc = 0,47 — 8,5 •

5128,3

48841 • 3,85

= ~ 0,25 kg/qcm.

Fh

Pa

~Vh

nii

5. Das theoretische Hilfsdiagramm.

a) Der theoretische mittlere Druck pmr. Rechnerische Ermittlung vgl. S. 33 Gleichung (71).

Ohne Berücksichtigung der schädlichen Räume, des

Kondensatorgegendrucks und Vernachlässigung aller auftretenden Verluste ergibt sich p Abb. 15.

Abb. 15.

XI

aus

nu e

T SD-

Für Ueberschlags-rechnungen können die Werte von pmr für verschiedene pa und — der

Zahlentafel Nr. 20 unter der Annahme eines konstanten Kondensatorgegendrucks : pc = 0,25—0,3 kg/qcm entnommen werden. Zwischenwerte lassen sich leicht durch Interpolation bestimmen.

ma

fn

v„

Vacuum L

Bestimmung von pmr.

Zahlentafel Nr. 20.

Werte für p,nr (pc = ~ 0,28 kg/qcm).

Pa

Expansionsgrad

10

12

15

20

5,62

4,48

3,65

3,06

2,35

1,88

1,57

1,35

1,11

0,84

6,30

5,08

4,15

3,50

7,00

5,66

4,65

3,90

2,65

3,00

2,15

2,42

1,81

1,56

1,38

0,98

2,05

1,76

1,46

1,12

7,70

6,26

5,15

4,30

3,32

2,69

2,26

1,96

1,64

1,26

8,40

6,86

5,65

4,75

3,65

2,96

9,10

7,45

6,10

5,15

3,95

3,24

2,50

2,72

2,16

2,37

1,80

1,98

1,40

1,54

9,80

8,05

6,60

5,60

4,30

3,50

2,96

2,57

2,15

1,68

10.50 11,20 11,90 12,70 13,40 14,00 14,80

15.50

8,65

9,40

9,85

10,40

10,90

11,60

12,20

13,50

7,10

7,60

8,10

8,60

9,10

9,60

10,00

10,60

6,00

6,40

6,85

7,25

7,70

8,10

8,50

8,90

4,62

4,95

5,27

5,60

5,93

6,25

6,57

6,90

3,76

4,05

4,32

4,60

4,85

5,13

5,40

5,66

3,20

3,42

3,66

3,90

4,12

4,35

4,60

4,81

2,78

2,98

3,18

3,40

3,65

3,80

4,00

4,22

2,34

1,82

2,51

1,96

2,67

2,10

2,85

3,02

3,20

3,38

3,52

2,25

2,38

2,58

2,66

2,80

c) Für den Entwurf einer Maschinenanlage wird zunächst der Druckabfall px zwischen der Einströmungsspannung und der Spannung beim Beginn der Expansion berücksichtigt und häufig die Expansionslinie

3*

durch den letzteren Punkt E gelegt. Die Füllung A B ergibt sich, wenn die Expansionslinie von E aus bis zum Einströmungsdruck pa verlängert wird, die reduzierte Füllung wird dann der weiteren Bestimmung des mittleren Druck zugrunde gelegt (Abb. 16).

LY.

EHr

Fh\.

Je höher die Einströmungsspannung pa und die mittlere Kolbengeschwindigkeit cm ist, desto größer ist im allgemeinen der Druckabfall pa —px.

Der Druckabfall px ist eine Folge der allmählichen Px Eröffnung der Einströmungskanäle, der Reibung des Dampfes an den Kanalwandungen und wird wesentlich durch die Größe der Füllung beeinflußt. Wenn es nicht vorgezogen wird, den Druckabfall direkt anzunehmen, vgl. Zahlentafel Nr. 21, so kann man px bestimmen aus :

Pa

oder aus:

Abb. 16.

v

vm

F„

■v„

Px — ~ 0,15 • Pa + 0,5 kg/qcm    ( 2)

Px = ~ 0,3 'Pa • (1 — eÄ) -f 0,5 kg/qcm. ( 3)

Dieselben Gleichungen sind für die Mitteldruck- und Niederdruckzylinder verwendbar, wenn die entsprechenden Werte ^    ÎÙT pa und eu eingesetzt

³ werden und das Zusatzglied 0,5 kg/qcm fortgelassen wird.

GO 00

Zahlentafel Nr. 21.

¹

Ausführlich darüber, Bertin-Wilda, Der Schiffsmaschinenbau, Gebrüder Jäneeke, Hannover, 1901.

²

Ausführliche Ableitung des folgenden, vgl. Bertin-Wilda, Der Schiffsmaschinenbau, Gebrüder Jänecke, Hannover, 1901.

Mittelwerte für den Druckabfall px während der Füllung.

Ni

Cm

Pa

Px

Px

Einfach- Expansionsmaschine

Zweifach-

Dreifach-Yierfach-

10— 100 150—350 1,2- 2,2 100—

500—7000 3000—9000

roo f 80-120 1,5-2,5 ouu »120—350 2,0—3,5 70—400 3,5—6,0 80-100 4,0—5,0

4,0— 5,5 5,5— 6,0 8—10    6,0— 7,0

12—16    9,0-12,0

14—17 11,5-12,0

5—

7—

1,0-1,5

1.5— 2,0 2,0—3,0 3,0—4,0

3.5— 5,0

d) Der wirkliche mittlere Druck pmiv.

Für eine Mehrfach - Expansionsmaschine treten im zusammengelegten Diagramm für jedes Teildiagramm dieselben Verluste auf, wie sie sich im Diagramm einer Einfach-Expansionsmaschine zeigen würden, dazu kommen noch Drosselungsverluste während der Einströmung und Ausströmung bei den einzelnen Zylindern, Druckverluste, die von der unvollständigen Expansion und Kondensationsverluste, die von den Aufnehmern herrühren.

Für eine ausgeführte Maschine ist der Völligkeitsgrad ß das Verhältnis der Flächensumme der Teildiagramme im verstreckten Diagramm zu der Fläche F des theoretischen, auf den Niederdruckzylinder bezogenen Diagramms, also nach Abb. 15.

Fh -f- Eml -p F„,2 + Fn

(84)

Um den Wert eines kleineren oder größeren Völligkeitsgrades ß für eine ausgeführte Maschine beurteilen zu können, ist es notwendig zu wissen, welche Kurve für die Expansion des Dampfes zugrunde gelegt und von welchem Punkt aus sie konstruiert wurde, Beginn der Einströmung, der Expansion oder Ausströmung.

Im folgenden ist die Expansionslinie (Isotherme) stets als durch den Anfangspunkt E der Expansion gelegt, angenommen (Abb. 16).

Pmw - ß ‘ P

Für den Entwurf ist es vorzuziehen, den Wert von ß nach ausgeführten ähnlichen Maschinen zu wählen. In Ermanglung weiterer Anhaltspunkte kann ß aus Zahlentafel Nr. 22 entnommen werden.

Zahlentafel Nr. 22.

Werte des Völligkeitsgrades ß.

Es ist :

mr.

Ni

Pa

PS.

kg/qcm

mil Berücksichtigung der schädlichen

ohne Berücksich sch

tigung der lädlichen

Mittelwerte

aus

Räume

Räume

Einfach - Expansionsmaschinen

10—50

100—150

200—350

40—65

8—12

3—4

0,650—0,850

0,600—0,700

0,60-0,75

0,57-0,68

0,75—0,85

0,70-0,80

5 Maschinen

Zweifach-Expansionsmaschinen

30—75

75—350

100—300

75—120

7—10

6—8

0,120—0,200

0,120—0,200

0,55—0,70

0,58—0,70

0,70—0,85 9 Maschinen 0,70—0,80 8

Dreifach - Expansionsmaschinen 1000—2000

2000-8000

4000—7000

1500—2000

250—400

120—200

100—125

70—90

12—17

12—16

12—15

12—16

0,130-0,150

0,125—0,135

0,100—0,120

0,085—0,100

0,52—0,54

0,50—0,54

0,50-0,54

0,53-0,57

0,67—0,70 13 Maschinen

0,65-0,75 jjj

0,65—0,75 16 0,66—0,70 11

Vierfach-Expansionsmaschinen 2000—10000 75—12015—18 0,075— 0,100 0,53—0,55 0,65—0,70j 9 Maschinen Bei besonders hoher Kompression sind die Werte von ß um 5—8% geringer anzunehmen.

Für Ueberschlagsrechnungen läßt sich annehmen:

Pa

Pmw

Dreifach-Expansionsmaschinen :

Handelsdampfer.........

Kriegsschiffe.............

Vierfach-Expansionsmaschinen

Zeigt ß einen anormal großen Wert, so liegt der Grund dafür meist darin, daß die schädlichen Räume im Vergleich mit dem Gesamtfüllungs-volumen sehr groß sind, wodurch die Expansionskurve sehr hoch liegt, so daß die Diagrammfläche bedeutend zunimmt.

Eine Steigerung des mittleren Drucks pmw hei neu zu erbauenden Maschinen hat naturgemäß eine Gewichtsvermehrung der festen und beweglichen Teile zur Folge, wenn nicht eine Verminderung der Zylinderabmessungen durch eine Erhöhung der Umdrehungszahlen bzw. der Kolbengeschwindigkeit erfolgt.

Für die üblichen Steuerungen läßt sichpm® noch auf 0,55 pmw bis 0,6 p mindern, wobei die Maschinenleistung auf 0,40 bis 0,45 der größten Leistung sinken kann, besonders wenn die Drosselklappe zu Hülfe genommen wird. Für Maschinenleistungen, die kleiner sind, als diejenigen, die sich noch durch Verminderung der Füllung durch die Kulisse erreichen lassen, ist es wirtschaftlicher den hochgespannten Kesseldampf zu drosseln, als den Kesseldruck zu vermindern.

Für Schiffsmaschinen ist annähernd:

= Konstante.

10—15 kg/qcm 12—15 14—16

2,2—2,6 kg/qcm 2,4—2,8 2,8-3,1

mw

r>

ver-

(85)

Zahlentafel Nr. 23.

Größe des mittleren Drucks für verschiedene Leistungen.

Leistung in PS.

Mittlerer Druck p

Hochdruck

1. Mitteldruck

2. Mitteldruck

Niederdruck

Pk

kg/qcin

Yacht Waconta

t\a 05 05 tO l-¹-^ Ol H M O 05

c.

Ci “*3 GC GfO CD O O O O O Ol

27,20

81,19

214,00

337,00

389,00

530,00

O^CO O O O O

cTth'co of cTt-T

tH iO ^ IO Ci CO T-i CM CM ^

10,90

10,90

10,90

10,40

10,90

10,90

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2. Mitteldruck

Niederdruck

O CD O CD O CO Ci CO tH t— iO CD CD <C>

dddood

Gr. Kurfürst, Fracht u. Passagiere 725,0 625,0

740,0 13,00    75,0 6,175 2,018

0,846

Good Hope, Panzerkreuzer

900,0 16,80

975,0 1112,0

3780,0'4034.0 — 3580,0 18,80 4750,0|5360,0 — [5650,0 19,50

o o o o

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HCOW

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Ariadne, Panzerkreuzer

Zusammen 3758,00 14046,00 19156,00

14,20    70,3    1,340    1,240

15.90    109,1 6,020 2,320

16.90    118,9 7,300 2,880

t-OO CO t>* CO lO T-^LO

cd r-i r-s

Cumberland, Panzerkreuzer

830,0 821,0 2912,0 2483,0 3496,0 3587,0

0,394

0,914

1,335

Habsburg, Kreuzer

2012,0 2194,0

— 3685,0 17,50 144,0 7,530 3,020

1,890

Kaiser Karl VI., Kreuzer

1923,0 2222,0

2880,0 12,50 131,0 5,470 2,600

1,400

Brennus, Panzerschiff

1649,0 2458,0

2672,0 11,90    92,4 3,630 2,580

1,030

Kearsarge, Kreuzer

435,6 502,6 376,0 459,0 1764,0 1880,0

347,0 13,80 448,0 13,80 1727,0 11,90

1^00 00 ooo

O O Ü<

Ol Üi Ci k^k^ 05 OMO

ooo

k^

Ci ins

ooo

NOO

tH ^ o

CD O Ci OHO

Kasumi, Torpedobootszerstörer .. 1072,0 1000,0

1034,0

399,7 6,400 2,500

1,100

Amur, Frachtdampfer

312,0 284,0

352,0 12,00    77,0 4,660 1,467

0,750

Argonaut, Kreuzer 1. Kl.

Zusammen 3756,00    15,85

„    13815,00    —

2870,0 2460,0    — 13920,0 —

Vom

^OitO

o

'to GO^ CD Oi O* OOO

8*80 I—1. Ü<

o o

- -

Sworddsh, forpedobootszerstörer. 670,0 767,0

850,0 14,26 400,0

4,650

2,630

1,350

Louisiana, Frachtdampfer

609,0 688,0    628 660,0 15,00    69,0

5,300

2,850

1,22 0,600

Victoria Luise, Yacht

424,0 502,0    570 502,0 15,00 ; 123,0

4,820

2 610

1,440 0,740

Prinz Adalbert, Fracht u.Passagiere 274,0 356,0    365 377,0 15,00    77,0

4,500

2,700

1,340 0,657

Umbria, Fracht u. Passagiere .... 885,0 877,0 1309 1243,0 14,60    89,0

4,770

2,250

1,620 0,750

Perry, Torpedojäger Preble,    „

Paul Jones, n

1359,5 1365,5 1146,0 1047,0 1120.0 1204,0

1851,8. 18,30 1429,0 18,27 1534,0 18,27

03 03 03 03 03 -*3 d (JO ts£>

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SS

CD CD

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CD GO Ci CO l— COH(M^

T-H t-H rH

6. Füllung, Gesamtexpansion und Endvolumen.

a) Für normale Füllungen im Hochdruckzylinder:

s h = 0,60—0,70

läßt sich der Gesamtf üllungsgrad eg. wennpk den Kesselüberdruck bezeichnet, ermitteln aus:

Z9 -

Pu -f 2 '

(86)

Hierin ist zu setzen für:

Handelsschiffe.............

Panzerschiffe................

Kreuzer.....................

Torpedoboote und Torpedojäger

a = - 1,37—1,41,

- 1,60—1,90.

« = 1,70—2.00, a = 2,00—2,90.

Für die einzelnen Zylinder läßt sich im Mittel annehmen: s h — 60— 70 °/o, 2»i b) Da das Endvolumen durch die Größe des Volumens des Niederdruckzylinders bestimmt ist, so läßt sich der Expansionsgrad — für jede Maschine

%

nicht unter einen bestimmten Grenzwert treiben, dessen Größe im äußersten Fall den Ausströmungsdruck im Niederdruckzylinder nicht überschreiten kann. Bei geringerem Endvolumen, also größerem pmw, findet eine geringere Ausnutzung des Dampfes statt und da andererseits die Dampfverluste sich bei einer Maschinenanlage wenig ändern, so würde bei zu weit getriebener Gesamtexpansion der Dampfverlust verglichen mit dem Dampfverbrauch zunehmen. Durch die gebräuchlichen Steuerungen läßt sich die Gesamtfüllung noch fast auf die Hälfte vermindern.

a) Für Kriegsschiffe, die in der Regel nur mit der Hälfte ihrer größten Leistung fahren, muß sich hei dieser Marschgeschwindigkeit, also mit verkleinerter Maschinenleistung noch ein wirtschaftlicher Betrieb erreichen lassen, bei der größten Leistung ist daher ein geringes Endvolumen für 1 PS. und

ein hoher wirklicher mittlerer Druck anzustreben, — = höchstens 10.

ß) Bei Handelsschiffsmaschinen muß der größten Leistung auch die größte Wirtschaftlichkeit entsprechen, daher muß ein großes Endvolumen und ein kleiner Wert des wirklichen mittleren Drucks erreicht werden, daher häufig:

50—700/₀, £n = 50—65%.

— = 12-15.

Kleinere Füllungsänderungen von 12—18% lassen sich durch die Steuerung erzielen, indem die Angriffspunkte der Kulissenhängestangen im Umsteuerungshebel verstellbar gemacht werden.

-f) Den Einfluß der Füllungsänderung in den einzelnen Zylindern zeigt folgende Zusammenstellung:

Mitteldruckzylinder

Niederdruckzylinder

fällt

steigt

fällt

steigt

Pe

steigt im Hochdruckzylinder

fällt im Hochdruck-zylinder

steigt im Mitteldruckzylinder

fällt im Mitteldruckzylinder

fällt im Hochdruckzylinder

steigt im Hochdruckzylinder

fällt im Mitteldruckzylinder

fällt im Mitteldruckzylinder

steigt im Niederdruckzylinder

steigt im Mitteldruckzylinder

c) Der Anfangsdruck pa und der Enddruckj?«, können in den einzelnen Zylindern einer Dreifach-Expansionsmaschine bei einer Füllung im Hochdruckzylinder von sh — ~ 0,70 nach Zahlentafel 24 angenommen werden:

Zahlentafel Nr. 24.

Anfangs- und Enddrucke.

Hochdruckzylinder

absolut

Mitteldruckzylinder

absolut

Niederdruckzylinder

absolut

Pah

Peh

Pam

Pem

Pan

Pen

10—13

0,5 • pah bis

0,6 * Pah

0,4 'pah bis

0,5 ’Pah

0,15 -pah bis

0,18 •Pah

0,14 • Pah bis

0,17 • Pah

0,08 • pah

bis

0,01 -Pah

Zahlentafel Nr. 25.

Druck- und Füllungsverhältnisse für verschiedene Leistungen.

Bruchteil der

II

Maschinenleistung .....

Umdrehungszahl n........

Kesseldruck pk...........

Einströmungsdruck pa.... Einströmungsdruck pah ...

Druckabfall:

BeiBeginn desHubes kg/qcm In Mitte der Füllung kg/qcm

Mittlerer Druck (absolut):

Füllung Hochdruckzylinder

Hochdruckzylinder.......

Mitteldruckzylinder......

Niederdruckzylinder......

Reduziert auf Niederdruckzylinder ...............

Q O rO CO O O CM lO CO CO

Or ©P©©'©' 2©hh

PP

S18

p pppp

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PP © © I-Ł

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Va ⁵/e

Vi

Vi

³/4

22 kh

° H

Vi

3100,00 4100,00 5000,00 5200,00 6000,00 82,91    136,00    145,00    97,16    102,00

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CO

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PP

PP

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13 000,00 114,50 17,60 14,55 14,41

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Sgggä S

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7. Kolbengeschwindigkeit, Hub, Umdrehungszahl.

a) Die üblichen Verhältnisse sind aus Zahlentafel Nr. 26 zu ersehen.

Zahlentafel Nr. 26.

Kolbengeschwindigkeit, Hub, Umdrehungszahl.

Hub,

Cm — 30

bei Zwei- und Dreischraubendampfern für eine Maschine

Mittlere

Kolbenge

schwindigkeit,

H-n

Umdrehungs

zahl,

minütlich

Handelsschiffe:

Schnelldampfer.........

Postdampfer für Fracht

und Passagiere.......

Große Frachtdampfer ... Kleinere Frachtdampfer . Schnelle Postdampfer für kurze Reisen (Kanaldampfer) .............

Fischdampfer...........

Kleine Passagierdampfer.

4000—10000

1500—7000

1000—4000

300—800

3.60— 5,00

3,00—4,50

3,30—4,00

2.60- 3,80

1,50-1,90

1,20—1,60

0,95—1.50

0,50—0,95

75 95

70-90

70-90

65—95

2000—3500

300—500

100—200

3,50-5,80

2,00—3,50

2,00-3,50

0,69 -0,92 0,35—0,65 0,275—0,50

140—200

120-140

120—220

Kriegsschiffe:

Panzerschiffe........

Panzerkreuzer .......

Kleinere Kreuzer

Torpedojäger........

Torpedoboote .......

2000- 8000

3000—10000

1500—5000

1500—2500

1000—2000

3.50- 4,50

3.50— 4,50

3.50— 5,00

4.50- 7,00 4,20-6,50

1,00—1,30

0,95—1,20

0,80—1,00

0,40—0,55

0,30-0,40

90—125

100-140

120—220

300—400

300—550

b) Der Hub H beeinflußt die Größe der schädlichen Räume insofern, als diese mit Verkleinerung des Hubes, also des Zylinderinhaltes, im Vergleich mit dem Zylinderinhalt zunehmen. Auch der Nutzeffekt der Maschine wird durch einen zu kleinen Hub vermindert. Unter allen Umständen ist der Hub so groß zu wählen, als es die zur Verfügung stehenden Höhenverhältnisse irgend zulassen.

a) Vielfach ist es üblich, den Kolbenhub auf die mittlere Kolbengeschwindigkeit cm zu beziehen und zu setzen:

cm = ~ m

• iTff

(87)

Hier ist anzunehmen für:

(-V.

\m )

(87 a)

Frachtdampfer..................

Post- und Schnelldampfer........

Panzerschiffe und Kreuzer........

Torpedoboote und Torpedojäger .. .

2,4 — 3,2 3,2 —4,0 3,8 —4,6 7,0 — 8,0.

(3) Die üblichen Verhältnisse zwischen dem Hubiî und dem Durchmesser Dn des Niederdruckzylinders zeigt folgende Zusammenstellung: Bei zwei vorhandenen Niederdruckzylindern ist Dn • j/2 statt Dn gesetzt.

Frachtdampfer.................

Fracht- und Passagierdampfer... H = 0,67 • Dn

Schnelldampfer.........

Panzerschiffe und Kreuzer

H = 0,64 • Dn bis 0,80 • Dn „ 0,83. Dn H =    0,46 • Dn    „    0,59 • Dn

H =    0,26 • Dn    „    0,56 • Dn

Torpedoboote und Torpedojäger .    H =    0,20 • Dn    „    0,80 • Dn

y) Bezeichnet H₀ die ganze innere Länge des Zylinders, so beträgt bei neueren Ausführungen:

(88)

H = 0,78 • H₀ bis 0,87 • H0 im Mittel H = ~ 0,82 • H₀.

Auf Kriegsschiffen, bei denen die zur Verfügung stehende Höhe A des Maschinenraumes in der Regel sehr beschränkt ist, kann der ausführbare Kolbenhub annähernd zu:

(89)

H = ~ 0,15 -Abis 0,17 -A

angenommen werden.

c) Die minütliche Umdrehungszahl n, vergl. Zahlentafel Nr. 26, ergibt sich nach Festlegung des Kolbenhubes H aus der mittleren Kolbengeschwindigkeit cm :

n = 30 •

Cm

H'

(90)

Hohe Umdrehungszahlen sind die Grundbedingung für geringes Gewicht der Maschinen, wenn gleichzeitig eine Steigerung der Maschinenleistung beabsichtigt wird. Außerdem läßt sich durch Erhöhung von n der Gleichförmigkeitsgrad des Maschinendrehmomentes verbessern, sowie die Beanspruchung der arbeitenden Teile vermindern, andererseits aber steigern sich in der Regel die Schiffsschwingungen.

a) Fr ahm¹) hat zuerst experimentell nachgewiesen, welche Beanspruchungen in den Wellenleitungen auftreten können, wenn die normale Umdrehungszahl v der Maschine mit der Eigenschwingungszahl ne der Welle zusammenfällt oder ihr sehr nahe liegt.

Unter Eigenschwingungszahl der Welle ist diejenige Schwingungszahl zu verstehen, welche die Wellenmasse unter der Einwirkung einer äußeren verdrehenden Kraft ausführen würde, wenn keine dämpfenden Einflüsse vorhanden sind.

Bezeichnet:

R den Kurbelradius in cm,

G den Modul der Schubelastizität, kg/cm²,

Jp das polare Trägheitsmoment des Wellenquerschnitts in cm⁴,

Lr in cm die reduzierte Wellenlänge, d. h. die Länge einer Wellenleitung von überall gleichem Durchmesser, welche der wirklichen, aus einzelnen Stücken von verschiedenen Durchmessern bestehenden, Wellenleitung elastisch gleichwertig ist,

Mp die auf den Kurbelkreis reduzierte Masse des Propellers,

Mm die auf den Kurbelkreis reduzierte Masse der Maschine, so ist die Eigenschwingungszahl ne bestimmt durch:

ne

30

7T • R

■V-

Lr’Mp- Mm

(91)

Macht die Maschine n minütliche Umdrehungen, so kommen

ne

Torsionsschwingungen der Welle auf eine Umdrehung, die sich der äußeren Beobachtung völlig entziehen. Durch diese Torsionsschwingungen wird die Welle ne : n mal während einer Umdrehung um einen Betrag beansprucht, der die mittlere übertragene Drehkraft weit übersteigt, wobei die Beanspruchungen ne : n mal ihr Vorzeichen wechseln, weil die Welle ebenso oft aus der positiven Verdrehung durch den spannungslosen Zustand in eine entgegengesetzt gerichtete Verdrehung übergeht.

ni • (n : ne ) = nk

Die Umdrehungszahlen

heißen kritische Umdrehungszahlen

erster, zweiter, dritter, vierter Ordnung

wenn ne:n =

Die Umdrehungszahlen n. die in der Nähe derartiger kritischer Umdrehungszahlen nk liegen, müssen demnach vermieden werden, was sich durch eine Aenderung der Eigenschwingungszahlen, also eine Aenderung des Wellendurchmessers erreichen läßt.

Schon durch Aenderung der Schraubensteigung läßt sich häufig n aus dem Bereiche der nächstliegenden kritischen Umdrehungszahl entfernen, was jedoch aus anderen Gründen nicht immer möglich ist. Da, wie schon erwähnt, die Beanspruchungen durch Torsionsschwingungen der Welle, schon in der Nähe der kritischen Umlaufszahlen hohe Werte erreichen, so empfiehlt es sich bei der Festlegung der minütlichen Umdrehungszahl n, etwa 8 bis 10 Umdrehungen von der nächstliegenden kritischen Umlaufszahl n entfernt zu bleiben.

zierten Wellenleitung :

Beispiel. Für eine Vierfach-Expansionsmaschine von Ni = 3850 PS. beträgt die nach Gleichung (91) berechnete Eigenschwingungszahl ne der redu-

ne = 200,

die minütliche Umdrehungszahl der Maschine betrug:

n = 72,

demnach sind:

200

= 200,

200

<r = ioo

200

— = 66,66,

200

-j— = 50

4

kritische Umdrehungszahlen erster,

vierter Ordnung'

dritter,

Die minütliche Umdrehungszahl n = 72 liegt demnach um sechs Umdrehungen von der kritischen Umlaufszahl dritter Ordnung entfernt.

ß) Zur Ermittlung der Umdrehungszahl n. der bei einer verminderten Maschinenleistung Nn PS. die Schiffsgeschwindigkeit vn Seemeilen entspricht, wenn die entsprechenden Höchstleistungen, n₁ Ni und vk betragen, läßt sich folgende, von Afonassieff aufgestellte Gleichung verwenden:

zweiter,

\Vn~\ 1,11

n [vA ■

(92)

nn —

Zahlentafel Nr. 27 zeigt den Vergleich der Werte von nn nach den Ergebnissen von Probefahrten und nach Gleichung (92) für einige neuere Schiffe.

Zahlentafel Nr. 27.

Werte der Umdrehungszahlen bei verschiedener Leistung.

Kleiner Kreuzer Frauenlob

■># CO CO Oł

cb ^ r— io

IO t— IO CM

coiocoh

»Je

bzw. 11 n

CCOilo O OGOtOtO

nn

Probefahrt

berechnet nach Gleichung 92

iqi-coo

tH tH CO

LO «rP CM CO

tH t—I tH

CO ß ^ I to O ISO '

ooo

Vjc

nn

bzw. vn

Probefahrt

berechnet nach Gleichung 92

Panzerkreuzer Monmouth

22 185 16 320 11 066 7 800 3 585 1750

22,80

21,40

19,00

16,90

13.10

10.10

139,0

127,8

113.3

101.3

126,0

113,0

99,5

77,8

60,2

75,2

57,0

Panzerkreuzer Essex

22 219 16132 4 658

22,80

19,28

13,80

140,7

121,2

117,0

81,7

81,0

Panzerkreuzer King Alfred

31156 21 450 6 743

23,50

21,60

15,20

120,2

104,9

72,3

108,0

73,5

Torpedoboot

<N io r- r-t oo 03

o -r-l io »o co CO 05 tH

tO t£> tO SS ©

© Ö C' i-I CO H--5 ©

o © © © co oTt-^ oi

05 CO CO 03

co co co toi

o o o

ocot-co co 05

Dampfyacht Wacouta

1237

1036

907

13,50

12,90

485

11,85

241

9,95

131,5

125,0

120,0

103,0

126,0

118,0

96,0

83

7,10

76,0

4,54

48,0

66,0

40,0

8. Die schädlichen Räume.*)

a) Die Größe der schädlichen Räume schwankt bei Schiffsmaschinen je nach der Art der verwendeten Schieber und der Zahl der Umdrehungen.

Bei Verwendung von Kolbenschiebern sind sie in der Regel größer als bei Flachschiebern, schnell laufende Maschinen haben in der Regel größere schädliche Räume als langsamer laufende.

Die schädlichen Räume sind meist auf beiden Zylinderseiten verschieden.

Zahlentafel Nr. 28.

Größe der schädlichen Räume.

Hochdruckzylinder

Mitteldruckzylinder

Niederdruckzylinder

Flach

schieber

Kolben

schieber

Flach

schieber

Kolben-

schiebcr

Flach

schieber

Kolben

schieber

Kriegsschiffe

10-16 %

15—20 o/o

8-15 o/o

15-30 o/o

10—15 o/o

15—25 o/o

Handelsschiffe

10-16 0/o

12-25 o/o

10—20 o/o

15—30 o/o

8-12 0/0

18—35 o/o

Die kleineren Werte gelten für langsamer laufende Maschinen.

*) Vgl. Ausführliches über den Einfluß der schädlichen Räume, Bertin-Wilda, Der Schiffsmaschinenbau, S. 54 ff., Gebrüder Jänecke, Hannover 1901.

Für einige ausgeführte neuere Maschinen gibt Zahlentafel Nr. 29 die Größe der schädlichen Räume wieder.

Zahlentafel Nr. 29.

Schädliche Räume für einige neuere Maschinen.

Hochdruckzylinder Mitteldruckzylinder Niederdruckzylinder

Flach

schieber

Kolben

schieber

Flach

schieber

Kolben

schieber

Flach

schieber

Kolben

schieber

Brennus, Panzerschiff........

Jeanne d’Arc, Kreuzer.......

Powerful, Kreuzer...........

Habsburg, Kreuzer...........

idwrst jBî'swarcfc,Schnelldampfer

Bayern, Postdampfer.........

Umbria, Postdampfer.......

Karlsruhe, Frachtdampfer Virginia, Frachtdampfer.....

M- MM• M-    N3 l-¹ I-*

^ >->■ c» i-¹ o oo y» o o >-00000000

18%

13%

18%

7%

X. Mitteldr.

9,0%

18,0%

40,0%

10,0%

12,7 %

10,3%

2. Mittel dr.

9%

13%

16%

17%

13%

11%

12%

6%

6%

b)    Die Ermittlung der schädlichen Räume erfolgt entweder durch Ausfüllen mit Oel oder Wasser oder durch Ausmessen nach Zeichnung (Abb. 17).

Abb. 17.

Dabei zerlegt man vorteilhaft den ganzen schädlichen Raum auf einer Zylinderseite in vier Teile. Die Räume a und b (Raum a um den Kolben-bzw. Flachschieber und Kanal b) lassen sich leicht durch Planimetrieren ermitteln, wobei etwa vorhandene Rippen, Stehholzen usw. in Abzug zu bringen sind. Der Raum c und der zwischen Kolben und Zylinderdeckel sind nach Ermittlung ihrer Schwerpunkte und Flächeninhalte durch die Guldinsche Regel (Flächeninhalt mal Weg des Schwerpunkts) zu ermitteln.

Das letztere Verfahren hat den Vorzug, daß sich die schädlichen Räume für beide Zylinderseiten getrennt ermitteln lassen.

c.

Bestimmung der schädlichen Räume.

c)    Bei der Verwendung hoher Dampfspannungen und hoher Gesamtexpansion vermindert sich der nachteilige Einfluß der schädlichen Räume in um so höherem Grade, je mehr Expansionsstufen bei Mehrfach-Expansionsmaschinen vorhanden sind; durch gute Dampfverteilung, passend gewählte Kompression, läßt sich der nachteilige Einfluß der schädlichen Räume vermindern, da die wirkliche Gesamtfüllung in diesem Falle weniger von der theoretischen abweicht und die durch das Vorhandensein schädlicher Räume gegebene Begrenzung der Gesamtexpansion wesentlich günstiger gestaltet werden kann.

Unter allen Umständen sind die schädlichen Räume so klein wie möglich auszuführen.

d)    Spielraum s zwischen Kolben und Zylinder de ekel bzw. Boden.

Passende Werte erhält man für den Spielraum zwischen:

(93)

Kolben und Zylinderdeckel : s = 0,005 • D + 7 mm,

„    ,, Zylinderboden: s, = 0,007 • D -f 9 mm.

9. Zusammenstellung der auftretendeu Verluste.

a) Druck- und ArbeitsVerluste in der Dampfleitung und den Einströmungskanälen durch die Bewegungswiderstände des durchströmenden Dampfes.

o) Für gerade Rohre kann der Druckverlust A p für den Druck p annähernd gesetzt werden, wenn l die Länge, d den Durchmesser, c die Geschwindigkeit des Dampfes in m bezeichnet:

A p = 0,000 0008 • p • c² •

(94)

oder wenn y das Gewicht von 1 cbm Dampf in kg, G das Gewicht des in 1 Sekunde durch die gerade Leitung strömenden Dampfes in kg, l die Rohrlänge in m, d den Rohrdurchmesser in cm bedeutet:

Ap =

0,25 • G² •1- (d + 9,14)

Y • dG

(94 a)

ß) Für den Druckverlust beim Durchgang durch ein ganz geöffnetes Ventil läßt sich annähernd setzen:

(95)

Apx — ~ 0,000 002 • c² kg/qcm.

Für ein nur zur Hälfte geöffnetes Ventil ist:

~ 0,16 • p.

Die beim Durchgang durch ein voll geöffnetes Ventil auftretende ReibungsVergrößerung kann ungefähr gleich dem Reibungsbetrage gesetzt werden, der beim Durchströmen eines geraden Rohres auftritt, dessen Länge l

gleich dem 120 fachen Durchmesser ist, dividiert durch

Y) Für den Druckverlust beim Durchströmen eines Krümmers:

Ap₂ = ~ 0,6 — 0,7 • A -pv

Ô) Der Druckverlust während der Einströmung beträgt etwa:

0,12—0,16 der Schieberkastenspannung bei langsamer laufenden Maschinen, 0,20—0,30 „    „    „ schnell    „    „

b)    Druckverluste, die von dem plötzlichen Druckabfall bei der unvollständigen Expansion in den einzelnen Zylindern auftreten, vergl. S. 28 und Abb. 14, S. 26.

c)    Verluste durch Kondensation beim Ueberströmen von einem Zylinder zum folgenden. Die hierbei eintretende Abnahme des arbeitenden Dampfgewichts kann 10% bis 15% betragen.

d)    Dampfverluste

a) durch Undichtigkeiten der Kolben, Schieber, Stopfbüchsen, an den Dichtungsstellen der Arbeitszylinder usw. fallen für gut beaufsichtigte Maschinen wenig ins Gewicht.

ß) durch äußere Wärmestrahlung treten in den Zylindern, den Schieberkasten und den Rohrleitungen auf. Sie sind auf etwa 1% bis 1,5 % zu veranschlagen.

y) durch Kondensation des Dampfes an den Wandungen. Der dadurch entstehende Dampfverlust kann zu etwa 1,5% bis 3% des Dampfverbrauchs angenommen werden, wobei die kleineren Werte für schnell laufende Maschinen gelten.

Ap

(95 a)

d + 9,14

(96)

10. Dampfmäntel.“)

Zweck: Verminderung der Kondensationsverluste in den Zylindern. Die Zuführung des Manteldampfes erfolgt in der Regel durch eine an die Hauptdampfleitung anschließende Zweigleitung. Damit der Mantel seinen Zweck erfüllen kann, muß die Temperatur des Heizdampfes mindestens so hoch sein als die des arbeitenden Dampfes, was für die Hochdruckzylinder selten ausführbar ist.

Kriegsschiffe, abgesehen solche, bei denen es auf große Leichtigkeit der Maschinen ankommt, erhalten häufig Mäntel an allen Zylindern, auf Handelsdampfern erhält häufig bei angebauten Kondensatoren nur der Niederdruckzylinder einen Mantel, um die Wärmestrahlung nach dem Kondensator zu vermindern. Hier kann der Mantel einigen Wert haben, weil der Temperaturabfall im Niederdruckzylinder meist größer ist, als im Hoch- oder Mitteldruckzylinder.

Selbst bei solchen Maschinen, die Dampfmäntel besitzen, werden diese oft nur zum Anwärmen der Zylinder benutzt. Der Wert der Dampfmäntel nimmt mit dem Zylinderdurchmesser und höheren Kolbengeschwindigkeiten ab, ebenso mit der Verarbeitung feuchten Dampfes, wie ihn Wasserrohrkessel häufig liefern, da die im Zylinder sich ansammelnde mehr oder weniger große Wassermenge den günstigen Einfluß des Mantels völlig auf hebt.

Bei Dampfspannungen über 13 kg/qcm kann der Mantel ohne Nachteil fortgelassen werden, und das gilt im besonderen Maße für Kriegsschiffe, die mit höheren Kolbengeschwindigkeiten arbeiten als Handelsdampfer und solche Maschinen die große Füllung besitzen, wie z. B. Torpedoboote.

Bei gut geschmierten Zylindern vermindern sich erfahrungsgemäß die Kondensationsverluste in den Zylindern, so daß sich die Verwendung des Mantels ohne Nachteil ganz vermeiden läßt. Der in der Regel geringe Dampfverbrauch auf Probefahrten, auf denen sehr reichliche Zylinderschmierung stattfindet, beweist das.

¹

Zeitschrift des Vereins deutscher Ingenieure, Bd. 36, Nr. 22 und 24.

11. Dampfverbrauch.

für Zweifach-Expansionsmaschinen

a)    Eine genaue Ermittlung des Dampfverbrauchs ist nur durch direkte Messung der verbrauchten Speisewassermenge zu erreichen, was an Bord nur mit Schwierigkeit zu ermöglichen ist und sehr selten ausgeführt wird. Die Speisewassermenge beträgt etwa, einschl. aller Hilfsmaschinen: für Drei- und Vierfach-Expansionsmaschinen 6,8—7,8 kg für 1 PS. stündlich,

8,5—9,2 „    „ 1 „

b)    Der aus dem Indikatordiagramm zu ermittelnde Dampf verbrauch ist stets geringer als der wirkliche, weil die Dampfverluste, von Kondensation usw. herrührend, nicht zur Erscheinung kommen und auch die genauere Bestimmung der in den schädlichen Räumen eingeschlossenen Dampfmenge, die bei jedem Hube mitexpandiert und komprimiert wird, nur sehr ungenau zu ermitteln ist.

Eine Bestimmung des Dampfverbrauchs aus dem Indikatordiagramm hat daher nur insofern Bedeutung, wenn es sich um den Vergleich ähnlicher Maschinen handelt oder wenn ein Vergleich für ein und dieselbe Maschine bei verschiedenen Gangarten herbeigeführt werden soll.

Zu diesem Zwecke wählt man im Diagramm (Abb. 18) einen Punkt a, am Ende der Expansionslinie, direkt vor Beginn der Vorausströmung. Das gesamte im Zylinder vorhandene Dampfvolumen ist dann a b. Ist c ein Punkt

*) Ausführlich darüber, vergl. Bertin-Wilda, Der Schiffsmaschinenbau, S. 80 ff., Gebrüder Jänecke, Hannover, 1901.

am Ende der Ausströmung, gerade vor Beginn der Kompression, so stellt d e annähernd das Volumen des im Zylinder verbleibenden Dampfes dar, das vom Albb lg    Volumen a & in Abzug zu bringen ist, um

das Dampfvolumen für einen Hub zu erhalten.

cr

Um diese Dampfmengen vergleichbar zu | machen, zeichne man die durch c gehende )j Sättigungskurve bzw. Kompressionskurve, die ! ab in f schneidet, so daß bf das Volumen J des komprimierten Dampfes unter dem Druck am Ende der Expansion darstellt, af stellt BestimXmgindÄ“dSamm'hs aus dann das Volumen des bei jedem Hube im

Zylinder arbeitenden Dampfes dar.

c) Angenähert läßt sich, wenn T„ die absolute Temperatur des einströmenden, Te diejenige des ausströmenden Dampfes bedeutet, der Dampfverbrauch Dw ermitteln aus:

Nie

O-

<1

Dw = 2,01 bis 2,06

Ta

Ta- Te

kg.

d) Der stündliche Dampf ver brau ch kann angenommen werden für

7,5—8,5 kg für 1 PS. \ ohne Hülfs-,, f maschinell.

Unter Einschluß des Dampf Verbrauchs der Hilfsmaschinen und Heizung sind obige Zahlen um ~ 0,5 kg für 1 PS. zu vergrößern.

Zahlentafel Nr. 30.

Dampf verbrauch.

Dampfverbrauch einiger neuerer Maschinen (nur die Hauptmaschinen).

Zweifach-Expansionsmaschinen Drei- und Vierfach-Expansionsmaschinen 6,0—7,0 ,,

PS.

Dampfdruck im Hochdruckzylinder Ueberdruck

Dw

Füllung fitr f ps.

stündlich

Postdampfer Saxonia ...

Umbria ...

Kreuzer Minerva. „ Hyacinth

9100

8100

Vierfach -Expansionsmaschinen Dreifach-

6,18 kg 7,52 „ 7,35 y) 7,25 „ 7,46 „ 7,85 „ 7,90 „ 6,12 „

0,680

0,750

0,720

0,285

0,405

0,650

0,730

0,644

13,50

15,46

11,88

9,56

10000 3 818 3 228 3 897

3    917

4    300

9,98

77

77

77

77

77

5,34 4,78 14,50

e) Der Dampfverbrauch für Hilfsmaschinen und Heizung kann auf modernen Schiffen mit Dreifach- und Vierfach-Expansionsmaschinen zu etwa 6—7 °/₀ des gesamten Dampfverbrauchs veranschlagt werden.

Argonaut.....

77

71

71

77

77

Vierter Abschnitt.

Ermittlung der Zylinderabmessungen.

1. Verhältnisse der Zylinderinhalte.

Zahlentafel 31.

Zylinderverhältnisse.

Für die anzunehmenden Zylinderabmessungen können folgende Verhältnisse für die Zylinderinhalte als Anhalt dienen:

Hochdruck

zylinder

1.

2.

Mitteldruck- Mitteldruckzylinder zylinder

Niederdruck

zylinder

Vierfach-Expansionsmaschinen

bis...

20 neuere Maschinen ergaben im Durchschnitt..................

2,00

2,20

1,98

4,00

4,73

4,40

o «oo

Dreifach-Expansionsmaschinen Schnelldampfer.................

2,19

6,85

bis...

Fracht- und Passagierdampfer...

bis...

3,00

2,00

7,00

6,40

Frachtdampfer Panzerschiffe .

bis ..

2,91

7,92

2,25

6,60

2,94

8,60

Kreuzer

bis...

1,99

4,75

2,65

7,10

bis...

Torpedoboote und Torpedojäger

bis...

48 neuere Maschinen hatten im Durchschnitt..................

2,12

2,74

2,00

2,74

2,74

4,80

7,75

4,80

7,75

7,55

3,20

4,50

Zweifach-Expansionsmaschinen

bis...

2. Sind die Durchmesser von Hoch- und Niederdruckzylinder bekannt, so kann man die Durchmesser der Mitteldruckzylinder ermitteln, für:

Dreifach-Expansionsmaschine, aus : Dm = ~ ]/ Bl • Dn__

Vierfach-Expansionsmaschine, aus: Dmi — 0,90 —0,95- J,YDl'Dn >(98)

und Dm 2 = ’tfDh •Dl.

3. Aufnehmer.

a) Die Inhalte der als Aufnehmer dienenden Ueberströmrohre und Schieberkasten betragen etwa für:

1. Mitteldruck- i 2. Mitteldruckzylinder

Zylinder

Niederdruck

zylinder

Zweifach-Expansionsmaschinen .. Dreifach-Expansionsmaschinen .. Vierfach-Expansionsmaschinen ..

1,4 • Vh 3,8 • Vh

1’6 • Vh — 4,0 • Vh 1,5 • Vh — 3,5 • Vh

1,2. Vh — 1,6 • Vh 1,4 • Vh — 2,5 • Vh 1,6 • Vh - 2,4 • Vh

Wilda, Die Schiffsmaschinen.

b) Einfluß der Aufnehmerinhalte auf die Arbeitsverteilung:

eine Verkleinerung des Mitteldruckaufnehmers verkleinert die Arbeit im Hochdruckzylinder,

eine Vergrößerung des Mitteldruckaufnehmers vergrößert die Arbeit im Hochdruckzylinder,

eine Verkleinerung des Niederdruckaufnehmers verkleinert die Arbeit im Mitteldruckzylinder,

eine Vergrößerung des Niederdruckaufnehmers vergrößert die Arbeit im Mitteldruckzylinder.

Unter allen Umständen genügen bei Dreifach- und Vierfach-Expansionsmaschinen die für die üblichen Geschwindigkeiten des Dampfes sich ergebenden Rohrquerschnitte und Schieberkasteninhalte für die Größe der Aufnehmer, die meist bedeutend kleineren Inhalt zu haben brauchten.

Bei Dreifach - Expansionsmaschinen mit führender Niederdruckkurbel könnten kleinere Aufnehmer vorhanden sein, als bei führender Hochdruckkurbel, weil zur Füllung von Mitteldruckzylinder und Niederdruckzylinder im ersteren Falle ein größeres Dampfvolumen erforderlich ist, als Hochdruckzylinder und Mitteldruckzylinder ausströmen lassen. Bei führender Hochdruckkurbel erhält man eine Kompression in den Aufnehmern, durch die sich der Anfangsdruck im Mitteldruckzylinder und Niederdruckzylinder so steigern kann, daß bei seiner Ueberwindung starke Beanspruchungen der Uebertragungs-teile auf die Kurbeln auftreten können, wenn die Aufnehmerräume nicht genügend groß ausgeführt werden.

c) Als allgemeiner Gesichtspunkt ist festzuhalten, daß bei der Bemessung der Zylinderabmessungen und der Wahl der Füllungen in den einzelnen Zylindern möglichst gleiche Arbeitsleistung in den einzelnen Zylindern zu erstreben ist, wobei die Erreichung gleichförmiger Drehmomente sowie möglichst gleicher Temperaturabfall in den Zylindern zu berücksichtigen bleiben.

Eine Ausnahme bilden häufig Dreifach - Expansionsmaschinen mit 4 Kurbeln, bei denen man mit Rücksicht auf den Massenausgleich die geteilten Niederdruckzylinder vorne und hinten anordnet und ihnen dann eine geringere Leistung gibt, um geringere hin- und hergehende Gewichte zu erhalten.

4. Ermittlung der Zylinderabmessungen durch Rechnung.

Beispiel. Für einen Fracht- und Passagierdampfer und für einen Panzerkreuzer sind die Zylinderabmessungen zu ermitteln:

Fracht- und Passagierdampfer mit einer Schraube.

Verlangt wird eine Vierfach-Expansionsmaschine.

Panzerkreuzer mit zwei Schrauben.

Verlangt wird eine Dreifach-Expansionsmaschine mit vier Kurbeln, also geteiltem Niederdruckzylinder.

Gegeben: vk — 19 Seemeilen, Maschinenleistung für eine Maschine:

Gegeben: vk = 15 Seemeilen,

Maschinenleistung :

Ni = 4300 PS., cm = ~ 4,0 m, n = <- 90, pa = ^ 14,5 kg/qcm Ueberdruck, pc = ~ 0,20 kg/qcm.

Mit Rücksicht auf das über den Expansionsgrad S. 37 und 39 Bemerkte sei angenommen:

N = 7700 PS.,

cm = ~ 5,0 m, n = 160, pa = ~ 16 kg/qcm Ueberdruck, pc = ~ 0,20 kg/qcm.

s„ = 0,075, — ey

= 13,2.

% = 0,125, —

£ö

= 8.

Demnach wird der theoretische mittlere Druck:

Pmr -Pa ’

[l + log

• nat •

-1

H J

— Pc.

Nach Zahlentafel Nr. 16 wird:

pmr = 15,5 • 0,269 — 0,2 = 4,05 kg/qcm | pmr = 17 • 0,384 — 0,2 = 6,32 kg/qcm.

Ohne Berücksichtigung der noch unbekannten schädlichen Räume sei gewählt nach Zahlentafel Nr. 22:

ß = 0,70

ß = 0,75,

demnach der wirkliche mittlere Druck reduziert auf den Niederdruckzylinder:

pmw = 4,74 kg/qcm.

Mit Rücksichtnahme auf die Größe der schädlichen Räume würde sich annähernd ergeben:

pmw = 4,05 • 0,55 = 2,23 kg/qcm

Der Durchmesser des Niederdruckzylinders folgt aus:

15-Ni

Pmw = 2,83 kg/qcm

pmw — 6,32 • 0,50 = 3,16 kg/qcm.

D² •

-LSn

Dl -

75 • 4300

4 • 2,23

Da = ~ 2120 mm

= 36155 qcm,

Cm 'P

2 • Dl - “ 4

75 •7700

_ 6,5-3,16 Dn = 1340 mm.

= 28100 qcm.

Der Durchmesser des Hochdruckzylinders ergibt sich unter der Annahme :

0,90 (für größte Leistung),

e/t = 0,65,

ba =

Dl = Dl • —

Dl = Dl ■ -ÎL = 5188 qcm,

£/i

Dh — ~ 740 mm.

Für die Bestimmung der Mitteldruckzylinders kann gesetzt werden:

Dm 1 = 0,9 • ŸDl • Dn = — 1020 mm,

Dm2 =zŸ Dh- Dl = 1475 mm, also :

Dl : Dh : Dh : DJ = 1:1,9 :4: 8,2.

4990 qcm,

Da = ~ 710 mm.

Dm = ]/ Dh - Dn = 1160 mm, worin: Dn = 1340-]/ 2,

Dl: Dl: Dl = 1:2,67:7,12,

Der Hub H folgt aus:

30-4

H =30-

90

= 1330 mm.

H= 30-

30-5

160

= 940 mm.

Bei außenliegenden Niederdruckzylindern werden diese meist so dimensioniert, daß jeder ~ 0,5 bis 0,66 jedes der übrigen Zylinder der Leistung indiziert, demgemäß werden auch häufig die Gestänge leichter ausgeführt, vergl. Massenausgleich.

5. Für Maschinen gleichen Typs, d. h. solchen, die mit annähernd gleicher Kolbengeschwindigkeit und gleichem Kesseldruck arbeiten, verhalten sich die Leistungen wie die Quadrate der linearen Abmessungen, wenn die Beanspruchungen der einzelnen Teile dieselben bleiben sollen.

Für zwei Maschinen von den Leistungen N und N\ deren entsprechende Zylinderdurchmesser Dh. Dm, und D'h, Dm, D'n sind, gilt unter obiger Voraussetzung:    D² • D'² = N: N'

(99)

D = D-

i/E.

' N

Diese einfache Beziehung gestattet die schnelle Uebersicht über die Größe der Zylinderdurchmesser einer neu zu erbauenden Maschine, wenn eine Maschine gleichen Typs vorhanden ist.

Beispiel. Die Zylinderdurchmesser einer Maschine von N' = 4500 PS seien zu ermitteln, wobei eine Maschine gleichen Typs von N = 3800 PS folgende Hauptmaße besitze:

Dh = 485 mm, D,n = 740 mm, Dn — 800 mm (2. Niederdruckzylinder),

H — 755 mm, n — 160.

Kesseldruck und Kolbengeschwindigkeit sollen ungeändert bleiben.

Nach Gleichung (99) folgt:

D'h = 485 •

4500

3800

= 485 • 1,09 = ~ 530 mm,

D,n = 740 • 1,09 = ~ 805 mm, D'n == — 870 mm, H¹ = 755 • 1,09 = 822 mm,

0,755 • 160

da

Cm =

30

— 4,025 m,

so folgt für die neu zu erbauende Maschine:

30 • 4,025

30 • C,n

Hr

0,822

= ~ 147.

6. Ermittlung der Zylinderabmessungen aus dem theoretischen Diagramm.

a)    Für eine überschlägliche Bestimmung der Zylinderabmessungen läßt sich das theoretische Indikatordiagramm ohneBerücksichti-g un g der schädlichen Räume, des Kondensatorgegendrucks, der Spannungsabfälle, der Kompression unter Annahme der gleichseitigen Hyperbel als Expansionskurve verwenden, wenn ein passender Völligkeitsgrad ß zugrunde gelegt wird.

Das Diagramm der Abb. 15 gibt den Fall wieder, daß die gesamte von der Maschine geforderte Arbeit in einem Zylinder vom Volumen Vn mit der Füllung eg geleistet wird. Die Inhalte des Hochdruckzylinders, 1. Mitteldruckzylinders und 2. Mitteldruckzylinders werden durch die Horizontalen dargestellt, durch welche das ganze Diagramm für den Fall einer Vierfach-Expansionsmaschine in vier flächengleiche Teile zerlegt wird.

b)    Eine einfache Ermittlung der Arbeitsverteilung läßt sich zugleich mit der Bestimmung der Zylinderabmessungen vereinigen, wenn man:

Hyperbel zugrunde legt, den Kondensatorgegendruck pc berücksichtigt, den Enddruck pe im Niederdruckzylinder einführt, die Drosselungsverluste während

die adiabatische Expansion des Dampfes statt der gleichseitigen

der Ein- und Ausströmungsperioden bei Anwendung mehrerer Schieber und die von dem plötzlichen Druckabfall bei der unvollständigen Expansion herrührenden Druckverluste berücksichtigt.

Zur Aufzeichnung der Kurve der adiabatischen Expansion ist die Gleichung :

0,88

v₂ =

(100)

0,88

zu verwenden. Die Werte entnommen werden.

können aus folgender Zahlentafel Nr. 32

Inhalt

1*1

bp₂J

P±

Pi

1*1

Lp₂J

0,88

0,88

Zahlentafel Nr. 32.

Werte von

Brl

0,8S

40 39 38 37 36 35 34 33 32 31 30    29

28 27 26 25 24 23 22 21

25,7 25,1 24,6 24,0 23,4 23,0 22,2 21,8 21,2 20,4 19,9 19,25 18,7 18,1 17,5 17,0 16,4 15,7 15,2 14,5

20 19 18 17 16 15 14 13 12 11 10    9

13,913,412,712,011,410,7 10,0 9,5 8,9 8,2 7,6 6,90 6,2 5,5 4,9 4,1 3,4 2,6 1,8

Da die Zylinderinhalte sich annähernd umgekehrt wie die Enddrucke verhalten, so bilden sie annähernd eine geometrische Reihe, und zwar für:

1. Mitteldruck- 2 Mitteldruck-zy linder

Abh. 19.

Hochdruck-

Zylinder

zylinder

Niederdruck-

zylinder

n-

13-

12-

Zweifach-

Expansionsmaschinen 1, Dreifach-

Expansionsmaschinen 1,

1/Æ

f Pe

yii

Pe

8S HS

Kt)' C(“

Vierfach-

Expansionsmaschinen 1

Vom Enddruck joe ausgehend trägt man (Abh. 19) die Kurve a b der adiabatischen Expansion für 1 kg Dampf bis zum Anfangsdruck pa auf.

Da die Anfangsdrucke in den einzelnen Zylindern Vielfache des Enddrucks pe sein müssen und den

Zylinderinhalten umgekehrt proportional sind, so stehen die Zylinderinhalte und die in den einzelnen Zylindern herrschenden Anfangsdrucke sehr angenähert in folgender Beziehung unter Zugrundelegung einer Vierfach-Expansionsmaschine, wobei jö,, p₂, p₃₁ p\ die Unterschiede zwischen den Ein- und Ausströmungsdrucken in den einzelnen Zvlindern bedeuten:

10-

9-

8-

,7-

h-

3-

•*1p

Anfangsdruck

..-kPc

f3

jh

Bestimmung der Zylinderdurchmesser.

Hochdruck

1. Mitteldruck

Pa

Pe

8S HS

» a

2. Mitteldruck

Niederdruck

Va,

P1 ~~P4 •

Ve

vmi = vh ■

P 2 ⁼~~ P 4

f(- ■):

8ś HS

« o

ml

= vh-

Ps = P*'

Pa

Pe

m)

Vn= Vh-

\A

pa

pe

Die Druckabfälle beim Ueberströmen des Dampfes von einem Zylinder zum andern können jetzt angenommen werden, sie werden in den einzelnen Zylindern nicht wesentlich voneinander verschieden sein und können praktisch

gleich dem Gegendruck pc im Kondensator gesetzt werden, so daß ihre Summe 4 • pc beträgt.

Demnach gilt (vgl. Abb. 19):

P°=P 4 *

Pe

+ ■]

4 ■ pc,

(101)

woraus sich leicht ermitteln läßt, so daß auch p^ p₂, p₃ festliegen. Man hat demnach unter Berücksichtigung der schädlichen Räume vier Rechtecke fi, f₂, f₃, f₄ zu zeichnen, die inhaltsgleich sein müssen.

/₄ — vm4 •p₄.

fl = VA-p₁ =ft — vml • p₂

f₃ = Vm7-p₃

Rechteck f\ ist nun so einzutragen, daß der Endpunkt a der Adiabate mit dem Endpunkt der Füllung sA im Hochdruckzylinder zusammenfällt und die Rechtecke f,, f₂, f₃, f₄ sind so untereinander zu legen, stets mit Berücksichtigung ihrer schädlichen Räume, daß die Ausströmungslinien um pc voneinander abstehen, wobei die Strecke dc₎ die das Volumen des Niederdruckzylinders darstellt, passend gewählt werden kann.

Die schraffierten Flächen sind dann mit sehr großer Annäherung einander inhaltsgleich, wobei die Drosselungsverluste und die Spannungsverluste zum deutlichen Ausdruck kommen.

Bei dem Vorhandensein von zwei Niederdruckzylindern, von dem jeder eine eigene Kurbel besitzt, ist in Gleichung 101 die 1 in der Klammer durch 2 zu ersetzen.

Beispiel. Gegeben für eine Vierfach-Expansionsmaschine pa = 15,5 kg/qcm absolut, pe = 0,45 kg/qcm, pc = 0,15 kg/qcm. Die schädlichen Räume betragen im Hochdruckzylinder 23 °/₀, im 1. Mitteldruckzylinder 18 °/₀, im

2. Mitteldruckzylinder 12,5 °/₀, im Mederdruckzylinder 11 °/₀, das Volumen Vh ist zu ef= 15 mm angenommen, e n — eA = 0,65.

Dann ergibt sich (Abb. 19):

Vh = 15 mm,

Vmi = 15 •

j/15,5

0,45

Vm2 = 15 •

ms»’

= 83,5 mm, V„ = 15 •

= 37,63 mm,

jV.fM

0,45

= 196,95 mm,

Ps =Pl •

y(M)'

— 13,13 p₄,

P2 =P4 '

Ÿ&)'

5,67 • p₄,

P₃ = Pi '

= 2,36-Pt.

Nach Gleichung 101:

15,5 = (13,13 + 5,567 + 2,36 -fl) • p, + 4 • 0,15 = 22,057 • p₄ + 0,6, pt — 0,676 kg/qcm.

Für den Maßstab 10 mm == 1 kg folgt dann:

Pi = 8,775 kg/qcm, p₂ = 3,763 kg/qcm, p₃ = 1,595 kg/qcm.

Durch Planimetrieren der schraffierten Flächen ergeben sich ihre Inhalte zu ~ 980 qmm mit Abweichungen von 2—4 °/₀.

Durch unmittelbares Abgreifen aus dem Diagramm ergibt sich:

Hochdruck

1. Mitteldruck

2. Mitteldruck

Niederdruck

Füllung................

Endspannung ...........

Einströmungsspannung .. Enddruck der Expansion

Durch die Steuerung läßt sich eine Aenderung der Füllungsgrade, sowie eine etwas andere Arbeitsverteilung leicht erreichen.

In vielen Fällen läßt sich die umständliche Konstruktion der Indikatordiagramme aus dem Volumendiagramm S. 58 durch obige einfache Methode umgehen.

Zur planimetrischen Ermittlung des mittleren Druckes läßt sich das in Abb. 17 dargestellte Diagramm nicht ohne weiteres benutzen, da es nur dazu dienen soll, eine möglichst gleiche Arbeitsverteilung für die einzelnen Zylinder festzulegen.

Der auf den Niederdruckzylinder reduzierte mittlere Druck pmr läßt sich dann nach der Gleichung ermitteln:

Pmr--8,35 'Pa ’ &g '

— Pc

(102)

Erfahrungsgemäß wird :

Pmw = ~ 0,68 • Pmr Ms 0,72 -p

rar«

(103)

Wird für das gewählte Beispiel:

¹    = 13,5, also s — 0,0741

angenommen, so folgt:

Pnr = 8,35.15,5 • 0,0741 •

— 0,2

pmr = 3,57 kg/qcm,

Pmw = ~ 0,725 • 3,57 = ~ 2,69 kg/qcm.

Demnach:

75 • Ni

75 •4300

= ~ 30 000 qcm

4 • 2,69 Dn = 1960 mm.

Die Berechnung von Dh, Dmi und Dm2 erfolgt wie früher, S. 51, angegeben.

c) Um der wirklichen Gestalt des verstreckten Indikatordiagramms beim Entwurf Rechnung zu tragen und den Völligkeitsgrad ß annähernd im voraus ermitteln zu können, kann man nach Annahme der Füllung, Vorausströmung, Kompression und Voreinströmung und nachdem die mittleren Aufnehmerdrücke aus dem theoretischen Hülfsdiagramm (Abb. 19) zeichnerisch ermittelt sind, nach folgender Konstruktion verfahren, die für alle Zylinder anwendbar ist, wenn die entsprechenden Drucke, für die Mittel- und Niederdruckzylinder die mittleren Aufnehmerdrucke bekannt sind; nur für den Niederdruckzylinder ist eine Abweichung gegen die übrigen Zylinder in bezug auf die Ausströmungslinie erforderlich.

Die in Abb. 20 gewählten Bezeichnungen entsprechen dem Mitteldruckzylinder einer Dreifach-Expansionsmaschine. Der Druck im Mitteidruckzylinder und Niederdruckzylinder-Aufnehmer sind mit prm und prn bezeichnet.

Cm -p

iv m

Die folgende Zusammenstellung ist mit Rücksicht auf Abb. 27 ohne weiteres verständlich.

Einströmung:

a c — ~ 0,2 • ae = — 0,2 • em • Vm, c g Gerade, so daß e g — ~ 0,66 • e A,

C A -- '“w 0,2 • Bm ' Jprm - 0,lO • firm •

Abb. 20.

Expansion:

Prm'

-’H

Hfl

Öl

hkl o gleichseitige Hypeibel, von A aus, Pol der Hyperbel ist der Schnittpunkt von Y Y und der Linie des absoluten Vakuums, mm • Vm = Inhalt des schädlichen Raumes. pTn o = en • Vn = Füllungsvolumen im Niederdruckzylinder.

Voreinstrdmung > Lead

V o r a u s s t r ö m u n g : y,„ • Vm :

Beginn in A, Ende in p, vertikal unter k auf der Linie des mittleren Aufnehmerdrucks prn o.

w; Ix

rn*

k\ i

wr- Vy {■ Compression

Nt

“*i \

i Jm '

4dj'-.Ào

Ausströmung auf dem Wege G kp q u Gerade, Ende in t, w t = ~ 0,15-jprn=~0,3-(1 —e») •p Anfang q so gelegen, daß qp~ ~~ p w, u auf der Vertikalen durch t, so daß wu=~0,66 •wt.

Kompression t x :

Pm

d'

u—

Konstruktion des Dampfdiagramms.

t x gleichseitige Hyperbel, ausgehend von t und dem Volumen (m„ • V„ -f-wx) • Vn.

Die Wahl von w x ist so zu bemessen, daß die Endspannung der Kompression wenig von prm abweicht,

Voreinströmung auf dem Wege wx:

r a = ~ e g, x r Gerade, r vertikal unter a.

Zwischen ad, fh, kp, st sind Abrundungen einzufügen. Für den Niederdruckzylinder kann die Ausströmungslinie dem Kondensatorgegendruck entsprechend parallel zur Linie des absoluten Vakuums angenommen werden, da der Kondensator ein großes Volumen besitzt.

7. Die Ermittlung der Dampfspannungen mittels des Volumendiagramms.

a) Die Notwendigkeit, die einzelnen Spannungen beim Entwurf einer Mehrzylindermaschine zu berechnen, tritt dann ein, wenn ähnliche Ausführungen nicht vorhanden sind, besonders, wenn die zu entwerfende Maschine mit erhöhtem Dampfdruck arbeiten soll. Mit den ermittelten Spannungen lassen sich theoretische Diagramme entwerfen, deren Spannungsverlauf sich jedoch von denjenigen der Indikatordiagramme unterscheidet, weil:

a) die Widerstände in den Rohrleitungen und Einströmungskanälen den Anfangsdruck auf den Kolben vermindern,

ß) Druckabfälle in den Einströmungsperioden, veranlaßt durch die schleichende Schieberbewegung, stattfinden,

y) der Ausgleich der Spannungen beim Ueberströmen in die folgenden Zylinder durch die schleichende Bewegung des Schiebers verzögert wird,

S) das plötzliche Abfallen der Spannung auf den Kondensatordruck Ausströmung aus dem Niederdruckzylinder verhindert wird, s) Kondensations- und Abkühlungsverluste auftreten,

C) die einzelnen Spannungsausgleiche, nicht, wie beim theoretischen Entwurf angenommen wird, plötzlich erfolgen, sondern allmählich auftreten.

Das Volumendiagramm (Abb. 21) wird erhalten, indem die Kolbenausweichungen (Hubvolumina) als Abszissen, die entsprechenden Kurbelausweichungen aus der Totpunktlage für die einzelnen Zylinder als Ordinaten auf getragen werden.

Dementsprechend sind in Abb. 21. S. 58, die Zylindervolumina Vh, Vm, Vn, die entsprechenden schädlichen Räume Vs/l, Vsm, Vsn und die Aufnehmerinhalte Rm und En in demselben Maßstab als Abszissen, der abgewickelte Kurbelkreis V N' als Ordinate aufgetragen. Für das Aufträgen der Kurbelwinkel ist auf die Kurbelfolge Rücksicht zu nehmen.

Die Abschnitte der Kurven HH\ MM', NN' auf derselben Horizontalen von den entsprechenden Zylinderenden gerechnet, ergeben demnach die im gleichen Zeitpunkte vorhandenen Kolbenausweichungen in allen drei Zylindern. Für jeden Zylinder sind dann noch die einzelnen Dampfperioden, Reginn der Expansion, Vorausströmung, Kompression eventuell Voreinströmung einzutragen. Das Volumen des Hochdruckzylinders ist gleich der Einheit anzunehmen. Für die folgende Spannungsermittlung sind folgende Verhältnisse zugrunde gelegt:

Hochdruck- Mitteldruck- Miederdruckzylinder

Zylinderverhältnisse Vh : Vm : Vn Schädlicher Raum............

zylinder

Füllung.......

V orausströmung Kompression . ..

14 »/o

O r^>

Zylinder

2,511 lö o/o 0,55 6°/o 20 »/„

6,838

6°/o

0,60

6 »/o

20 o/o

18 o/o

Aufnehmerinhalte : Em =1,5 V, Rn = 1,5 V Endspannung im Niederdruckzylinder 0,4 kg/qcm, Kondensatorspannung 0,2 kg/qcm,

Einströmungsdruck im Hochdruckzyhnder 12,5 kg/qcm absolut.

Die Zylindervolumina für die einzelnen Dampfperioden sind direkt aus dem Volumendiagramm zu entnehmen, die Ermittlung der zugehörigen Spannungen erfolgt nach dem Gesetz von Mariotte und der bekannten Mischungsregel. Der Rechnungsvorgang ist auf Seite 59 zusammengestellt.

b) In Abb. 23 sind die in Abb. 22, S. 60 dargestellten Indikatordiagramme der Dreifach-Expansionsmaschine eines Kreuzers mit zwei Niederdruckzylindern zusammengelegt, Die ausgezogenen Teildiagramme entsprechen den aus dem Volumendiagramm konstruierten Diagrammen unter der Voraussetzung plötzlicher Aenderung der Spannungen, während die punktierten Teildiagramme aus den Indikatordiagrammen konstruiert sind. Die Diagramme der beiden Niederdruckzylinder sind auf einen Niederdruckzylinder bezogen, der dieselbe Arbeit leistet wie beide zusammen.

Die der Konstruktion der Diagramme zugrunde hegenden Daten sind:

m •)

Hoch-    Mittel

druck- druck-zylinder zylinder

Nieder- Niederdruck- druck-?y linder zylinder hinten

vorne

Zylinderdurchmesser mm. . .

Kolbenhub mm...........

Schädliche Räume °/₀ .....

Anfangsdruck kg/qcm abs. .

Füllungsgrad °/₀.........

(nach Indikatordiagramm)

760    1240    1430    1430

950

950

950

950

26

17

70

22    19,2    19,2

7,45    2,8    2,8

69

68

68

Forts. S. 60

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Abb. 21.

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>■

lO

Niederdruckzylinder

Dampfdruck kg/qcm abs.

1,46

CM iH O

HH

1,38

Dampfvolumina aus Abb. 21 zu entnehmen

10,00[pj ₅

9,80 p, 6 11,90 p₁₇

12,90 p₁₈**)

8,751p 19 Uj 8 Ł ‘ P1 8 ;U| 9 • ,1)10

06‘0’1 0ZA'- 6lA‘ 6lof^ °DZoi‘OX

Ul5

ilA ⁹¹A

Mitteldruckzylinder

Hochdruckzylinder

Dampfvolumina

Dampfdruck kg/q cm abs.    aus Abb. 21 Dampfdruck kg/qcm abs.

zu entnehmen

O t- CM CO CO CO O^ t>-Tti CO CO

«O t- 00    05

iOO^iO

HH^I>

H -^■'# -^

bTbTuV

12,50

Pa — 0,5

3,23 Uj

4,83 p io

VJA

Kondensator unendlich groß vorausgesetzt

0,40

0,20

Pn = FWPin:F-n**)2,44

Pi 2 — U, 1 ‘Pu : Uj 2 • • 2)H

3,36

U,

11)90|^₂₁

^2 1

°d — zzc?08‘S......ZZA

Of f)• * eeyi : 21 z/i = £ecfOU1

3,88

Ul2

6,18

P₂ = P x-Vr-V-2.....7,50

P3 ~ P l ‘ U1 : U3

1,44

Ul 3 —(#«^18+^12 * Ul 2) : Ut 3.........

10,15

U₁₃

ri=PfVl:Vi*) ...2,67 Pi = (Âm ‘ PlO + Ut ‘ Pi):V₄..........

4,41

V14 — U"l 3 * Pl 3 ■ ^1 4 • • 1)45 Pl5 ~^14 ‘P14 = U₁₅ • -1)46 P1 6 ⁼l⁷"l 5 ‘ Pl 5 " Dj 6 * "1)62

o o o © o co © © ctT

T—I iH

© © E- CM

© co co ©

»O CO Ł- GO

Äj Ä4 Öh

IUI

Pn**)

1,19

Vin

3,78

Pç>=Pl ■ Vl : V9

-Pl 8«— ^1 7 5 # Pl 7 : ^ 1 8« 2,34 r23 10 8**)__

U₂4—UsmTT) P₂₄-U₂ 3 ’ Pi 3 • Usre - .0,96

0,627

und

4,00

...........4”6lM

: ®⁸    . ®8Tyl = ®6irf

12g¹ g

0^1 °~

s rc

fcü

**) Zwischenrechnung.

Nach dem «ten Hubwechsel ist :

Pn\i — (R* • P\ł + U, 2    2) : Uj ₇ und

t Pn\ł — U, 1«, ’ p'l\i : U, s.

Nach dem «ten Hubwechsel, bis der Druck in Bn konstant wird, ist:

P^ = (Rn-pni-sx + Vi2-pl,:Vll P% = V,la.p\.}:V,H.

Nach n = 6—8 Hüben ergeben sich konstante Drucke im Niederdruckaufnehmer Bn.

f) P19a steigt durch frischenDampf wieder aufpe. ft) p₂4 steigt dureh frischen Dampf wieder auf». ₅.

Dampfvolumina aus Albb. 21 zu entnehmen

3    g

t-H    tH

C^>    CDOO^H OCOt>

O    O» tH rH "HH ï>- rH CO

co'^T^T^r ^

0,358 pt oa^Pÿ’ U9& '■ E10ö.6,17 2,56__—_

£a?

05

k“VVC uVue

V10a

Y.iM.

Usą — Ilia 0,21 [pi 1 « —.Pi oa * U₄ 0« • ^sh 9,30

Nach dem lten Hubwechsel ist:

Pi 0 “ ^9« ’ Pq : 1^1 o-Nach dem 2ten Hubwechsel ist:

Pÿ ⁼⁼ (Bm ’ P\ Q + Vi *Ul) ■ U₉,

Ui'o = V(Ja-p\l: F₁₀. Nach dem 3ten Hubwechsel ist:

p*y=(iu-pii₀ + rl-pi):v₉,

Pl" = U9a-p{,': U₁₀ USW. Die Drucke p₉ und pj ₀ sind für so viele Hubwechsel zu berechnen, bis ihre Werte konstant bleiben, was nach 8—10 Hubwechseln eintritt, dann erst sind|)₄, p₅ usw. zu bestimmen.

Pä = Vi -Ui

Beginn der Füllung

Füllung-

Beginn

der Expansion

Expansion

Beginn der Vorausströmung

Beginn

der Ausströmung

Ausströmung

Beginn

der Kompression

Kompression

Ende

der Kompression

Da der konstante Druck im Mittel- und Niederdruckaufnehmer erst nach einer Reihe von^ Umdrehungen vorhanden sein wird, so dürfen die nach dem ersten Kolbenhub der Maschine berechneten Aufnehmerdrücke der weiteren Rechnung nicht zugrunde gelegt werden. Die konstant bleibenden Drucke sind daher zu ermitteln und für die weitere Rechnung zu benutzen.

*) Zwischenrechnung.

Ueber tritt des Dampfes in den Mitteldruckaufnehmer. p\ ist die Receiverspannung nach dem lten Hubwechsel.

Abb. 22.

pk--17ikg/qcn^1^5 £|r/0%,B

n=145

bn-6n

Pm=I53kg/qCm

Nj= 2012 M

pm =192 kg/qcm

N;=1865

183 mm :1kg/qCln

8,92mm Ukg/octn

CQ‘

n=ltó

£m.69%

n-R5

En=68%

pm-3,02 kg/qCm

N;-»

JOVmm lkg/qCm

Pm=l85kg/qcjn

N,=1820 M

8,9?nimlkg/qCm

Indikatordiagramme zu Abb. 23.

Hoch- Mitteldruck- druck-zylinder zylinder

Nieder- Niederdruck- druck-zylinder Zylinder vorne hinten

Abb. 23.

J8-)'

1?

«-

15-

14—

e-

12-

Füllungsgrad °/₀..............

(für das Volumendiagramm zugrunde gelegt)

Vorausströmung °/₀...........

Kompression °/₀..............

Es ergibt sich:

Mittlerer Druck nach dem Indikatordiagramm kg/qcm......

Maschinenleistung nach dem Indikatordiagramm PS.........

Mittlerer Druck aus dem theoretischen Teildiagramm kg/qcm Maschinenleistung aus dem theoretischen Teildiagramm PS. . . 2395

92

69

68

68

C GO

r-H uj

7,53

3,02

1,92    1,85

2012

2194

1865    1820

8,98

3,45

2510

2,05    1,90

1990    1870

11-

10-

9-

6-

A/'\

6-

5-

*“ —22>⁻

Der auf den Niederdruckzylinder reduzierte mittlere Druck ergibt sich für das theoretische Diagramm ohne Berücksichtigung der schädlichen Räume zu 7,87 kg/qcm; die aus dem Volumendiagramm konstruierten Teildiagramme ergeben 4,41 kg/qcm; die Indikatordiagramme: 4,07 kg/qcm.

Dementsprechend ist der Völligkeitsgrad der theoretischen Diagramme:

?, = 56°/o,

3-

2-

1-

•«,2 V»

--19% —

derjenige der Indikatordiagramme :

f>, = 51,7®/o.

Zusammengelegtes Diagramm zu Abb. 22.

Gesamtexpansion bei einer Füllung im Hoclidruck-zylinder von

60 % j 65 % | 10%

I1ISIIIIIIS1- 11-2-ISISI IIIISII

rH rH rH rH

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rH

rH

Zahlentafel Nr. 33.

Hauptverhältnisse von 150 ausgeführten Schiffsmaschinen.

Zylinder-

Verhältnisse

uoSunqo.ipurp

Zylinderdurchmesser

Hub

ui ui

JSpulTAZ

-jpiüp g -japai^I S

japaiiifz -î[0iup g -I3WÏW ’Z ⁵

.tapiiipCz -i[oiup g -FffîK ⁻î ⁵

■iapujiÆz -3T0lî.lp S

-qooH S

uouiąosuj^

.top ppszuy

irarupjaoti

-T9880X

PS.

Name

kg/qem

Sßßji

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Sßißßßßßßßßß,

H'HH'cdcb'cb'cDcr t-cd cd cb

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rH CT CT r4 CO dd 0454(7104 CT~

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rH t—t tH t—H -rH rH rH tH rH t-H tH rH

₀88888₀88₀^^

Cl c3 c3 0^ CM

GO

CM

Ct    Cw

CM CM CM CM CM CM CM

§f 88

S 882

950    1250

2 a 930 1870 2 a 870 1750 2 a 724 1397 1320    2280

1113    1740

1100    1700

1100    1700

2 a 940 2007 1050    1700

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CM

1727

1092

2 a 825 1727

^HCMCM<MCMCMCMCMCMCM(M(M

888888888888

O O IQ tJÏ îî (N H rî H O O O

40 000 33 800 33 000 16100 28 000 23 000

16    450

17    000 30 000 12 000 17 000

8 800

Kaiser Wilhelm II.........

Deutschland..............

Kronprinz Wilhelm.......

St. Louis.................

Kaiser Wilhelm der Große

La Loi'raine..............

Fürst Bismarck...........

Maria Theresia...........

Campania................

Augusta Victoria.........

Majestic..................

Lahn.....................

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CM t-H ^ (M CM CM -rH rH rH rH t*H Ol

1000    1450    920

2350    950

—    2 a 1346 991

838    610

914    610

—    1143    762

—    2 a 1143 686

O O O Œi h O

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8888888

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888^888

Ot^iO^COOO

rH rH GO

Duke of Cornwall . Duke of Connouglit

Arundel...........

Alberta...........

Anglia............

Dresden ...........

Boebuck..........

Asbury Park......

Victoria Luise .......

Hohenzollern......

Victoria and Albert

Vanessa...........

Czarina...........

Wacouta..........

Giralda...........

r.

Gesamtexpansion bei einer Füllung im Iiochdruck-zylinder von

70 o/o

65 o/o

60 0/0

12,85

12,85

13,00

13,35

12,15

12,75

13,50

12,85

12,00

11,70

12,10

12,20

12,30

12.30 12,85 13,00 13,50 13,50

13.30 14,00 10,95 10,03 11,34 10,95 10,01

11.30 11,30

9,32

9,15

11,40

10,00

9,60

13,85

13,85

14,00

14,40

13,05

13,75

14,55

13,85

12.90 12,50 13,00 13,15 13,30

13.30 13,85 14.00 14,60 14,60

14.30 15,10 11,80 11,00 12,20 11,80

10.90 12,20 12,20 10,00

9,85

12.30 10,80

10.30

15,00

15,00

15.20

15.50

14.15 14,90

15.75 15,00 14,00 13,60 14,10

14.50 14,40 14,40 15,00

15.20 15,80

15.80

15.50

16.30

12.75

12,00

13.20

12.80 11,80 13,20 13,20 10,85 10,65

13.30 11,70

11.15

Zylmder-

Verhältnisse

SS3 SS cts 38 3 în    iS S 8J3 88 8 oo

ctT ctT ctT ctT oo" gcT ctT oT cd~ gó' ocT go~ oc cc ctT ctT ctT ctT ctT ctT

śśiąśią£siąsąąąąąąąąs88ąąąąąąąsą

238338333 3888888883 à 85 3 33 35 38 §B 88

C?ÎC?7c4<^THCSÎ(?7<>r<^C?lc4'C'î'<sr<>T<?q<STS4'G4'e4cNC4<>îe4'CNs4CTrc4c<rCNCNS<l<>r

t-H t-H tH

uaSuinjaapuiß

888 i 8 i 3 3 3i318i318888|3 8 8 8 1 188188

¹¹ *rH rH t-H

Hub

mm

1400

1400

1349

1100

1300

1300

1400

1371

1372

1676

1600

1371

1350

1524

1400

1050

1372

1372

1370

1140

1100

1200

1300

1829

1140

1372

1372

1372

610

1676

1219

1100

Zylinderdurchmesser

<M    O O

E SS^StS^hS^H^C^OT^SSSS^hSStH^HthStH ;« rH Î2| GN §3    ^

-J0P0INs[

•lapuipCz -jjoiup g -RWÏK ’S b

J0piIIl^Z

-spruip

-\*nm *i

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uauii[osuj\[ .iap pp?zuy

5Ton.rn.iaqn

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PS.

Name

CM

Cw c3 (M CM

OOCCOOOOtflCDOOOtOtCCTOO^iOOC msast-siJjiMoofflt-rtł^iHtNMoo^osNm cOHtTHłłOCTJtMC^-^-^o-t-eoHtiHiłcoCTssocMtNT-i

rH tH tH rH t-H -rH rH tH t-H tH t-H rH t-H tH tH t-H rH t-H tH

Ö    OOHOQOOH^O^OOIHOO^COO^OQOOOCOCOOICOO^COO

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rH tH    t-H rH t-H t-H    t-H (M rH tH tH t-H tH rH

^ooSooao^HcoaocoSSCTs^t^-roSaoSt^ScooSccSi^HOT^HOaD iŁDc^t-io^ccjDiot^t^coGotDyscriŁO^Hiocoiooiocc^o^^criałas-^ico

•M C-

cmcn<mcncncncn<ncmcn<ncMt-hcncw:mt-i^h-t-h-i-h:ncm<n;nicn<nc<icniîn<mcncm

kg/qcm

15,00

15,00

15,00

15,00

15,00

15,00

15,00

14,80

14,80

14,80

14,80

14,76

14.50 15,00 15,00 15,00 15,00 15,00 15,00 15,00 13,00 13,00 14,00 15,00

14,80

14,80

11.50 14,00 14,00 15,00

17.50

7    000 9 000 9 700

3    300

5    500

6    000 5 600

12 000 9100 18 000

14    000 9 000

4    300 9 500 7000

2    700 2 800

3    000

2    500 1700

3    200

4    000

5    000 27 000

4    900

8    500

15    500 13 300

2 500

5    500 30 000 12 000

Barbarossa........

König Albert.......

Großer Kurfürst

Cassel..............

Rhein..............

Neckar.............

Patricia............

Ivernia.............

Saxonia ............

Korea..............

Cedric.............

Carpathia.........

Umbria.............

Orontes ........

Friedrich der Große Prinz Adalbert

Cap Verde.........

Sithonia............

Athesia..........

Sardinia............

Köln...............

Großer Kurfürst

Roon...............

Oceanie............

Port Antonio.......

Tunisian ...........

Moskwa............

Kherson............

Virginia ............

Canadian.. ........

Leviathan..........

Okean.............

.iajdiiinp.iai.oUssufi pun -p[oiuj

Gesamtexpansion bei einer Füllung im Hochdruckzylinder von

60 o/« 65 «/o 70 o/₀

lOOßiOOiOOiOOOiCOOiQiOt» GO © lO «M^r^(M <M_(M^OO CO hI^iO hI^CN

TH<M©~<ofcr©%H©~©%Ho~©~cocrr©"ar

rH rH rH rH

ąąąąąąąąąss s gs s s

co'oó'có'©©'©'©c--©©©'cococd'cD'ad'

8 88 8 © 8 S 8 3 33 83 838

(OÎcO-H'cfS'Ô'-r-î'loj'TH-r-rtM'r-rrH' oT CT rH CT

rH rH rH

8^83 388883 8 3 8 8 © 3

oT oT et tH cT © ©    i'- of © cd' oL ad c— od

rH rH rH

88883 83833333833

CÔ'H'CM'HHrH'CM'cdcM'CM'cdcMCMCSrHCMrH

rH rH rH t-H rH tH rH rH rH rH rH rH    1    1    1

3888888888888883

OODCOhhhC06-OhDODI>D

rH

Zylinder-

Verhältnisse

8 3 3 388 8 8 8 8 8 888 8 3

odcd'c^'cdcdiH'iH'iH'iH'GdiH't-'id'tD'tH'©'

3 à ë Ś5 8338 83833338

Oq'oftM'oTcM'îM'cdoî'CM'oi'oîOÎ'fMtMCM'tM'

£258333338358835

8883553838838835

<M(MCM(M'<M'cM<M<M'rH<M<M'CMCM(N!M<M'

rH rH rH rH rH rH rH rH rH rH rH

rH rH rH rH rH rH rH rH rH rH rH rH rH rH rH rH

uaSanqaapuiQ

I © CM O © lO © © © g -HJ © g © g

rH    rH    rH rH CM rH

5335888835-855558

HHHHHHHHHHHrIHHH

Hub

mm

1219

1219

1067

1524

099

1219

1219

1067

1143

1220

900

009

840

650

610

1000

1000

OOlOlOOCCOC<J}CCOCOOOOO *0 >0 Ow CC OC t-H t-H t-H t-H t-H O GO "rfi CD 0> OC OC

■^H tH rH tH -t-H tH tH t-H rH

l>GCt»

t-H

Zylinderdurchmesser

japuijÆz -sprup S

-J0P81M;

8558^3388888833

« GO t- O OC CO t-rfH CD t>-Oi CM Ï3    rH t-H t-H 0^4 t-H rH t-H rH rH rH rH

oc oc

CO

|2|l!^ll|5g^gs|8

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03 CD 04 c3 0^1

japui^z ^ -iprup g

*s s

jôpupiCz -5ptup g

-I®WW ’l S

GO GO rH OC CO OC CO rfi O» 03 O O *0 O CC O h«N^HCOh-HHDDt^iOt>iOOO O OC O 03 lO O rH

rH rH t-H rH t-H

O^OCOCGOOl>*iOiOGO

03

03

C3 Cw Cg C5 03 03 03 03    03

OOOX^CO^ICNCDGOOOOOO OC GO GO OC r^i O CO OC OC r^H rłH O 03 CO 03 O C0C0C0t^O3C0C0O3C0C0 CD CO r+H iO ï>-

rH rH t-H rH rH rH rH tH rH rH rH rH rH rH rH rH

•tapupXz

-5[oiijp g

-uooH ®

O !>• lO rH iO CD O O. I> 03 O O O O CD O CO OC CO rH iO 00 CO O OC O 03 lO O O lO O CDiOCDt'-COCDCDtOiOCDiOCOiOCOCOiO

OOOCD03OOrHO030COOOOO GO GO O rH CD O O iO OC O GO rJH OC CO ^ CO GO GO CC O ï>- GO CO GO OC OC GO H GO OC O H

rH    rH    rH rH

u9uiqosui\[ jap iq^zuy

(M O) -rH ’r-l CM rH rH rH O] rH tH M tH tH rH (M

CMCOCOCMCM<MMCM(M<M<MrHCOCOCOCM

^[oiupiaqn

-T0SS9M

kg/qcm

14,00

14,00

11,25

14,00

12,00

12,00

12,65

12,65

12,65

14.50

12.50 13,00 12,00 12,00 17,57 13,00

838^88888888^88

c^'cM'coc5'TH'TH-r4''!^'-^itHiH'io'io'c-od'io'

rH t-H tH rH CM D3 04 t-H t-H t-H -rH t-H t-H tH rH t-H

838383883833838

iOO(NCM^iOiOO^(M(Mt*TjłO^

©lO(MHHrH<N<MrHrjH<MTHrH

rH CM

10000

13    000

14    000 11500

13    600

15    200 18 000 10 000 12 200

16    000 19 200

14    000

13    700

14    000 16 000 18 500

Name

Missouri......................

Ultonia.......................

Oel-Tankdampfer.........«...

Jason ........................

Julia.........................

Minnetonka...................

J. L. Luckenbach.............

Dollar........................

Amerikanischer Frachtdampfer

Therapia.....................

Pitsanulok....................

Nuen-Tung...................

Hugin........................

Petschora....................

Fischdampfer................

Stephan, Kabeldampfer.......

Brandenburg .....

Kaiser Wilhelm IL

Zähringen........

Majestic..........

Canopus.........

Formidable.......

Russell...........

Illinois...........

Jowa.............

Ohio.............

Georgia..........

Brennus..........

Massena..........

Charlesmagne.....

Jéna.............

Charles Martel ...

Gesamtexpansion bei einer Füllung im Hochdruckzylinder von

70%

ąąąsóąą

C-odGdCi I—ld

î38^8882888i33 8 î? 8 8 8 îo SS S S 8

oToo'oo od oT n n o d o" cci> oTofcfoN-lidadididtffadtd

rH rH tH

888888

cdcdoTo idid

œoHooq8SSS8888888888S8Sm

02 00 oToTo 00 00 t-H rH r-TCO    O O O rH rH 00 02 CÔ't-'t-'02 t-'

tH rH rH rH tH

09

O O rH O O

C^LO^O ï-C^CO <m^ cd of OH od cd

88«8»88888888888888

© of cTo? © oToT~ H'ih o? cordi-Tr-Tcd <d cTo oT cdtdo t-

H H H tH rH rH

Zylinder-

Verhältnisse

ąąsąąą

îcf »cf cd «d ud^

8 8 3 8

cd cd cd cd cd cd

ąąąąągąąąąągąąąąąssi^ąąąą

©idididtoooidtGidirfidcdtdędtdtdidididid-dcd-d

cd'cMCMcdcdcdcdcdcdcdcdcMcdcddcdcGcdcdcMrHcdcdid'

rH rH rH rH rH rH rH rH rH rH rH rH rH rH rH rH rH rH rH rH rH rH rH rH

uaSunqgjpum

COIOOOOO O CM O CM CM O

CO^łiOaO^OiOOOOCOOrHOOOOCM , CM >0 0 0 I o CNiH<Mf-lTHT*lcOCM<M(MT-lTtlTtlt'-CM<Mt'*    «D iO rfl ©

rH rH rH rH rH rH rH rH rH rH rH rH rH rH rH rH    rH rH rH rH    rH

Hub

mm

<^> iO 05 05 lO⁾ 05

(MCHHt^H rH O CM CM rH CM rH rH r-< rH rH rH

io888S82rHSSS888»So2o8888t-

02 CO 02

©C-r-r-CMcMCMCM

tH    HHHH

02 02 c- io

(Mt-CDO. l>C0lc-O5H l-l    r-ł

Zylinderdurchmesser

■lepur^z

-3[0TUp

-japeifî

OtOCOOiOO Ö 05 CO rH t- CO 10 S rtCOlMOCTri S ^CM^CMCMCM

japuxiiCz -ł[on.ip g -I8WIV ⁻S s

japuijÆz -qoii.ip -PWÏK ‘T

aapuxijCz

-qorûp

-qaOH

uamqosujt .10p ppjzuy

5[oiupjaqn

-[9SS0VJ

Name

2850

CM CM

2 a 1600 2 a 1530

2230

—    2    a    1300

—    2    a    1280

—    2    a    1320

—    2    a    1727

—    2    a    2070

—    2    a    1626

—    2    a    1930

1880

1727

2 a 1219

1372

2 a 1880 2 a 902

1016

2 a 1900 2 a 1860

1956

2 a 1420 2 a 1680

23G0

- OOOCCOCCH

S    CO 02 Th C- 02 CM

Ö    CO CM CO

~ rlrfrlHHH

- OCOrłt-COO

S r— co co th cm

S S

02 0DI>

CM CM CM CM CM CM

1340

1460

1330

1450

1100

1180

1200

1499

1803

1410

1778

1244

1067

1067

838

1613

736

999

1600

1200

1220

1360

1440

1600

OOOOOOOr^iO^COGOOOOCOC-CMOO-^OOO 'C2-rH02CMCMt-02-rHO2C>rtlc02D20CMt-OC0O022DCMC0C0 CO © CO CTi I> tr t> Oî

rH CO rH rH rH

CO <50 50 io CT. ^

rH t— CO 02 02 O

rH    l-H

COCOCOCOCO(MCMC^CMCMCMCM(M(M(M(MCM(MCOCOCOCOCOC^

kg/qcm

8J88888,

05 t>» 05 rH 05 rH

16 700 16 000

14    400

15    200 13 500 15 000

14100 12,00 13 400 12,00

15    500 13,50

16    200 13,50 10 400 15,00

6    000 13,00

8    000 15,00 21 000 21,00 30 000 21,00 18 000 21,00 25 000 18,00 10000 10,75 10000 21,00 10 000 21,00

7    000 21,00 23 000 17,50

4 500 19,50 2 400 17,50 28 500 17,00 20 000 17,00

17    000 18,00

9    500 17,00 19 000 17,00 13 200 15,00

«8

Cesarewitsch Retwisan Shikishima .

Mikasa ......

Yashima. .. Asahi......

S-g^afeS : : : :

ips-cfi : : : :...............

H s .£ g d ; ; ; ; ; ; ;    ; ; & ; ^ : ; : : .j

I-" slllsfill § |l IJ ÏÎ i«:i!?i

lllllllllllslllllfellslll

: : :g

(ajpiqos^qOBiqos)

ąnupsjazuuj

.lazno.iyf

Gesamtfüllimg bei einer Füllung im Hochdruckzylinder

60 °/₀ 65 % 70 %

3^333^^333 33^33l533co33

æVoWWVdo ©cdcd îdasd c-^cdcTud

rH

ąssąąą

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Oh>OiOOiO cd cd-^Tcdcdcd

000000*0000 OOOOOOOiO^iOCO

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O O tH CO GO O CO o-rH 1-4" o    oT tHS CO CO" oT vH cd'

rH

tH

MOQOO0ÎD

'Hh'*hT cd" cd" cd"

Zylinder

verhältnisse

£3888885853 SggągąsjSJgjSą

o id o id ud ud id cd t-~ cd^io^co^ioiodt»'^

ëüiüâàüëië ąiiąąiąąą^ą

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tH-HtHHHHHHHHH

e— co os © © © ^ © © © © cd cd ■>#-st

tH rH rH rH tH rH

uaSunqa apnijq    cÜÜsisÜÜasislscacö

o © © © © ©

CD C— CO © GO CD

Hub

mm

950

680

950

066

989

1000

700

1000

1200

1000

450

500

700

457

558

533

559

457

457

558,8

792

229

200

180

203

229

254

Zylinderdurchmesser

jgpuiTAz _ -3J0TUp |

-aapafK «

japuii^z -jjoriap -PWIM 'Z,

japaii^Cz -jptup g -i»hhï i s

jgpunÆz OpiUp B -UOOH

uauiqoeiîpj aep jqnzuy

2 a 1540 2 a 1200 2 a 1430

1880

1882

1560

2 a 1210 2 a 1756 2 a 1760 2 a 1510

2 a 641

1240

1800

2 a 762 2 a 965

949

2 a 940 2 a 864

1168

2 a 965,2

926

457

300

312

292

432

508

910    1410

730    1110

760    1240

838    1244

836    1250

950    1450

760    1130

1060 1606 940    1530

805    1310

03030303030303030303

356    559

560    850

740    1200

508    737

521    813

437    629

584    864

521    800

483    737

520,7 812,8 457    792

D3 D3 rH OJ 03 tH t-H 03 rH o. *H

■qonapaaqn g, ^83 i 383333    SS388Soô8|83

-T9SS8VT    so cdud-rd ¹ t-^cdcdt^rd-rd    td\d coud ud cd cd cd ¹ cd-#'

¹    ^    m rH -rH 03 rH rH rH rH 03 03 rH rH rH rH rH tH t-H rH t-H t-H

PS.

12 200 7 000 12 000 10400 9 800 15 400

7 600

27 000 19 000 14 000

333388

OHCOtMOlM

îOlO iO CO-^

3 200 6 000 8 000 2 000

216

190

190

146

216

254

IO O O O lO CO rH 0^03 rH CO cd© ©'r-taTas'

297

09

63

86

250

240

Name

Kaiser Karl VI.

Zenta .........

Habsburg......

Holland.......

Nord Brabant .

Yakumo.......

Hay-Yung.....

Léon Gambetta Benedetto Brin Erzherzog Karl

S. 42........................

S. 90.........................

D. 9.........................

D. 10........................

Chauncey.....................

Bagley.......................

Amerik. Torpedobootszerstörer

Kasumi.......................

Mermaid......................

Torpedojäger Perry...........

Holländisches Torpedoboot

Barkasse

Barkasse

Barkasse

Barkasse

Barkasse

Barkasse

jaznarg

jraSßfopocuox pun a^ôoqopadioj,

Wilda, Die Schiffsmaschinen.

Fünfter Abschnitt.

I. Ermittlung der Zylinderwandstärken.

1. Berechnung der Zylinderwand stärken unter Zugrundelegung der Prüfungsdrucke.

In der Zahlentafel Nr. 35 ist die bekannte Formel :

Be

2 • kz

-f 8 bis 12 mm

(104)

für die Wandstärke des Zylindereinsatzes zugrunde gelegt.

Die Beanspruchungen sind als Mittelwerte einer großen Anzahl von Maschinen bestimmt und ergeben gute Uebereinstimmung mit den Ausführungen.

a) Für die zugrunde zu legenden Drucke sind die Größen der üblichen Prüfungsdrucke für die einzelnen Zylinder aus Zahlentafel Nr. 34 zu entnehmen.

Zahlentafel Nr. 34. Prüfungsdrucke.

Damp f-druck Ueberdruck

Z w e i f a c h -Expansions-m aschinen

Dreifach-

Expansionsmaschinen

Vierfach-

Expansionsmaschinen

kg/qcm

kg/qcm

kg/qcm

kg/qcm

Nieder-

diuck-

zylinder

Hoch

druck

zylinder

Nieder

druck

zylinder

Hoch-

druck-

zylinder

Mittel

druck

zylinder

Nieder

druck

zylinder

Hoch

druck

zylinder

1. Mitteldruckzylinder

2. Mitteldruckzylinder

6,5-7

OtHCMCO^I-OCDI^-tH tH tH tH H H H rH

2,5—3

2.5— 3

3— 3,5

3.5— 4

4— 4,5

13— 13,5 4,5—5

14— 15

9—10

10.5— 11

11.5— 12

18

oo co cs

r>* co cc

11,5—12

12—13

18— 19

19— 20 12,5-14 21—22 22—23

13-14,5

15—15,5

ro ir^co    IO iO iO

oTof co'co    -hT

co co

o»

18—19

20-21

21-22

12—18

13

22

14

00

14—15

CO CO to

b) Es empfiehlt sich die einzelnen Wandstärken unter Benutzung der Zahlentafel Nr. 34, mit den zulässigen Beanspruchungen nach Zahlentafel Nr. 35 zu bestimmen, wobei Gleichung (104) zugrunde zu legen ist.

5*

00

17

OOOO ^ CO c- co 03 03 HH

16

I0»00i0 CO 03 O 03 CM rH tH

15

OOOO CO 03 iO 03 03 03 rH tH

14

lOlOOO 03    H

03 03 H tH

Zahlentafel Nr. 35.

Beanspruchung von Zylindereinsätzen in kg/qcm.

13

12

11

9    10

Formel

oooo

03 H CO H 03 03 tH tH

OOOO HOCOO 03 03 tH tH

oooo

HOCOO 03 03 tH tH

iOlOOiO

OOiCOOi

(M H tH

O O O O OOiCOOi

03 tH tH

iO ÎO O O O GO CO GO

O O O O GO GO CO 00

tH tH tH

2 • Icz

8 bis 12 mm

250—260 260-275 265—280 275—300 280-300 300—350 225—270 225—270 240—290 275—300 290-315 280—320 180—250 180—260 200—280 250-275 250—280 250—280 120—140 120—140 125—150 125-150 125-160 130—160

300—350 300—350 300—350 300—350 150—200 150—200

1000-1300

600—700

300—350

600—800

600-800

500—600

350—420

280—320 300-340 260—300 260—300 150—200 150-200

280—320

260-300

150—200

270—320

250—300

140—175

250—320

200—290

125—150

ôe : Wandstärke des Einsatzes

óm : Wandstärke des Mantels mit Einsatz

óo : Wandstärke des Mantels ohne Einsatz

Die Werte von p sind für verschiedene Kesseldrucke aus Zahlentafel Nr. 34 zu entnehmen.

900—1200

530-600

300—350

900-1200

500—600

300—350

750—1000

420—550

250-300

680-800

420—500

220-300

600—750

400—480

200—280

I. Einsatzzylinder aus Gusseisen

1.    Frachtdampfer,Postdampfer

Hochdruckzylinder....

1.    Mitteldruckzylinder.

2.    Mitteldruckzylinder. Niederdruckzylinder...

2.    Schnelldampfer

Hochdruckzylinder....

1.    Mitteldruckzylinder.

2.    Mitteldruckzylinder. Niederdruckzylinder ..

3.    Panzerschiffe und Kreuzer

Hochdruckzylinder.... Mitteldruckzylinder ... Niederdruckzylinder ..

4.    Torpedoboote und Torpedobootszerstörer

Hochdruckzylinder.... Mitteldruckzylinder ... Niederdruckzylinder ..

600—670

550—620

480—520

350—400

600—670

500—580

450—500

300—370

600—650

500—570

450—500

300—350

500—600

450—500

380—480

280—320

óm = óe bis óe — 3 bis — 5 mm óm = óe bis óe -f 5 bis 8 mm óm = óe bis óe — 2 bis 4 mm

óo = óm -f- 3 bis 5 mm

óo = óm bis óm -f- 8 mm

óo — rfm -f- 2 bis 5 mm

II. Einsatzzylinder ausSchmiede-stahl.

Hochdruckzylinder....

1.    Mitteldruckzylinder.

2.    Mitteldruckzylinder. Niederdruckzylinder ..

III.    Zylindermäntel.

Schnellpostdampfer und Frachtdampfer Panzerschiffe und

Kreuzer ............

Sehr leicht gebaute Kriegsschiffe......

IV.    Zylinder ohne Einsatz.

Post- und Frachtdampfer ............

Panzerschiffe und

Kreuzer ............

Sehr leicht gebaute Kriegsschiffe......

2. Zusammenstellung der gebräuchlichen Formeln.

Die außerordentlich großen Abweichungen, welche die üblichen Formeln zur Berechnung der Zylinderwandstärken zeigen, weil die zugrunde gelegten Annahmen sehr verschieden sind, läßt es wünschenswert erscheinen, die gebräuchlichen Formeln vergleichsweise zusammenzustellen. Im folgenden bezeichnet:

oe die Wandstärke des Zylindereinsatzes,

„    „ Zylindermantels mit Einsatz,

„    „ Zylinders ohne Einsatz.

(Zusammenstellung siehe Seite 70 und 71.)

8m

8₀

11. Einzelheiten der Dampfzylinder.

Abb. 24.

1. Flanschen.

61s

■*! i 8*

Allgemeine Gleichung: D • ir •    • kb = D² • ~ • p - g,

D • Vp bis (1 + Vp)

(114)

mm

Zylinderflansch.

(114 a)

oder:

oder:

oder:

80 ¹ 170

6/ --- 1,25 • 8m bis 1,5 • 8m 6/ = bis 1,3 8Ä, b = 2,5 * 8S bis 4 • 8S b = ~ 1,4 • 8m + 8,5 mm.

b) Flansch für die Verbindung von zwei Zylindern.

8/— ~ 1,25 • 8«,

8/ = ~ 1,3 • 8.

c) Flansch des Einsatzzylinders (Abb. 25). Flanschstärke 8/, Breite b\ untere Breite b'\ Fugenweite c.

Abb. 25.

(115)

(116)

8} == 1,2 • 8e bis 1,4 • 8e b = 2 • 8e bis 2,6 • 8e, b" =3-8, bis 3,5- 8e, c = 0,5—2 mm.

Obere Abdichtung des Einsatzzylinders durch Asbest mit darüber liegender Bronzestopfbüchse oder eingestemmtem Kupferring (Abb. 32, 34), Einstemmen von Eisen- oder Kupferdraht, Abdichten durch Kupferblech (Abb. 37).

2. Zylinderrippen.

Stärke 8r, Höhe hr, Entfernung er.

8r == 0,75 • 8m bis 1,2 • hm,

K — 0,6 • 8m bis 0,8 • 8m, er = 10 • 8m bis 15 • lm.

Ohne Anordnung von Rippen ist 8m etwas zu vergrößern.

Befestigung des Einsatzzylinders.

(117)

(118)

(119)

(120)

(121)

ŁD

zl

fl

■o

»

as

fl

J9piII{ÂZ

-sptup

-j9paiK

japuii^z -norup -WWW ’R

aapuii^z -î[oiup -I9WÏK 'T

japuii^z

-î[on.ip

-qooH

japuijÆz

-qotup

-aepaiK

130 82—96

170

82—96

130

170

0,45 pk\ 0,3 pk

0,7 plc

soll 60—240 kg

0,014

3,000

Wandstärke von Zylindereinsätzen.

Zusammenstellung der gebräuchlichen Formeln.

fi

05

’æ

m

fl

S3

.lepupiCz

-qorup

-I9WIW

japupXz

-qorup

-qooH

225    135—142 82—96    225

225    135—142 82—96    225

Pk 0,6 • Pk 0,3 -pk pu

2-5e

nicht überschreiten.

100—60

100—180

180—240

Für alle Zylinder gleiches §e.

0,019

0,025

0,031

0,015

0,02

0,03

Material

Formeln für ôe

4,500

rnm

Ul III

8,000 210

8,000

coco

88

CO 00 O O

7,600    210

7,600    —

CD^CD^ io~ ir?

O O ira ira

CD CD O O

£ fl

S-l C5 05 6?

■ æ

fl fl

«5

'S

fl

T3 A

g®

0,001

bis

0,017

0,002

360    10,0 7-12

550    15,5 6—10

Gußeisen pk bis 14 kg/qcm über 14 kg/qcm

Geschmiedeter Stahl pk bis 14 kg/qcm pk über 14 kg/qcm

'S O

11

O r“¹

c «

S5 05

’-BM * § 'S -g

S\s

:tf ^

Gußeisen

Gußeisen

U(SOT)

D (P + 1>)] + c

2-kdm

óe =<*•[

•g

Geschmiedeter Stahl

(106)

6e — <i'D-{-c-I>-Vp-\-2 j) vergl. unter 105.

(107) **)

V'Pk

a + b -2>fc

6,000

Die Formel 105 von Seaton stammt aus älterer Zeit und steht mit den heutigen Verhältnissen kaum noch im Einklang. Die Formel 107 ergibt passende Werte eigentlich nur für größere Fracht- und Passagierdampfer und für Schnelldampfer. Die Formeln 106 und 108 ergeben in der Regel zu geringe Wandstärken.

7,500

4,500

6,00

7,50

Gußeisen

z + a ■ » = d9

(801)

*) Seaton & Rounthwaites Pocket Book of Marine Egrg.

**) Bauer, Berechnung und Konstruktion der Schiffsmaschinen und Kessel. Verlag von Oldenbourg, 1902.

jopuijAz

-itoiup

-J8P9IK

2. Wandstärken von Zylindermänteln.

Zusammenstellung der gebräuchlichen Formeln.

Zulässige Zugbeanspruchung icz kg/qcm

aapun^z -^oriap -PWK 'S

agpuiiifz -i[otup -I3W1W 't

•igpuijÆz

-ąoriip

-ilOOH

jspuijiCz

-3[orup

-J9P9IK

jgpuijjfz

-cqoiup

-FWîW

jgpmpÆz

->[orijp

-qooH

i-O

Material

Formeln für 6m

mm

225 135-142 82—96 225    170    130 82—96

225 135-142 82—96 225    170    130 82—96

O O

t-H tH

o co co’o’

o_co^

CQ>S

TH r-H

Gußeisen

Mäntel mit Einsatz pk bis 14 kg/qcm pk über 14 kg/'qcm

Mäntel ohne Einsatz pk bis 14 kg/qcm pk über 14 kg/qcm

(601)

⁶m = a    (!> + &)]+C

Für p sind dieselben Werte wie unter 105 z i setzen

0,032 0,0216 0,0154 (',0435 0,033 0,025 0,0185 bis bis bis 0,040 0,0270 0,0192

soll 70 bis

2 •

300 kg/qcm nicht überschreiten

8-10 6,5-8 5-6    10

0,025 0,0125 0,0084

8,600    10    10,7

0,009    70    225    150    70

bis    bis    bis    bis    bis

0,030    300    300    225    150

Für alle Zylinder dasselbe hm

2—7

8—15

CT5

Für sehr große Niederdruckzylinder: a = 1, b — 0,01, c — 10 mm

0,012

O O O CM so co

0,8-0,9 0,02    13

Gußeisen

Die kleineren Werte von a und c für leichter gebaute Kriegsschilfsmaschinen (Kreuzer)

Für sehr leicht gebaute Kriegsschilfsmaschinen und pk von 15—17 kg/qcm

Gußeisen

Gußeisen

Mantel mit Einsatz Mantel ohne Einsatz

Gußeisen

(110)

dnl — a • D -\-c

(111)

Für p sind dieselben Werte wie unter 105 zu setzen

a • D -f c • Z> • Vp -f- 2

(112)

V-Pk

a-\-b-pk

(113)

óm = a.[b.JD + c]

3. Zylinderböden.

a) Einwandige ebene Böden.

Stärke 8*, Rippenstärke 8r, Rippenhöhe hr, Rippenanzahl i.

Abb. 28.

Abb. 26.

Abb. 27.

Abb. 31.

Abb. 29.

Abb. 30.

il!

îi-î

Li

Il

UJJ

Abb. 26—31: Befestigung des Einsatzzylinders.

oder:

Abb. 32.

= 0,85 • om + 5,5 mm ô₆ = ~ 1,125- 8e,

8r = 0,9 • 8e bis 1,1 • 8e, hr = 4 • 8e bis 6 • 8e, i = 6—12.

(123)

(124)

(125)

Abb. 36.

Abb. 83.

Abb. 35.

Abb. 34.

161

Abb. 37.

mm.

■15>

Abb. 32—37:JObere^Befestigung des Einsatzzylinders.

Rippen: Boden und Füße verbindend.

Oeffnung für den Bohrkopf 0,15 • D bis 0,2 • D. Für leicht gebaute Maschinen werden die Böden häufig nicht angegossen, sondern wie die Deckel verschraubt.

Größere Böden (D> 1200 mm) mit besonderen Mannlöchern, elliptisch (260 X 360) oder kreisförmig (360—400 mm 0).

b)    Einwandige konische Böden (Abb. 38).

(126)

= 0.75 • Ki -j- 5 mm bis 0,8 • 8m -f- 5 mm

oder:

8b — ~ 8e.

c)    Doppelwandige Böden, eben (Abb. 39).

Abb. 38.

Abb. 39.

rl

Il

-,

>He

nSIiBL

§b

#6i.

Abb. 40.

ôvB

vr

ks&a

h\

be

<S>I

CD

CX'

Abb. 38—40: Zylinderboden- und -Füße.

Stärke ô*, lichte Entfernung der Böden h. Rippenstärke zwischen den Böden or, Rippenanzahl i.

Anzuwenden für D > 1500 mm. Bei Kriegsschiffsmaschinen jedoch auch über D = 1500 mm oft einfache Böden.

Rippen am Boden etwa 1,5—2 mm stärker als am freien Ende.

§6 = 0,75 • §TO + 4,5 mm ö; = ~8e.

§6 = ~ 8j

5ö = S* — 1,5 bis 2 mm. h — 5 • 6m bis 6,5 • 8ra,

8r = ~ 0,75 • h'b bis 0,9 • 8i i = 6—12.

oder :

oder:

(126)

(127)

d) Doppelwandige konische Böden (Abb. 40, 41).

(129)

oder:

8'b — 0,7 • om 4- 4 mm 8* = 0,8 • oe bis 0,95 • Se.

Der mittlere Teil des Bodens, in dem sich die Stopfbüchse befindet, oft als besonderer Teil für sich hergestellt.

Abb. 41.

Ir

y//Xv///s//s'//sï

¥*

4.    Zylinderfüsse (Abb. 38, 40, 41). Stärke der Wandung 8», Manschstärke bv.

i — 0,75 • Om bis om,

8„ = 1,3 • 8m bis 1,6 • 8m.

Beanspruchung der Füße 50—60 kg/qcm. Hohlguß oder Rippenguß.

5.    Zylinderdeckel.

Stärke 8^, Rippenstärke 8r, Anzahl der Rippen «, Schraubenkreisdurchmesser Ds.

a) Gußeiserne Deckel, einwandig. od = ~ 0,75 • 8,» + 5 mm bis Za — ~ 0,5 • 8m 4- 4 mm (leicht gebaute Maschinen)

• 1/p bis D

oder:    da =

100

2 50

100

(130)

(131)

Zylinderfuß.

oder:

oder:

8d = 0,9 • oe bis oe hd= ~ 0,9-8a,

=8d — 3 bis 5 mm oder : 0,8 od bis 0,9 • 8d i = 6—12, Anlauf der Rippen 1,5—2 mm.

Einwandige Deckel nicht über:

Dh = ~ 300 mm, Dm = ~ 600 mm, Dn = ~ 1000 mm,

für Kriegsschiffe jedoch auch über diese Abmessungen einwandig.

Abb. 42.

Größere Deckel (D 1200 mm) mit besonderen Mannlöchern, elliptisch (260 X 360 mm) oder kreisförmig (360 X 400 mm 0).

ééihé

Öffnung :

Rippenquerschnitt I- oder I-förmig.

Ohne Rücksichtnahme auf Rippen und Stopfbüchsen-

bd = ~ 0,55 • Ds •

j/cm ; kh = 120—200 kg/qcm. (133)

(Abb. 42).

b) Gußeiserne Deckel, doppelwandig, eben

Zylinderdeckel.

Stärke od, Rippenstärke 8r, Rippenhöhe Ar, Anzahl der Rippen i.

oder:

oder:

Ki = 0,65 • bHl + 4 mm Kd = 0,7 • bm bis 0,8 o,„ Kd = ~ 0,9 • K.

oder:

Die innere Wandung oft einige mm schwächer als die äußere. br = ~ 0,5 • bis 0,7 • bm, hr = 4,5 • 8m + 30 mm bis hr— 5 • bm + 35 mm hr = 6,5 • bd bis bd — 5 mm.

Für Dreifach-Expansionsmaschinen etwa:

(136)

(137)

Hochdruckzylinder Mitteldruckzylinder Niederdruckzylinder

S§

f- 6 mm

66 f8mm

(- 3 mm

₁₈ + 3 mm

W + 10mm

tr+8mra

In die Zylinder mit Vorsprung eingreifende Deckel werden am Vorsprung auf — 1 mm kleineren Durchmesser abgedreht, als der Zylinderdurchmesser oben beträgt.

Abb. 43.

lll

Zylinderdeckel.

c) Konische Deckel, Gußeisen (Abb. 43).

(138)

oder:

od = 0,6 • 8m + 4 mm bis 0,65 • bm + 4 mm bd = 0,75 • 8* bis 0,9 8».

Stahlguß,

oder:

= 0,35 • bm + 3 mm bis 0,42 -8^+3 mm bd = ~ 0,5 • bm bis 0,6 • bm,

8r = 0,45 • bm bis 0,5 • bm

(139)

Stahlgußdeckel häufig ohne besondere Verstärkungsrippen hergestellt, 8d — 15—18 mm.

d) Flanschen der Zylinderdeckel (Abb. 43).

Stärke 8/, Breite bf) größter Ueberdruck p kg/qcm, äußerer Durchmesser der Schrauben 8*.

8/ = 0,011 -D-Vp bis 0,014 -D-Vp 8/ = 0,01 • D + 0,06 • D • Yp bis 0,01 • D + 0,014 -D-Vp 8/ = 1,15 • 8S bis 1,30 • 8«,

8/ = ~ 1,3 • 8d bis 1,5 • 8d, bf = 2,5 • 8S bis 3,5 • 8*.

Im Flansch sind einige Gewindelöcher für Abdruckschrauben vorzusehen, die im Betriebe durch bronzene Putzen verschlossen werden.

6. Schrauben.

a) Zylinderdeckelschrauben.

Aeußerer Schraubendurchmesser 8«, Kerndurchmesser ok in cm, Anzahl der Schrauben i, größter Ueberdruck im Zylinder p kg/qcm, erforderliches Moment zum Anziehen der Schraube Q. Abstand der Schrauben t₁ zulässige Zugbeanspruchung kz kg/pcm, Mutterhöhe H.

kz = 300 bis 325 kg/qcm, Schweißeisen, kz — 350 bis 450 kg/qcm, Stahl.

U8^.k = -J.D².p,

oder:

oder:

oder:

oder:

oder:

mm

mm

(141)

(142)

(143)

l/_£-

" i • kz

6S = ^0,8*8/= ~ 8e bis 1,3 * 8e,

8 a = D-

, cm

(144)

(^})

(145)

t > 3,5 • 8S, t < 4,75 • 8«, t — 150—250 mm,

i = {Dm -(- 2 • om -f- bf) • —,

(146)

(147)

H — 8S bis 1,4 • 8S,

Q — 8 • bis 15 • 8®,

Die Schrauben werden durch das Anziehen mit ~ 100 kg/qcm auf Verdrehung beansprucht. Bei Verwendung von Stiftschrauben, Gewindelänge 1,25 • b.s bis 1,5 8Ä. Muttern am besten härten.

b) Befestigungsschrauben der Einsatzzylinder (Abb. 25 bis 30). Aeußerer Durchmesser 8'Ä, Teilung t'.

(148)

8's = ~ 0,8 • 8e bis 1,1 8e t' = 3,8 • 8« bis 7,5 • 8S.

Die kleineren Werte für Hochdruckzylinder, die größeren für Niederdruckzylinder. Am häufigsten finden sich versenkte, viereckige Köpfe mit Bund, vgl. Abb. 25.

(149)

(150)

c)    Befestigungsschrauben der Zylinderfüße.

Aeußerer Durchmesser 8, Anzahl i.

8² •

kz = ~ 250—400 kg/qcm,

(152)

8 = ~ 1,5 • 8« bis 0,75 • 8e.

Wenigstens zwei Befestigungsschrauben für jeden Fuß; es sind nur Kopfschrauben zu verwenden.

d)    Schrauben für die Verbindungsflanschen von zwei Zylindern.

Stärke des Flansches 8/, äußerer Schraubendurchmesser os.

(153)

o« -— ~ 0,8 • 8/.

7. Schieberkasten und Kolbenschiebergehäuse.

Rippen hr.

a) Flache Schieberkastenwandungen.

Wandstärke 8, Abstand der Rippen er, Stärke der Rippen 8r, Höhe der

oder: oder :

8 = 0,7 • 8TO + 4 bis 5 mm 8 = 0,85 • 8e bis 8e,

8 = 0,038 • er • Vv (Gußeisen) 8 = 0,025 • er • Vv (Stahlguß),

(Gußeisen), cm

(154)

er=-

30-8

Vv

cm

cm

(155)

er = ~

40-8

Vv

(Stahlguß), cm

8r = ~ 8,

hr zwischen 2,5 • 8r und 5 • 8r. b) Kolbenschiebergehäuse (Abb. 44, 45).

Wandstärke 6.

(156)

(157)

Abb. 44.

P-Ï

oder:

8 = ~ 0,8 • 8m -f- 5 mm 8 = 0,9 • 8e bis 8e.

(158)

Rippen: Abstand, Stärke, Höhe wie

unter a).

o-

Abb. 45.

Abb. 44, 45: Kolbenschieberemsatz.

c) Flache Schieberkastendeckel (Abb. 46, 47), rechteckig. Seitenlangen von Mitte Schraube bis Mitte Schrauben a und b, wobei a < 6, Stärke 8<*, Deckelhöhe in der Mitte hd, Stärke der Deckel für gewölbte Deckel 81, Anzahl der Rippen irj Kernquerschnitt der Deckelschrauben 8S.

ot) Einwandige Deckel (Abb. 46). Rei gerippten Deckeln:

a² -b² • p

oder:

240000- 1/a² -fb2 öd = 0,95 • 8« bis 8«,

Für rechteckige, gußeiserne, gerippte Deckel sind die Rippen so anzuordnen, daß den gezogenen Fasern der kleinere Schwerpunktsabstand des Querschnitts zukommt, sie sind also innen anzuordnen.

Abb. 48.

Die Rippen sind möglichst nur parallel zur Bewegungsrichtung des Dampfes anzuordnen, unvermeidliche Querrippen beeinträchtigen stets die Dampfgeschwindigkeit.

Ist die Breite des Deckels, rechtwinklig zu der Richtung der Rippen gemessen, größer als 2 • er, so sind querlaufende Rippen außerdem anzuordnen.

Abb. 47.

Abb. 46.

! i L-t

(A

fu |

1 (Sr I

-o

v_____

k_

m

i*v|

Gewölbter

Stahlgußdeckel.

Abb. 46, 47: Flacher Schieberkastendeckel.

öd

Öd

bis 30 •

er = 25 ■

Ör = Öd,

hr = ~ 4 • 8d bis 5 • öd.

ß) Doppelwandige Deckel (Abb. 43, 47).

Äd = ~ 0,15 • a bis 0,2 • »,

Sd = ~ 0,5 • 8e + 10 mm (Gußeisen), öd = ~ 0,4 • 8e + 7 mm (Stahlguß).

d)    Gewölbte Stahlgußdeckel (Abb. 48).

Nach außen oder noch besser nach innen gewölbte Deckel sind

flachen vorzuziehen, Wandstärken bis 16 mm herunter.

e)    Runde Deckel für Kohlenschiebergehäuse, öd = - 0,65 • öd, öd = 0,65 • öOT + 4 mm, ör = ~ 0,6 • 8m -f- 3 bis 4 mm, hr = 2,3 • öd +15 mm (in der Mitte),

G = 0,11 • D + 2 (Hochdruckzylinder); 0,1 • D + 2 (Mitteldruckzylinder);

0,9 • D + 2 (Niederdruckzylinder).

Radiale Rippen:

Vp

Vp

cm

(160)

(161)

(162)

tH T—I

Ci Ci

(165)

(166)

(167)

(168)

f) Schrauben der Schieberkastendeckel. t Teilung der Schrauben.

8S = 0,025 • ]/~ b • t • p 5 mm, o.s meist dieselbe Abmessung wie für Zylinderdeckel, t > 150 mm und t < 250 mm.

(170)

8. Kanal Wandungen, Schieberspiegel und Kanalquerschnitte.

a) Flachschieber.

Stärke der Kanalwandungen oc, Stärke des Schieberspiegels 8p, Stärke der aufgeschraubten Gleitfläche oy, Befestigungsschrauben der Gleitfläche 8S, Teilung derselben t.

oder :

oder :

oder:

oder :

8C = 0,65 • 8«i + 4 bis 6 mm oc = — 0,8 • 8ra bis 0,95 8W.

a) Ohne besonders aufgeschraubte Gleitfläche (angegossen). 6p = ~ 0,9 • 8m + 5 bis 6 mm Op — pg bis 1,2 ■ Og.

ß) Mit aufgeschraubter besonderer Gleitfläche.

Op = 0,8 • om + 5 mm op = Oe bis 1,2 • 6g.

7)    Aufgeschraubte Gleitfläche.

ög = ~ 0,75 • om + 5 mm og = 0,9 • 6g bis 1,2 • oe.

8)    Versenkte Befestigungsschrauben der Gleitfläche.

8, = bis 7/₈" t = 95 bis 150 mm.

(171)

(172)

(173)

(174)

In der Gleitfläche Nuten oder Vertiefungen, 8—20 mm breit, 1—2 mm tief.

b)    Kolbenschiebereinsatz.

(175)

Stärke der Wandung 8, Durchmesser des Kolbenschiebereinsatzes d (licht). 8 — 0,04 • d + 12 mm bis 0,03 d + 10 mm.

c)    Kanalquerschnitte (Abb. 44, 45), vgl. Zahlentafel 36, 37, 38. Zylinderdurchmesser D cm, mittlere Kolbengeschwindigkeit cm m, größte

Kolbengeschwindigkeit cmax m, Dampfgeschwindigkeit ca m, Einströmungsquerschnitt im Kanal fe qcm, Ausströmungsquerschnitt /'« qcm, Höhe des Einströmungskanals im Schieberspiegel /te, Breite des Einströmungskanals im Schieberspiegel be, Höhe des Ausströmungskanals im Schieberspiegel h₀. Zu große Abmessungen von b sind nicht zu empfehlen, da dann h zu klein aus-fällt und starke Drosselung des Dampfes eintritt.

Zahlentafel Nr. 36.

Geschwindigkeit des Dampfes.

Kolben-3 geschwindig-keit

2 Hauptdampfrohr

Hochdruck-g zylinder

Kanäle

Ueber-strömung 3 vom Hoch-³ druck- bis Mitteldruck-zylinder

Mitteldruck-5 zylinder

Kanäle

Ueber-strömung « vom Mittel-³ druck- bis Kiederdruck-zylinder

Niederdruck-g zylinder

Kanäle

Ueber-

„ Strömung ö zum Kondensator

Handelsschiffe.............

Kriegsschiffe (Panzerschiffe,

große Kreuzer) . . ..... 3,5—5

Kriegsschiffe (Kleine Kreuzer, Torpedojäger)

2—5

3,5-6,5

30—40    25-30    20—25

35—40    30—35    25—30

40-45    35-40    30—35

30—35

35—40

35—40

25—30

30—35

30—35

35-40    30—35

40—45    35—40

45—50    35—40

H-n

fe-cd = D>-^-cm = D>-^-    ₃₀

= T*Wbisi>2-T*

Cm

^max

oder:

'' = 2>*~r 40 fe = ~ 0,1 • D² qcm.

bis D² ~ • -4

fjf- 9cm>

a) Flachschieber.

Am Schieberspiegel:

Im Einsatzzylinder wird 6 häufig etwas kleiner gewählt als im Spiegel und dafür h etwas erhöht.

Im Einsatzzylinder beträgt die ausgestreckte Länge von b:

~ 0,8 • De bis 1,4 • De.

De = Durchmesser des Einsatzzylinders.

Im Schieberspiegel:

b = 0,5 • D bis • D.

(177)

(178)

Ausströmungsquerschnitt :

be • he = ~ 1,05 • fe bis 1,1 • fe.

(179)

fa = ~ 1,3 • be-he bis 1,5 • be • he.

Bei größter Füllung beträgt die größte Kanalöffnung ungefähr 0,7 • K bis 0,8 • he, bei kleinster etwa 0,2 • he bis 0,25 • he.

(180)

Abb. 49.

Abb. 50.

95

CJt

Die Kanalquerschnitte sind durch Rippen, deren Oberkante etwas unter der Gleitfläche bleibt, so zu teilen, daß kein Durchgangsquerschnitt von mehr als 400—500 mm entstehen.

ß) Kolbenschieber.

(181)

be-he = ~ 1,1 • fe bis 1,25 • fe d = 0,35 • D bis 0,7 • D.

Aus gestreckte Gesamtlänge der Durchgangsöffnungen im Ko Ibenschieb er eins atz.

(182)

Für Handelsschiffe: 2 • d bis 2,5 • d,

„ Kriegsschiffe: 2,5 d bis 2,75 • d.

Anzahl i der Durchgangsöffnungen und Stege im Kolbenschiebereinsatz.

20 -d

bis

30 -d

300 + d

d in mm.

(183)

300 + d

Durchgangsöffnung \//\ oder [JEJ-Stärke der Stege zwischen den Oeffnungen:

~ 0,035 • d + 6 bis 8 mm.

Auf Kriegsschiffen finden sich häufig die Stege so weit verkleinert, daß sie nur 18°/₀—-20 % des Kanalquerschnitts wegnehmen.

(184)

Zahlentafel Nr. 37.

Querschnitte von Dampfrohren und Dampfkanälen bei verschiedenen Kolben- und Dampfgeschwindigkeiten.

Dampf

geschwin

digkeit

20 m

25 m

30 m

35 m

40 m

45 m

50 m

Kolben-5 geschwindig-keit

Rohr

Kanalquerschnitt

*a-T

Rohr

Kanalquerschnitt

7t

•za

Rohr

Kanalquerschnitt

li hü

•za

Rohr

Kanalquerschnitt

7t

D²-

Rohr

Kanalquerschnitt

— * zQ

Rohr

Kan alquerschnitt

71

D2-4

Rohr

Kanalquerschnitt

•za

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Dampfdruck in--

Atm. absol. 50

Rohrdurchmesser in mm

60    65    70    75    80    90    100    110    125    130    150    175

CD 00 Ml

OH(MCCTłiiO

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Dampfdruck in    .    .iiiiii    i

Atm. absol. 200 | 225    250 | 275 [ 300 | 325 | 350 | 375 | 400 ] 425    450    475    500

t- GO 05

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co-7~ia5C5üiOi^^ ü CO GO OO —7 tO Ml 1—L 07) O ®‘ PJ^ toppp p jfn je bo CO obobobolf^P-bo

Rohrdurchmesser in mm

518,0 639,5 773,8 920,91080,81253,41438,9

587.2    725,0 877,2104401219,21421,01631,2 656,1 810,0 980,1 1166,41368,91587,61822,5

724.3    894.2 1082,01287,7 1511.2 1752 7 2008,1 788 3 978 01183,4 1408,3 1652,8 1876,8 2200,5 849 6 1061,2 1284,11528 2 1793,5 2080,0 2387,8

926.4    1143,81383,9 1674 0|l932,9 2241,7 2573,4 993,3 1226,2 1483,74765,8,2072,4 2402,3 2758,7

1059,3 1307,7 1582,41883,2 2210,^2563,2 2942,6

1637.1    1848,2 2072,0 1856,0 2095,2 2309,0

2073.6    2340,9 2544,4 2289 3 2664,4 2977,3

2503.7    2826,4 3168 7 2716 8 3067,0 3436.4 2923,0 3305 5¹3705,7

3139.2    3543 9 3973,0

3347.8    3779,4 4237,1

2308,6] 2567,0 2617,2 2900,0

2924.1    3420,0

3204.2    3577,0 3560,5 3912.0 3831,1 4245,0

4128.9    4575,0 4426,7 4905,0

4720.9    5231,0

OO

CO

oi

<1

Hoch

druck

zylinder

1. Mitteldruckzylinder

2. Mittel-druck-zylinder

Nieder

druck

zylinder

Hoch-

druck-

zylinder

Mittel

druck-

Nieder

druck

zylinder

Hoch-    2

druck-

Zylinder    g.

Mittel-    g

druck-    CSJ

Zylinder    ^

«55—

■fr*

92

50

^ ss

Nieder

druck

zylinder

Nr. 39.

geführter Zylinder.

Hoch

druck

zylinder

Mittel

druck

zylinder

Nieder

druck

zylinder

Hoch

druck-

Zylinder

Nieder

druck

zylinder

Hoch

druck

zylinder

Mittel

druck

zylinder

Nieder

druck

zylinder

Hoch

druck

zylinder

1. Mitteldruckzylinder

2. Mittel druck-zylinder

Nieder

druck

zylinder

Hoch

druck

zylinder

1. Mitteldruckzylinder

2. Mitteldruckzylinder

Nieder

druck

zylinder

Kesseldruck................

Zylinderdurchmesser........

Kolbenhub.................

Zylinderlauf, Länge........

Wandstärke, Einsatzzylinder

Schraubenanzahl des Befestigungsflansches, Einsatz .....

Zylinderdeckelschrauben

7?

Durchmesser ......................... „

Zylinderdeckelschrauben, Anzahl..    „

Zylinderflansch, Stärke Breite

ii

15

10

609,59

1371

1501,80

41,27

38,10

38,10 38,10    38,10 38,10

27

37

500

840

910

30

25

22

80

1220

840

910

30

22

17,60    —    —

901,68 1346,201600,00 1219,201219,201219,20 1276,30 1276,301276,30 34,90    34,90    34,90

24 a 1" 32 a 1” 40 a 1"

12,00 — — 381,00 647,691143,00 838,00 888,00 838,00 933,43 933,43 933,43 34,90 31,75    31,75

28,57 31/75    31,75

28/75 ^8,75    28,75

III II“ I

1000

650

738

28

15.80    — 596,89 1016,00

1066,80 1066,80 1165,201165,20 44,45    -

50.80    —

1676,36

1066,80

1165,20

41,27

39

41,27    41,27

46

38,10

28,75

38,10

12,60

546,10

1219,0D

1403,30

38,10

38,10

—    14,90    —

1627,16 546,10 711,19 1219,00 914,38 914,38 1403,20 990,58 990,58 38,10 38,10    —

965,18

914,38

990,58

1524,00

914,38

990,58

34,92

28,75    28,75 38,10

79,37    79,37    79,37

10 alf' 14 alf' 20 alf'

79,37

26,00

38,10

38,10

38,10

38,10

38,10

Zylinderboden, Stärke

50,80    50,80

63,50 63,50

44,45 {

Rippenstärke „    Rippenhöhe.

Zylinderfüße, Stärke............. „

Schraubendurchmesser „

Schieberkasten, Wandstärke......    „

Y ersteifungsrippen,

71

77

71

Stärke......................... „

Schieberkasten, Versteifungsrippen,

Höhe......................... „

AngegossenerSchieberspiegel,Stärke „ Aufgeschraubter Schieberspiegel,

Stärke............

Zylinderdeckel, Stärke

77

77

38,00

34,90

28,60

38,00

125

31,75

5'

31,75    31,75

5"

ls

V,

31,75    25

lf

5’’'

1"

45

65

25 {

25

125

25

î"

63,50

114,30

31,75

28,57

31,75

63,50    63,50

114,30 114,30

31.75

28.75

31,75

28,57

38¹

•>

31,75    31,75

77

77

Rippenstärke.....    „

Rippenhöhe (größte

Höhe)..........................

Zylinderdeckel, Flanschstärke.....

jj    Flanschbreite.....

Stopfbüchsenraum, Durchmesser ..

Höhe.........

„    Wandstärke ...

Kolbenschiebergehäuse,Durchmesser Wandstärke

77

.n

Dampfkanäle, Wandstärke Zylinderfuß, Flanschstärke

203,20

44,45

92,07

330,19

161,92

31,75

546,10

203,20

44,45

92,07

330,19

161,92

31,75

787,39

310

} 25

25

22

130

35

25

25

20

145

42

265

170

30

25

35

ił

if

31,75

44,45 44,45

28,57    28,57

25,00    28,75

47,62

88,89

330,19

330,19

47,62

88,89

330,19

330,19

28,57

28,75

47,62

88,89

U" lf' lf' lf'

21,00 22,00    24,00 16

4445 44,45    44,45 35

39,68 39,68    39,68 60

28,75 28,75    28,75 22

28,75 28,75    28,75 22

76,20 76,20    76,20 -

50,80 50,80 50,80 — —    38,10

128

lf'

lf'

lf

Ił

Ił"

H"

28,57

28,57

330,19

330,19

28,57

584,20

31,75 31,75 31,75 63,50 63,50 63,50

w io    I I I

Cn U) OOiOO ¹

20

35

60

25

22

175

22

22

22,00

88,90

125,40

38,10

38,10

160,00

38,10

18,00

56,00

128,00

38,10

28,75

lf

165,00

38,10

50,80

60,32

44,45

30,00

lf

i;

lf

28,75

50,80

47,62

44,45

31,79

128,00

28,75

lf

V'

lf

44,45

28,75    28,75    28,75    28,75    28,75    28,75

28,75

41,27

38,10

128 240,00

38,10    38,10

340

200

22

22

35

279,39 279,39 254,00 254,00 38,10    44,45

558,79    —

279,39

254,00

38,10

228,60

254,00

38,10

346,00

228,60

254,00

38,10

431,79

28,75

28,75

69,85    69,85

69,85    60,32    60,32

431,79 279,39 279,39 279,39 279,39 123,82 203,20 2< »3,20 203,20 203,20 38,10 38,10 38,10 34,90 34,90 -    457,19 457,19    —

34,92    34,90

431,79

123,82

38,10

28,75

60,32

28,75

60,32

50,80 50,80

28,75

50,80

28,75

50,80

6*

III. Stopfbüchsen.

1.    Packungen für Wasser:

Hanf und Baumwolle in runden oder viereckigen mit Talg getränkten Schnüren, Enden einer Lage stumpf zusammenstoßend.

2.    Packungen für Dampf.

a) Weiche Packungen:

Abb. 51.

a) Asbestpackung in Flechtenform mit oder ohne Drahteinlage mit warmen Talg getränkt.

■Di

Ti

ß) Tuckspackung, mit Kautschuklösung getränkte Leinewand um eine Gummieinlage gerollt, letztere fehlt häufig.

Die Ende einer Ringlage von Asbest- oder Tuckspackung schräg

Abb. 52.

kT

<!

<x>

CD

—< ZS?

Stopfbuchse.

Katzenstein-Packung.

übereinander gelegt und die Verbindungsstellen der einzelnen Lagen gegeneinander versetzt.

y) Material der Stopfbüchsenbriile bei kleineren Durchmessern Bronze (bis dk = ~ 50 mm), sonst Gußeisen mit eingelegten Metallbüchsen.

Reibung in den Stopfbüchsen mit weichen Packungsmaterialien bis 10°/₀—12°/₀ der Gesamtreibung der Maschine.

b) Metallpackungen.

a) Die Dichtungsringe, aus verschiedenen Arten Weichmetall, z. B. Babbitmetall, in 2—4 Segmente zerschnitten, häufig mit konischen Gleitflächen aufeinander oder auf geteilten Bronzezwischenringen aufhegend, werden durch Federn bzw. den Dampfdruck selbst gegen die Stange gepreßt. Die Schnittfugen der einzelnen Ringlagen radial oder unter einem Winkel gegen die Stange angeordnet; die einzelnen Lagen gegeneinander versetzt.

ß) Die Packung muß der Stange eine gewisse seitliche Bewegung gestatten. Zu diesem Zweck wird häufig ein Spielraum zwischen der Innen-

Wandung des Packungsraums und den Dichtungsringen vorgesehen und auf einem Ende der Packung die Dichtung gegen Deckel oder Boden durch Aufschleifen einer kugelförmigen Fläche beweglich gemacht. Querschnitt der Dichtungsringe dreieckig, rechteckig oder trapezförmig. Der außen liegende Dichtungsring erhält häufig eine Lage weicher Packung als Zugabe.

Reibung zweckentsprechend angeordneter Metallpackungen 1,5 °/₀—3 °/0 der Gesamtreibung der Maschine.

Flansch der Stopfbüchsenbrille rechteckig oder rund für 3 oder 4 Stopfbüchsenschrauben, häufig mit gemeinsamer Nachstellvorrichtung für sämtliche Schrauben versehen. Entwässerung durch eine mit Hahn versehene Bohrung der Stopfbüchse.

Abb. 54.

Abb. 53.

II

11

it

r'

ZV'.

iii

fei

11

lia

CCJJ

Philadelphia -Packung.

United States Metalic-Packing Co.

c) für die Stopfbüchsen schnellaufender Maschinen kann angenommen werden

l = ~ 2,7 • rf,

8/ = ~ 0,35 • d, 8, == - 0,3 • d,

Metallpackungen sind in außerordentlich verschiedenen Ausführungen vorhanden, Abb. 52—54 und Tafel 33, Abb. 15, 16, Tafel 56, Abb. 10, 11 zeigen einige Konstruktionen.

w — ~ 0,25 • d: ~ 0,6 • d.

(185)

30    35

40

45

Zahlentafel

3. Verhältnisse der Abmessungen

Stangendurch

Nr. 40.

für Stopfbüchsen mit weicher Packung.

m e s s e r d mm

50

55

60

65

70

80

90

100

110 ! 120

130

140

150 I 160

170

180 I 190

200

Packungsraum.

Wandstärke :

= 0,55 • Vd -f- 0,35 cm. | = 0,6 • Vd bis 0,8 • Vd I

Länge:

l = 3*l^d-}-2cm....l bis l — 4 • Vd 4- 3 cm..../ Durchmesser:

D = d -f-1,3 'Vd....y bis D = d + 1,6 . Vd ... \ Packungsdicke:

b = 0,65 • Vd bis b = 0,8 • Vd .

12—15

70—90

50—58

.1

10—14

12—15

14-16

15—17

15—18

15—18

17—20

17—20 18—21

18—23

20—24

20—25    22—26

24—28    24—28

26-30

28—32

30—32    30—34    30—35    30—35

32-36

75—100 80-110 85—115

59—65 66-72

90—120 90—125 95-130 95—130100—135

105—140

110—150

115—160120—165 125-170130-175135-190140—200145-220 150—230160—250 170—260

180-280

73—79 80—86 85—93 92—100 99—105 104—111106—122

12-15 13-16 14—17 15-18 15-19 16-20 17—20

17—21

18—22

128—138 140—150152—162 164—176

19—24    20—25

21-26

22—28

176—188 188—200 200—212 212—222 224—236 236—244 248 -260

260-272

23—29

24-30    25—31

26—32    27—33    28—34    29—35    30-36

Grundbüchse.

Wandstärke: tvl = 0,6 — 1,2 cm.... = 0,35- Vd-4-0,25. Länge: li = 1,5 • Vcf bis 2,5 • VH. InnererDurchmesser: Dx = dbisd 4- 0,25 cm........

O0 05

CO 05

CO -J

10

10

10

10

CO o

M- h-* tO O

O CM

rH rH

O CM

rH rH

O CM rH rH

h-Ł tO O

M- M-

O

O rH rH rH

h-*- h-Ł

O

O tH rH tH

CM O

rH rH

CM lO

rH rH

CM lO

rH rH

25—40 28—45 30-50

32-54 35-55 35-55 40-60 50-65

55—65    55—70

60—75    65—80    65—85    70—85    75-90    75-95    80-100 85-100 85—110 90-110 90-110 90-110

30,25    35,25    40,3

40,3    50,4    50,4

60,5    65,5

70,6    80,7

90,8    100,9    110,9    121

131

141,5    151,5

161,5    171,5    182

192

202

Stopfbüchsenbrille.

Länge:

- 2,7 • Vd -j-1,8 cm | bis = 3,3 • Vd -f 2,2 cm | Aeußerer Durchmesser:

X>₂ = D — 0,5 cm .... bis D₂ = D — 0,2 cm .... Flanschstärke:

8/ = 0,6 • Vd -j— 0,9 cm Metallbüchse in der Brille:

60—80

65—90 70-90

18—20 20—22 22—24

80—110 90—120 95—120 95—120 95-120 100—130

120-140    130—160

140-170140—170150—190 160—190180—210

200- 220 210—230 220—240 220—250 230—290 240-320

22—24 24—26

24—26 24—26 25—28

26—28

28-30

28—30

28—30

30—32

30-32

30—32

32-34

32—34    34—36    34—36    34—36    36—38    38—40

Wandstärke: w2 — w, .......

10

10

10

10

10

CM O

rH rH

O ÏNO

12

12

12

14

14

10

10

10

10

10

^    O

rH    T-*

T* O rH rH

T* O rH h

lO    CM

Ti    tH

O

tH tH

h-*    h-L

«NO    Ol

Schrauben.

An zahl :

n = 0,12 • d + 2 ..

Aeußerer

Durchmesser:

8, =0,14- 'j/(D2 oder :

— d²) • —

n

0,5 • Vd -f 0,6

Entfernung von Mitte SchraubebisStangen-mitte:

1,5 • d bis e = 1,75 • d

⁵/s"

⁵/e"

⁵ls

³IV

3/4"

3/4"

1"

1"

l"

1"

lVs"

lVs"

lVs"

IV4"

IV4"

IV4"

cm

30—35 32—34 36—40 38—42 45—50 48—52 50—55 52—58

57—63

62-66

67-70

76-82

82—87

88-92

90—97

98—105 105—110108—115 117—125 122—130 127—135

132-140

'

m

e

.A

.....i

~r.

' •!

■

■

■

Sechster Abschnitt.

Zylinderarmatur und Dampfleitung.

1. Manövrierventile.

a) Unentlastete Ventile.

Einsitzige Ventile. Der Dampf wirkt unter den Ventilkegel, nur für kleinere Durchmesser verwendbar.

Abb. 55.

Abt). 56.

-310f

IT

-•M

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"340

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I

TI

!w|

TI

iO

w.

mm

D oppelsitz ventil.

Einsitziges Ventil.

b) Entlastete Ventile. o) Einsitzige Ventile (Abb. 55).

Häufig kleines im Hauptventil angeordnetes Entlastungsventil, das durch besondere Spindel (durch die hohle Spindel des Hauptventils hindurchgehend)

vor dem Eröffnen des Hauptventils geöffnet wird, dabei tritt Dampf unter das Ventil zur Entlastung.

Der Dampf tritt über das Ventil; letzteres ist zylindrisch im Ventilhals eingepaßt, jedoch mit so viel Spielraum, daß der Dampfdruck sich oberhalb des Ventilkegels fortpflanzt und das Hauptventil und das in seinem Sitze angeordnete Entlastungsventil niederdrückt. Wird letzteres durch Spindel und Handrad gehoben, so entweicht der oberhalb des Kegels befindliche Druck und der große Kegel hebt sich durch den Dampfdruck von selbst, ohne die Spindel zu belasten.

Abb. 58.

— 90

Abb. 57.

1000

re

ta

roo

-51

CO

•'TO

23

Abb. 57, 58: Doppelsitz ventile.

ß) Zweisitzige (Doppelsitz)-Ventile (Abb. 56—60).

Große Doppelsitzventile beeinflussen die Geschwindigkeit der Maschine bei kleiner Fahrt schon bei geringer Ventilöffnung. Daher werden häufig besondere kleine Manövrierventile oder Schieber parallel zum Hauptventü angeordnet. Das obere Ventil ist einige mm größer als das untere. Doppelsitzventile sind schwer dicht zu halten.

Sehr gut bewährt hat sich für große Doppelsitzventile die Anordnung einer Scheibe aus gewalzter Bronze über dem oberen Ventilkegel, so daß sie gerade den oberen Sitz berührt, wenn das untere Ventil noch ~ 5 mm von seinem Sitz entfernt ist (Abb. 60).

■y) Rohrschieberventile mit Schlitzen im Ventil und Sitz, die nach unten spitz zulaufen, so daß bei geringer Erhebung sehr geringe Dampfmengen in den Schieberkasten treten (Abb. 61). Ventil Patent Strnad (Abb. 62) mit Entlastungsventil, Ventilkörper b etwas verschiebbar, h Hülfsdampf, u Umsteuermaschine, r Reserve. Weitere Entlastungsmittel sind: Anordnung von Entlastungskolben (nicht bewährt), Ausbildung der Ventile als hohle Kolben usw.

c) Abmessungen.

Abb. 59.

Abb. 60.

Abb. 62.

Z5

frV

Abb. 59, 60: Doppelsitzventile.

,\\

1 \ \

ti

cn

Abb. 61.

-g__&

i-36^^4

m:

h;

Bezeichnungen.

Rohrschieberventil.

d Durchmesser des Zaleitungsrohrs, mm,

D Stündlich erzeugte Dampfmenge, kg, cd Dampfgeschwindigkeit, m,

H Heizfläche des Kessels, qm, m Stündlich erzeugte Dampfmenge auf 1 qm Heizfläche, kg,

Ventil von Strnad.

Y Gewicht von 1 cbm Dampf, kg, p Dampfdruck, kg/qcm,

6 Kerndurchmesser der Spindel, cm, kz, Jct Zulässige Zug- bzw. Drehungsbeanspruchung der Spindel, kg/qcm.

a) Durchmesser. Unter der Annahme, daß aller in den Kesseln erzeugte Dampf durch das Ventil hindurchströmt, hat man:

(186)

1000 000    3600 • •/ '

to hs

Da D = m • H, y = ~    , so folgt unter Berücksichtigung der Vergrößerung

des Querschnitts um — 0,25, wegen der Bewegungsstörungen im Ventil:

Hierin ist für:

m • II

cd‘P

cm.

(187)

Handelsdampfer Schwergebaute Kriegsschiffe | Leichtgebaute Kriegsschiffe

27—36

ß) Hub:

f) Wandstärken:

40—55

h = 1.25—1.3 • d.

45—50

d -p

2 • kz

+ c mm.

(188)

Gußeisen für p5^12

Stahlguß

Bronze

ke kg/qcm c mm

Flanschenabmessungen vgl. S. 103, Zahlentafel Nr. 43.

Zahlentafel Nr. 4L

Wandstärken von Ventilgehäusen.

100

350—375

10

250—275

kg/qcm

Material

Durchmesser mm

50

100

150    200

250    300    350    400

Gußeisen.....

Stahlguß.....

Bronze .......

11

11

11

13

6,5

12

14

12

16

7,5

12

17

13

19

8,5

13

21

14

10

Gußeisen.....

Stahlguß.....

Bronze .......

10 12 11 11

hH 03 tH iH

Ol

iO

«O ÎO 00

r-l tH

h-*- M-

CO 05 GO

HHhS

0^0

M- M- tO ^ tO

^ lO t—1 03 i—1 i-i

Ol

10 Gußeisen Stahlguß Bronze ..

12

Gußeisen.....

Stahlguß Bronze ......

HHO I 03 tH CO

tH tH I rH iH i—I

CO 03 U- I rfl 03 !>•

HH    HH

Ol

03 ï>- I t>- CO GO

HH    Hrt

Ox

GO CO Ci 0^0 HH I 03 tH t-1

tH O I CO VO rH 03 tH i—l I 03 tH t—1

»-»• fcO I M- M- fcO tO Ol Ci I M- Ol 00

CO O 03 I Ci CO CO 03 i—1 i—1 I 03 tH tH

14

Gußeisen.....

Stahlguß.....

Bronze .......

11

12

13

14

10,5

15

12

16

17

18

13,5    14,5    16

16

Gußeisen Stahlguß Bronze ..

12

13

8,5

14

9,5

15

11,5

16

13

17

14,5

18

16

19

18

18

Gußeisen .... Stahlguß Bronze ......

12

13

8,5

14

10

15

12

17

14

18

16

19

17

20

19,5

Gußeisen.....

Stahlguß.....

Bronze .......

12

13

15

10,5

16

13

17

15

19

17

20

22

18,5    21

Abb. 63, 64: Hilfsschieber.

Hierin kann angenommen werden für:

Stahl

8) Einzelheiten.

Sitzfläche

Flügel

Ventilsitz

Spindel

Handrad

eben

konisch

Länge

Stärke

Höhe

mittlere

Stärke

Stärke im Gewindekern

Durchmesser

4+3

75

0,5 bis 0,6 -d

h!ö+⁴

r+20 A + «

~5

4 + 12

1,5 • d + 100

Es ist zu empfehlen, die Beanspruchung der Spindel auf Zug und Verdrehung zu kontrollieren, letzteres für den Fall, daß das niedergeschraubte Ventil mit Gewalt weiter festgesetzt wird, wofür ~ 100 kg Drehkraft am Handrad anzunehmen sind.

Abb. 63.

Für den Gewindekerndurchmesser 8 hat man auf:

Zug:

8 = 1,05 • d ■ Verdrehung:

j/~ cm.

T Kz

(189)

cm.

(190)

Abb. 64.

11

>1

Je /.te

fl

Geschmiedete Bronze

400—600 kg/qcm 300—400    „

200—400 kg/qcm 150 - 300    „

2. Hilfsschieber.

a) Anordnung.

dampfrohr.

Rund- oder Flachschieber mit absperrbarer Dampfzuführung vom Haupt

Ein Schieber für die Schieberkasten des Mittel- und Niederdruckzylinders, durch einen Hebel bewegt, oder je ein Schieber für jeden Schieberkasten. Anzuwenden für Füllungen nicht unter 50°/₀—60 °/₀ (Abb. 64). Bei kleineren

Füllungen je ein Hilfsschieber für Mittel- und Niederdruckzylinder, mit Dampfzuführung über oder unter den Kolben und übereinstimmender Bewegung der Handhebel mit der beabsichtigten Bewegung des betreffenden Kolbens.

b) Durchmesser d der Zuführungsrobre, bei Dampfzuführung in die Schieberkasten:

d = ~ 0,03 • Dh ■ ]/ cm,

(191)

bei Dampfzuführung über bzw. unter die Kolben:

d = ~ 0,02 • Dh • y cm.

*) Bei größeren Mehrfach-Expansionsmaschinen mit 3 oder 4 Zylindern ist es unter allen Umständen zu empfehlen, Hilfsschieber an den Mittel- und Niederdruckzylindern anzuordnen, da bei Einleitung des Hülfsdampfes in die. Schieberkasten unter Umständen erst ein Rückwärtsschlagenlassen der Maschine erforderlich werden kann, um Anspringen zu ermöglichen.

Der Hilfsdampf ist über oder unter diejenigen Kolben einzulassen, deren Kurbeln um mindestens 30° in der Vorwärtsrichtung über ihrem oberen oder unteren Totpunkt gedreht sind.

3. Zylindersicherheitsventile.

Bezeichnungen.

§ bzw. a Durchmesser bzw. Seite des Federdrahts, cm,

f Zusammendrückung der Feder unter P kg Belastung, cm,

i Anzahl der vollen Windungen, lct Zulässige Materialbeanspruchung, kg/qcm, G Modul der Schubelastizität, kg/qcm, p größte Belastung des Sicherheitsventils, j °m mittlere Kolbengeschwindigkeit, m,

Dn Zylinderdurchmesser.

Material für die Ventile Bronze, für die Sitze Bronze oder Nickel, Gehäuse Bronze, Stahlguß, Gußeisen.

a)    Anordnung. Sie sind anzubringen in oder auf dem Zylinderdeckel und Boden. Da durch die Sicherheitsventile der Niederdruckzylinder möglicherweise Luft in die Zylinder gelangen kann, wird die Ventilbelastung häufig von außen regulierbar gemacht.

Ferner an den Mittel- und Niederdruckschieberkasten, wenn in diese direkt Hilfsdampf geleitet werden kann; der abgeblasene Dampf wird bei engen Maschinenräumen häufig in die Kurbelbilge geführt.

Außerdem an den Dampfmänteln, meist in den Maschinenraum ausblasend.

b)    Genügend großer Durchmesser der Sicherheitsventile:

d Durchmesser des Sicherheitsventils, cm, h Hub, cm

b Breite der Sitzfläche, cm,

A mittlerer Durchmesser der Ventilfeder, cm, P Gesamtbelastung, kg

Ph, Pmi Pn größter Dampfdruck in den Zylindern, kg/qcm,

kg/qcm,

I Dh, D

mi

Dn

20 • V cm

(192)

Meist findet sich d etwas größer.

Hochdruckzylinder

Mitteldruckzylinder

Niederdruckzylinder

Du

Dh

TT bis 16

bi«

13 DlS 20'

his RjP

15 Ö 25

*) Eingehende Darstellung der Momente beim Anspringen, vgl. Bertin-Wilda, Der Schiffsmaschinenbau, S. 185—192, Gebrüder Jänecke, Hannover 1901.

Hub der Ventile:

h = ~ 0,3 • d (von 0,125 • d bis 0,5 • d). Breite der Sitzfläche der Ventile:

b — ~ 1,5 bis 2 mm. c) Gesamte Ventilbelastung.

Ventilbelastung p kg/qcm:

(193)

(194)

TT

P = —r- • p • (d + by kg, d und b in cm.

(195)

Ho chdruckzy linder

Mitteldruckzylinder

Niederdruckzylinder

ph -F 2 bis 4 kg/qcm

pm -f- 2 bis 4 kg/qcm

pn-\- 1,5 bis 2 kg/qcm

d) Ventilfedern, Querschnitt rund oder quadratisch.

Querschnitt

Belastung

der

der

Feder

Ventilfedern

Durchmesser 8 bzw. Seitenlänge a der Feder

Zusammendrückung f Kleinste Länge l im belasteten Zustand

der

Ventilfeder

Kreis

0,39 -bs -kt ~ d    r,~

x-p-(^+&)²

1,26-

i/A • ® • W 4-6,28 • * • A³-• (d-\-b)² l—i • (8 + 0,2) — 0,2

y—kt—T    v-g

(196)

(197)

(198)

Quadrat

0,48 • a³ • kt

ft.

a = 1,24 -

UM Pi

'S

S/A.p.(d + byf

ht

4,4-f &)» l=i-(a-j- 0,2) — 0,2

In obigen Formeln ist zu setzen:

Material

kg/qcm

kg/qcm

Schweißeisen.....

Weicher Stahl Gehärteter Stahl.. Gußstahl, weich ..

gehärtet

Kupfer.

Messing Gewöhnliche Bronze Phosphorbronze.....

1400-1500 1800—1900 3500-4000 4500—5000 10000—11000 200—220 360—400 280—300 1000—1100

740000 828 000 828 000 828 000 914 000 393 600 239 000 253 000 369 000

Die Federn werden in der Regel auf den doppelten Betriebsdruck geprüft.

Beispiel. Für den Hochdruckzylinder einer Dreifach-Expansionsmaschine vom Durchmesser Dh = 450 mm, dem größten Dampfdruck im Zylinder p = 12 kg/qcm, sind die Hauptabmessungen des Sicherheitsventils zu ermitteln, gewählt die Sitzbreite 6 = 1,5 mm.

V entildurchmesser :

Bh 450

13

, ₀ = ~ 35 mm, lo

Ventilhub:

h = —— = 12 mm = f,

Belastung des Ventils:

P=( 12 + 3 •) -J • (3,5 + 0,15)² = - 162 kg.

Durchmesser der kreisförmigen Feder A = 3 cm, kt = 2000 kg/qcm (Stahl).

8 = 1,26

l/ 3 • (12 + 3 •) 3,66² A Q-.

V- 2000    - = -0,8ocm,

Anzahl der Windungen:

0,85⁴ • 828 000 • 1,2 6,28 • A³ • (v + 3) (d + 6)2 — 6,28 • 3³ • (12 + 3 •) (3,5 -f 0,15)

i = 15.

Länge der zusammengedrückten Feder l = 15 • (0,8 + 0,2) — 0,2 = 14,8 cm, Länge der nicht zusammengedrückten Feder 14,8 4- 1,2 = — 16 cm.

4. Entwässerung.

a)    Zylinder. Hähne am Boden und Deckel des Hochdruckzylinders, bei den übrigen Zylindern nur am Boden.

b)    Schieberkasten, an den tiefstgelegenen Punkten des Kanals zu ent

wässern.

c) D a mp f mante 1, ebenfalls vom tiefsten Punkt aus zu entwässern.

Die Ableitung des Kondenswassers entweder direkt in den Speisepumpensaugeraum oder den Haupt- oder Hilfskondensator, häufig unter Einschaltung Wassersammlern mit Wasserstand und Entwässerungsventil, das so ~v regulieren ist, daß der Sammler etwa zur Hälfte voll Wasser steht,

Die Entwässerungshähne des Niederdruckzylinders erhalten häufig Rückschlagventile, um das Ansaugen von Luft zu vermeiden, die in den Saugraum der Speisepumpen führenden Hähne ähnliche Einrichtung, um Wasseransaugen zu hindern.

Durchmesser d der Hähne, meist für alle Zylinder dieselben. d = — 0,5 vom Durchmesser der Sicherheitsventile der betreffenden Zylinder.

Man findet häufig:

von

zu

d = ~ 0,9 • V Dn d 50 mm.

mm,

(199)

für einen Hahn:

5. Indikatoranschluss, Tafel 29, 30, 31, 46.

Lichter Durchmesser mindestens ¹/₂/ .

Der Indikatorhahn sollte wenigstens einen freien Querschnitt von f —d-bis 1,1 • d² besitzen, wenn d den Durchmesser des Indikatorkolbens bedeutet. Der Durchmesser 5 des Indikatorrohrs mindestens:

8 = 1,4 • d bis 1,5 • d.

Bei der Anordnung des Indikatoranschlusses ist darauf zu achten, daß die Bohrungen vom Kolben nicht überdeckt werden können, ebenso soll ein Ausmünden der Bohrungen in Dampfkanäle vermieden werden. Besonders für schnellaufende Maschinen sollten für Boden und Deckel je ein besonderer Indikator verwendet werden, da bei Anwendung nur eines Indikators an der Deckelseite, wie meist üblich, die Bodendiagramme oft wesentlich beeinflußt werden, besonders wenn die Leitung zu eng genommen wird.

(200)

II. Dampfleitung.

Bezeichnungen.

d Dampfrohrdurchmesser, dx, d₂ Durchmesser von Zweigleitungen, ct, d" Durchmesser der Hilfsdampfrohre, da Durchmesser der Abdampfleitung der Hilfsmaschinen,

Dn, Dn Durchmesser von Hoch- bzw. Niederdruckzylindern,

1. Material.

a) Anforderungen an die Festigkeit der Rohrmaterialien.

Q stündlich durch die gerade Rohrleitung strömendes Dampfgewicht, kg.

L Länge der Rohrleitung, m,

Y Gewicht von 1 cbm Dampf, kg.

Zerreißfestigkeit

kg/qcm

Zulässige Anstrengung Dehnung kg/qcm

Bronze

für Ventile, Flanschen, Formstücke

2000

250-450

15

Kupfer für Rohre

2100

200-225

35

Schweiß eisen für Rohre und Flanschen

3400 (Längsrichtung) 3200 (Querrichtung)

250—275

12

Flußeisen

für Rohre und Flanschen

4500

350—375

22

Stahlguß

für Ventile, Flanschen, Formstücke

b)    Kupferrohre gezogen oder überlappt, gelötet mit Schlaglot, zur Hälfte aus Kupfer, zur Hälfte aus Zink bestehend (manchmal ¹/₂ °/₀ Zinnzusatz), gerade Rohre, außer in den größten Abmessungen mit einer Lötnaht.

Kleine Kupferkrümmer aus geraden Rohren hergestellt, große aus zwei Blechen mit zwei gelöteten Nähten, von 1 bis 2 Nummern größerer Blechstärke.

Jetzt meist Kupferrohre bis 175 mm Durchmesser aus nahtlosen Rohren, die auch zu Krümmern gebogen werden.

Auf Kriegsschiffen werden gezogene Kupferrohre in der Regel nur bis 40 mm Durchmesser verwendet.

Flanschen für Kupferrohre etwa 85 Teile Kupfer und 15 Teile Zink.

c)    Schmiedeiserne Rohre, überlappt, geschweißt, über 75 mm Durchmesser nur in geraden Stücken zu verwenden. Aus gewalzten Platten oder Streifen hergestellt. Außer bei den größten Abmessungen erfolgt das Schweißen in einer Hitze. Wird Biegen erforderlich, so ist bis 150 mm Durchmesser mindestens ein Krümmungsradius vom dreifachen, bis 300 mm vom vierfachen Durchmesser innezuhalten.

d)    Flußeisen-(Stahl)rohre. Gezogene Rohre bis 150 mm Durchmesser, größere geschweißt. Größere Durchmesser überlascht geschweißt, mit auf genieteter Lasche über der Schweißnaht. Die Nähte werden durch Wassergasflammen erhitzt und in einem Schlage geschweißt.

Gezogene Stahlrohre können bis 120 mm Durchmesser kalt, mit Blei gefüllt, zu mäßigen Kurven gebogen werden.

2. Durchmesser der Dampfleitungen.

a) Hauptdampfleitung.

Dampfgeschwindigkeit 30—40 m, vgl. S. 81, Zahlentafel 37.

Durchmesser :

3800

300—350

20

d=zv- yA.

Cm

(201)

Wilda, Die Schiffsmascbinen.

Zahlentafel Nr. 42.

Hauptdampf rohr, Durchmesser für Dh~ 1.

Kolbengeschwindigkeit, cm

Dampfgeschwindigkeit, m

25

30

35

40

45

2,0

2,2

2,4

2,6

2,8

3,0

3,2

3,4

3,6

3,8

4,0

4,2

4,4

4,6

4,8

5,0

5,2

5,4

5,6

5,8

6,0

0,283

0,296

0,310

0,323

0,335

0,346

0,358

0,369

0,380

0,390

0,400

0,410

0,420

0,429

0,438

0,447

0,456

0,465

0,472

0,481

0,490

0,258

0,270

0,283

0,296

0,306

0,316

0,326

0,336

0,346

0,356

0,366

0,374

0,383

0,392

0,400

0,407

0,416

0,424

0,432

0,440

0,447

0,239

0,251

0,262

0,272

0,283

0,293

0,302

0,312

0,320

0,329

0,338

0,346

0,354

0,363

0,370

0,378

0,385

0,393

0,400

0,407

0,414

0,224

0,234

0,245

0,255

0,264

0,274

0,283

0,291

0,300

0,308

0,316

0,324

0,332

0,339

0,346

0,354

0,360

0,367

0,374

0,381

0,387

0,211

0,221

0,231

0,240

0,249

0,258

0,267

0,275

0,283

0,290

0.298

0,305

0,312

0,320

0,327

0,333

0,340

0,346

0,353

0,359

0,365

0,200

0,210

0,219

0,228

0,236

0,245

0,253

0,260

0,268

0,276

0,282

0,290

0,297

0,304

0,310

0,316

0,332

0,329

0,335

0,340

0,346

b) Sind Zweigleitungen vom Durchmesser dx von den einzelnen Kesseln vorhanden, die sich vor der Maschine zu einer Leitung vom lichten Durchmesser d vereinigen, so sind obige Werte, um dx zu erhalten, mit folgenden Faktoren zu multiplizieren:

d = a • d.

Anzahl der Zweigleitungen

CO

o,

GO

0,74

0,61

0,53

0,47

0,43

0,40

0,38

c) Ist das minütliche Dampfgewicht Q kg bekannt, welches durch die gerade Dampfleitung mit 30—40 m Geschwindigkeit hindurchströmen soll, so läßt sich für Schiffsmaschinen mit Berücksichtigung des Druckabfalls vom Kessel zur Maschine sehr angenähert setzen:

Q = 0,49 • d³ • ]/-

(202)

L-(d+ 9,14) ‘

Der Rohrdurchmesser d läßt sich leicht durch Probieren ermitteln.

Bei dem Vorhandensein von Krümmern ist für jeden Krümmer L um 40 d zu vergrößern, für jedes in die Leitung eingebaute Ventil um 60 d. außerdem ist es zweckmäßig, dem Widerstand beim Eintritt in das Rohr durch eine weitere Vergrößerung von L um 60 • d Rechnung zu tragen.

Beispiel. Durch eine gerade Rohrleitung von L = 10 m Länge sollen minütlich Q = 900 kg Dampf mit 35 m Geschwindigkeit unter einem Dampfdruck von 11 kg/qcm Ueberdruck hindurchströmen. Hierfür ist 7 = 6,063 kg/cbm.

Dann ergibt sich nach Gleichung (202):

900 = 0,49 • d³ ;

6,063

10- (rf + 9,14)'

Dieser Gleichung wird für d — 24 cm Durchmesser Genüge geleistet, da die rechte Seite ~ 910 ergibt. Sind in die Rohrleitung 2 Krümmer eingeschaltet, so folgt mit Berücksichtigung des Widerstandes:

900 = 0,49 • d³ •

V-

6,063

(L + 140 -d) {d 4- 9,14) ‘

d — 33 cm.

Hieraus folgt:

d) Dampfzuführung zu den Zylindermänteln.

Dampfentnahme entweder vom Hauptdampfrohr durch das Absperrventil oder vom Hochdruckschieberkasten, wobei der Druck durch Reduzierventile so weit zu vermindern ist, daß er etwas höher wird, als der größte Arbeitsdruck in dem betreffenden Zylinder.

Druck im Mantel:

Kesseldruck

Druck im Hochdruckmantel Druck im Mederdruckmantel

5—6 kg/qcm

8—9

10—12 kg/qcm 12-17    „

2— 2,5 kg/qcm

3- 3,5    „

Mantels.

Dampfeintritt in den Mantel im oberen, Austritt. im unteren Teil des

Durchmesser des Zuführungsrohrs 13—25 mm.

In die Ueberströmrohre von einem Mantel zum folgenden sind Absperrventile und Reduzierventile einzuschalten. Am Mantel werden in der Regel Manometer angeordnet.

e) Abdampfleitung.

d = Dn-

V- ■

(203)

Werte für cm vgl. S. 41, für cd S. 81.

Gemeinsame Abdampfleitung der Hilfsmaschinen, in welche die einzehien Abdampfleitungen der Hilfsmaschinen von den Durchmessern dt, d₂₎ d₃ usw. einmünden.

Durchmesser :

da — ~ 0,95 • (d, -\- d₂ d₃

Hierin sind dt, d₂ usw. etwa 20°/o größer als die betreffenden Frischdampfleitungen zu wählen.

f) Hilfsdampfleitung für Pumpenbetrieb und Hilfsmaschinen.

d = 0,8 bis 0,85 • {d' + d" + d'" + ... ),

worin d\ cT, d"' usw. die Durchmesser der Frischdampfrohre der angeschlossenen Hilfsmaschinen sind.

3. Rohrwandstärken.

Durchmesser:

)■

(204)

(205)

Bezeichnungen.

d lichter Rohrdurchmesser, mm, 5 Wandstärke, mm,

p größter Betriebsdruck, kg/qcm, c Konstante, mm,

a) Zusammenstellung der üblichen Formeln für die Berechnung von Rohrwandstärken für hochgespannten Dampf.

Deutsche Marine

Englische Marine und

Board of Trade

Französische Marine

Amerik. Marine

Kupferrohre

Schmiedeisenrohre

gelötet

gezogen

geschweißt

Stahlrohre

Siemens-Martin-Stahl

gezogen

oder geschweißt

p- d

400

400’

422

500

450

+ 1,5, d > 200 8

d >125

p-d

400

F 1 bis 2

700

800

-j-1 für<Z<200

für d > 200

+ 1,6

422

+ 0,75

_P- d

570

422’

500

für 8 > 6

^ CM • CO

+ 2,5

-f- 2 bis 3    8

700

2 bis 3

+ c, p = 10-12 8

500

c, p = 10-12

400

+ c, = 12—1418 =

450

+ c,j> = 12-14

c= l für d< 50 c = 1,5 „ d== 50-100 c — 2

P'd

562

+ 1,6

3=^

703

+ 3,2

(206)

Laschenstärke für Stahlrohre: 8t = S + 1,5 mm.

b) Abdampfrohre, Kupfer.

8 =

5 = 0,2-1/T

4. Verbindungen der Rohrleitung.

a)    Rohrverschraubungen kommen nur für Rohre bis höchstens 25 mm Rohrdurchmesser in Betracht.

Kleine aufgeweitete Zwischenraum mit Lot ausfüllt.

b)    Flanschenverbindungen (Abb. 65—72).

ct) Material: Metall, Stahlguß. Geschmiedete oder hydraulisch gepreßte Aufwalzflanschen im allgemeinen billiger als Stahlgußflanschen, für Kupferrohre Metallflanschen, für Stahlrohre sind die Flanschen aus dem Ganzen zu schmieden, Schweißung an Stahlflanschen unzulässig.

ß) Befestigung der Flanschen auf dem Rohr.

Kupferrohre. Auflöten über 200 mm Rohrdurchmesser, außerdem Vernietung.

Schmiedeiserne Rohre. Aufschrauben, Aufschweißen oder Aufwalzen.

Aufschweißen ist zuverlässig schwierig ausführbar und ist an der Montagestelle nicht möglich, Auflöten ist zu vermeiden.

Wandstärke:

d i -,

^- + 1 mm

100

(207)

oder:

mm.

Kupferrohre werden auch dadurch verbunden, daß man das Ende des einen über dasjenige des andern schiebt und den

aufgewalzt.

Stahlrohre, Flanschen, aufgeschraubt, aufgeschweißt, vernietet oder

Abb. 70.

Abb. 65.

Abb. 66.

Gestalt der Dichtungsfläche glatt oder mit eingedrehter Nut und Feder, letztere mit — 1 mm Spielraum an jeder Seite der Feder.

Abb. 67.

Abb. 68.

mlP

WvX^

22

y) Form der Flanschen, feste Flanschen oder feste Bordringe mit ein oder zwei losen Flanschen in verschiedenen Ausführungsformen (Abb. 65—72).

Abb. 69.

Abb. 71.

a ™

Abb. 72.

JHL

Abb. 65—72: Flanschenverbindungen.

o) Abmessungen der Flanschen.

1. Bei der Vielgestaltigkeit der im Handel vorkommenden Flanschverbindungen und da allgemein gültige Normalien sich nicht eingeführt haben,

Kupferrohre

Metallflanschen

d lichter Bohr dur chmesser

sind in folgendem eine Anzahl von Formeln für Hochdruckflanschen zusammengestellt, die genügende Abmessungen ergeben.

Stahlguß fl anschen, geschmiedete Flanschen aus Schweiß- oder Flußeisen

aufgelötet

aufgelötet und vernietet

aufgewalzt, aufgeschraubt, fgeschweißt

Flansch dur chmesser D

D = 1,25 • d + 75 mm

D = 1,3 • d A 100 mm

Flanschdicke 8

8 = 0,9 -Vd-{-10 mm bis Vd-F 10 mm

Ô = 1,5 • Vd + 5

mm

(209^

D —1,62.8, — 12

(210)

Schraubenkreis-Durchmesser Dx

D = 1,62 • 8S — 10 mm

Anzahl der Schrauben¹) i = 0,8bis0,9 • Vd i = 0,8 bis 0,9 • Vd

i = 0,7- VdhisVd¹) (211)

Schraubendurchmesser Ss n — Anzahl der Achtel Zoll

8, > Va"

<S> Co

= 0,24 • 8 mm = 0,75 • 8 mm

cp /

= 0,24 • 8 mm = 0,75 • 8 mm

n = ~ 0,3 • 5 mm 8S = ~ 0,8 • 8 mm

Î. ^ Va", 8, S lVs"

(212¹

Nietdurchmesser 8„

8m = 8,-3/₈"

5« = 8s-3/₈”

(2131

Kleinste Stärke des aufgelöteten Flansches s

s = 0,45 • 8Ä

s = 0,45 • 8S

s = ~ 0,6 • 8S

(214)

Stärke des Flansches am Niet sr

= s -f- 2 mm

(215)

2. Niederdruckflanschen für p < 4 bis 5 kg/qcm:

Flanschdurchmesser . .

Flanschdicke........

Anzahl der Schrauben Durchmesser der Schrauben .. 8S — ¹/₈"

0,9 bis 0,95 • D der Hochdruckflanschen, 0,75 • 8

0,75 • i    »    »

Durchmesser

Beanspruchung bei 20 kg/qcm Arbeitsdruck

nach Ausführung

im Kern

1"

bis 240 kg/qcm „ 310 „ 335 » 415 „ 445 „ 485

??

40 kg/qcm

65

100

150

210

300

Schrauben unter ⁵/₈" sollten in Flanschen von Hochdruck-Dampfrohr-leitungen nicht verwendet werden. Anzahl der Schrauben gerade, möglichst durch 4 teilbar.

Schraubendurchmesser Schraubenlöcher.....

⁵/s" ² 3/" ⁷/s"    1" IVs"

17

24    28    32 mm

4. Als Anhalt für die Abmessung von Flanschenrohren kann Zahlentafel Nr. 43 dienen.

Zahlentafel Nr. 43.

Verhältnisse von Flanschenverbindungen.

Für Dampfdrücke bis

Für Dampf- Für Dampf- Für Dampf- Für Dampfdrücke bis drucke bis    drucke bis    drucke bis

3,5 kg/qcm 7 kg/qcm 20 kg/qcm 3,5 kg/qcm 7 kg/qcm 20 kg/qcm

20 kg/qcm    20 kg/qcm    20 kg/qcm

Rohr-    Flanschen-

durchmesser durehmesser

mm

mm

Flanschst ärke

Lochkreis

durchmesser

Bolzenanzahl

Bolzen durehmesser

mm

Zoll

¹- I—L I—^ I—l

ou>ooc3aocc)aob§cîooioü>oï?-aooiâotS!<iHico§Da!o5oïf*aotooio

vH vH L— GO (N iO O H (M W »O CT)

vH vH t-H rH vH vH

178

190

203

228

241

254

311.3

330

355

406

432

458

482

508

533

584

609

635

660

680

700

720

740

760

780

13

13

14

15

15

17

18

19

20

20

20

22

24

24

24

25

25

26

28

28

30

30

32

32

33

34

34

34

34

36

36

76

82

95

108

120

127

138

149

165

187

200

210

257

282

305

343

375

400

425

450

476

527

546

565

590

616

648

673

698

724

750

vH vH vH rH vH vH vH vH vH vH vH

^I(M(M(M(M(M(MCÜCDOCPOOOOO vH vH vH vH vH vH vH vH vH vH vH vH CM C4 (74 CM

12

12

12

16

16

16

16

20

20

20

20

20

20

20

20

20

20

20

20

¹

Die größeren Werte für größere Flanschdurchmesser.

²

Flanschenschrauben.

³

Material: Schweißeisen oder Flußeisen.

5. Flanschendichtungen.

Bei glatten Dichtungsflächen kommt neben guter Abdichtung das Verhindern des Herausschleuderns der Packung in Betracht, möglichst dünne Dichtungen sind vorzuziehen oder es ist Dichtungsmaterial ganz fortzulassen und die Dichtung nur durch Aufschleifen der Flanschen zu bewerkstelligen, was sich bei sorgfältiger Arbeit gut bewährt hat.

In Verwendung sind:

Gewellte Kupferringe, die aber nur im warmen Zustand gut anhegen, in die Vertiefungen wird häufig eine Dichtungsmasse aus Asbest und Graphit eingebracht. Für überhitzten Dampf sind Stahlplatten vorzuziehen.

Gewellte mit Asbest umgebene Metallringe.

Gummi mit Drahteinlage ist bei Temperaturen über ~ 40° 0. nicht zu verwenden.

a) Federnde Flanschendichtungen, Metallringe, am Umfange mit federnden ineinander greifenden Lappen versehen, die gegenseitig übereinander greifen und mit Asbestschnur umschlungen sind.

Für Drücke bis 8 kg/qcm genügt einfache gummierte oder mit Leinöl getränkte Asbestpackung, Drahteinlage und Mennigkitt.

In Nuten des Flansches eingelegter Kupferdraht kommt häufig zur Verwendung.

Zu empfehlen, aber teuer sind metallene Dichtunglinsen mit geschliffenen Kugelflächen, durch die geringe Richtungsänderungen der Rohrleitung ermöglicht werden.

b) Flanschen mit Nut und Feder (Abb. 68, 69, 70, 72) bieten Sicherheit gegen Herausblasen der Dichtung, jedoch ist ein Nacharbeiten der Flächen schwierig. Ein gutes Dichtungsmaterial ist hierfür Klingerit, während Asbestdichtungen, wegen der geringen Breite der Dichtungsflächen schwer ausführbar sind.

Als Abzweigverbindungsstücke sind Kugelformstücke aus Stahlguß sehr zweckentsprechend.

6. Verstärkung der Rohrleitungen.

Kupferne Rohrleitungen von 125 mm lichter Weite und darüber sind mit verzinktem Stahldrahttau so zu umwickeln, daß die Tauspiralen sich berühren und daß bei dem Bruche des Taues in einer Spirale die anliegenden nicht lose werden.

Für die Dicke des Taues genügen folgende Maße:

Lichte Rohrweite mm

125—150 150-200 200—250

250-300

300-350

350—400

Umfang des Drahttaues in mm

7,5

10

12,5

15

17,5

20

Die Umwicklung ist mit einem guten Anstrich von Leinölfirnis zu

versehen.

7. Umhüllung der Rohrleitungen.

Als wichtigstes Erfordernis aller Isoliermaterialien ist völlige Säurefreiheit anzusehen. In Betracht kommen: Filz, Korksteine, Infusorienerde, Asbest mit Einlage von Infusorienerde und eine Mischung von Asbestfasern und Magnesiakarbonat in Brei- oder Plattenform.

Die Stärke guter Isoliermaterialen sollte betragen für:

Rohrdurchmesser von :

50 mm

50—100 mm

100 mm und darüber

Stärke

20 „

Flanschen werden bei Verwendung gesättigten Dampfes meist frei gelassen, bei überhitztem Dampf müssen sie ebenfalls isoliert werden mit leicht abnehmbarem Blechmantel darüber. Krümmer und Stutzen mit Bleiblech zu verkleiden, ist nicht zu empfehlen.

Ueber die Isoliermassen werden Umhüllungen von verzinktem Eisenblech oder Segeltuch gelegt.

8. Expansionsvorrichtungen.

a) Die Wärmeausdehnung in mm von 0° C. bis zu der dem absoluten Dampfdruck entsprechenden Temperatur beträgt für je 5 m gerader Rohrlänge:

30

40 bis 50 mm

Material

5 kg/qcm 6 157,90 C. 164    169,5 174

10

11

12

18

14

15

16

17

18

178,8 183

187    190,6    194    197    200    203

206    208,7

Kupfer.......

Bronze......

Schweißeisen.

Flußeisen

Gußeisen

OÎ co' t-h' CO oo'

hhh

<3> tR GN tH T-t -tH H

to go cd'

H H H

M- I—¹ I—¹

05 GO 05 00

14,7

15,0

15,7

16,1

13,2

13,4

9,7

9,5

9,9

9,7

15,30

16,40

13,70

10,05

10,00

15,60

16,80

14,00

10,15

10,00

15,9

16,2

16,4

16,6

17,0

14,3

10,2

10,8

17,3

17,6

17,8

14,5

10,3

10,2

14,7

10,4

10,3

14,9

10,5

10,4

16,90

18,10

15,10

10,55

10,50

17,2

18,3

15,3

10,6

10,6

Seitliche Drücke auf die Rohrleitungen müssen vermieden werden, daher muß Kompensation der an die Hauptdampfleitung anschließenden Rohrleitungen in letzterem erfolgen. Verbindungsleitungen sind deshalb in Bogen anzuschließen.

h) Federrohrevon L-, U-, S- oder ^—Form sollten nur in Dampfleitungen bis 200 mm Durchmesser angeordnet werden, da ihre Wirksamkeit bei größeren Durchmessern wegen der größeren erforderlichenWand-stärke sehr gering wird. Außer Kompensationsbogen aus Kupfer haben sich solche aus Schmiedeeisen bewährt.

Da für Kompensationsbogen häufig der Platz fehlt, kommen

c) Exp an sions Stopfbüchsen zur Verwendung.

Um dem Gleitstück möglichst freie Bewegung zu lassen, ist die Stopfbüchse lang auszuführen und die Packung nicht zu fest anzupressen.

Un entlastete n Stopfbüchsen (Abb. 73, 74), die möglichst zu vermeiden sind, sind gegen das Herausschieben des meist bronzenen, durch Flanschen an die Rohrleitung angeschlossenen Gleitstücks am Rohrschuh zu verankern. Ebenso müssen die festen Stützpunkte der Stopfbüchsen genügend versteift sein.

Die auf das Gleitstück wirkende Ver schieb un g skr aft hat die Größe:

Q = d^

Abb. 75, 76 zeigen einige Ausführungen entlasteter Rohrstopfbüchsen.

Abb. 73.

Abb. 74.

-j

’P‘

(216)

Abb. 73, 74: Unentlastete Rohrstopfbüchsen.

Durchmesser os der i Ankerschrauben:

5, = a • d • ]/ p cm.

i =    2

<X == 0,042

CO o

CO

'Ö

CO

"o CU

4-

0,022

Z2Z&

(217)

10

12

0,02 0,018

0,016

Zahlentafel Nr. 44.

Wandstärken bronzener Gleitrohre.

Druck

Durchmesser

mm

kg/qcm

25    50    100    150 | 200    250    300    350    400    450    500

O hH tH tH rH tH tH CNt

co' ZD z£ ZO

Ol Ol Ol Ol

07 07» 07 t-H

Oh (MO

tH tH -pH tH

Ca

Oi

CO lO 07) CO t—1 tH t-H Ol

Oi

07 tG GO Oi

G0 tO tO M-OüOCi

CO CO CO ^ tH 74 CM CO

07 lO CN CO r-ł (M CO CO

Rohrstopfbüchsen dürfen nur in geraden Rohrsträngen angeordnet werden.

9. Entwässerung der Rohrleitung.

Alle Stellen der Rohrleitung, an denen sich Wassersäcke bilden können, sind mit Entwässerungshähnen zu versehen, besonders ist auf solche Teile der Rohrleitung zu achten, die zwischen zwei Ventilen eingeschlossen sind, die aber bei geschlossenen und undicht gewordenen Ventilen beim Stillstand der Maschine mit Wasser gefüllt werden können, hier sind selbsttätig

Abb. 75.

im

Lj

Entlastete Rohrstopfbüchse.

wirkende Entwässerungsvorrichtungen am Platz, wenn auch durch die Lage der Leitung selbst die Bildung von Wassersäcken nicht zu befürchten ist.

Bei Dampfleitungen von größerer Länge, die Fall nach der Maschine besitzen, ist dicht vor dem Absperrventil an der Maschine ein Wasserabscheider mit Wasserstand und Ablaßhahn anzuordnen, dessen Anschlußrohr

Abb. 76.

I!

tm.

35t;

Irai

Entlastete Rohr Stopfbüchse.

mit 0,25 des Querschnitts des Dampfrohrs völlig genügend ist. Nicht selten werden die Entwässerungsrohre der Rohrleitung in selbsttätig wirkende Kondenswassertöpfe geführt. Das Kondenswasser findet Abfluß zum Speisepumpensaugeraum oder zum Kondensator.

Besonders auf Kriegsschiffen finden sich selbsttätig entwässernde Abscheider angeordnet.

10. Anordnung der Rohrleitung,

a) H a u p t d a m p f 1 e i t u n g.

a) Handelsschiffe.

Einschraub en schiff e. Eine Leitung zur Maschine, die Abzweigungen zu den einzelnen Kesseln besitzt.

Zweischraubenschiffe. Je eine besondere Leitung für jede Maschine mit Absperrvorrichtung am Maschinenschott, zwischen beiden Leitungen eine absperrbare Verbindungsleitung.

ß) Kriegsschiffe. Jeder Kesselraum besitzt eine besondere Dampfleitung, die bis zum vorderen Maschinenschott führt, hier abgesperrt werden kann und sämtlich in eine am Maschinenschott querschiffs entlang geführte

Abb. 78.

Abb. 77.

yd

m.

Abb. 77, 78: Rohrdurchführung durch Schotte.

Leitung münden, die Abzweigungen häufig mit eingeschalteten Wassersammlern zu beiden Maschinen besitzt und die ebenfalls von der gemeinsamen Sammelleitung am Maschinenschott absperrbar sind. Letztere kann durch ein Ventil von beiden Seiten des Längsschotts aus abgesperrt werden.

Abb. 79.

Weniger gut, aber häufig ausgeführt, ist die Anordnung nur einer Hauptdampfleitung für jede Bordseite. Der Dampf der einzelnen Kessel geht hier häufig zunächst in die Hilfsdampfleitung und von dieser führt ein Verbindungsrohr in jedem Kesselraum nach der Hauptdampfleitung der Steuerbord- oder Backbordmaschine.

b)    Die Abdampfleitung der Hauptmaschine führt in den Hauptkondensator.

c)    Hülfsdampfleitung.

n) Zuleitung.

ij

Von einem besonderen Kesselabsperrventil jedes oder nur einzelner Kessel ausgehend, durch Abzweigungen zu den Hilfsmaschinen führend und oft noch an die Hauptdampfleitung angeschlossen. Die Abzweigungen werden auf größeren Schiffen mit vielen Hilfsmaschinen von in die Hilfsdampfleitung eingeschalteten Ventilkasten aus angestellt.

Auf Kriegsschiffen finden sich häufig zwei Hilfsdampfventile an jedem Kessel, von denen das eine nur für die Dampf- Ruhrdurchführung Zuführung zu den Speisepumpen dient, während an das andere die durch schotte. Dampfleitung für alle übrigen Hilfsmaschinen angeschlossen ist.

Bei Schiffen mit Wasserrohrkesseln führen häufig absperrbare Abzweigungen von der Hauptdampfleitung zu den Hilfsmaschinen, so daß besondere Hilfsdampfventile fehlen. Wo erforderlich, sind in die Abzweigungen zu den Hilfsmaschinen Reduzierventile eingeschaltet.

Die Hilfsdampfleitung wird oft als Ringleitung ausgebildet, die im vordersten Kesselraum und im Maschinenraum geschlossen ist. Das Kondens-wasser der Hilfsdampfleitung wird in die Abdampfleitung der Hilfsmaschinen, in die Bilge oder einen besonderen Tank geführt, häufig mit selbsttätiger Entleerung in die Luftpumpenzisterne.

ß) Die Hilfsabdampfleitung führt nach den Hauptkondensatoren, den Hilfskondensatoren, nach den Speisewasservorwärmern, häufig in die Receiver der Niederdruckzylinder und ins Freie und wird auf Kriegsschiffen häufig als Ringleitung ausgeführt.

11.    Durchführung der Rohre durch Schotte.

Für die wasserdichte Durchführung von Rohrleitungen durch Schottwände zeigen die Abb. 77—79 verschiedene Ausführungsformen, häufig Gummidichtung, darüber Packungsmaterial.

Schottstopfbüchsen häufig zweiteilig, durch Flanschen miteinander verbunden und gegen die Schottwand mittels Lappen verschraubt. Bei Schottwänden geringer Stärke wird häufig eine außen und innen mit Gewinde versehene Buchse eingeschraubt, in welche von beiden Seiten die ebenfalls außen mit Gewinde versehenen Rohre eingeschraubt und durch Muttern gegen die Wand abgedichtet werden.

Die Konstruktionen, welche die geringsten Oeffnungen im Schott, gute Unterstützung des Rohrs und leichte Abdichtung zulassen, sind vorzuziehen.

12.    Aufhängung der Dampfleitung durch Schellen, die an den

Decksbalken befestigt sind und außer einigen starren Befestigungspunkten der Leitung freie Beweglichkeit gestatten müssen.

Siebenter Abschnitt.

Kolben, Kolbenstange, Kreuzköpfe, Pleuelstange.

Bezeichnungen.

D Zylinderdurchmesser,

D, Durchmesser des Deckelschraubenkreises, ją größter wirkender Dampfdruck, kg/qcm, H, h Höhe der Kolben, de Wandstärke des Einsatzzylinders, dk Durchmesser der Kolbenstange, hw Wandstärke der Kolbenscheiben, h'w Wandstärke an der Zylinderbohrung, hn Wandstärke der Nabe,

8m Wandstärke des äußeren zylindrischen Mantels,

br Stärke der Rippen,

Wandstärke des unteren Dichtungsflansches,

i Anzahl der Rippen,

B Breite des Kolbendeckels, hd Wandstärke des Deckels, b Breite des Deckels,

Dn Durchmesser des Niederdruckzylinders, k Beanspruchung, kg/qcm,

S Gesamtbeanspruchung, kg.

I. Kolben.

1. Gusseiserne, doppelwandige Kolben.

a) Kolbenkörper, flach oder konisch (Abb. 80—84).

Äußerer Durchmesser des Kolbenkörpers um 1—3 mm kleiner als die Zylinderb ohrung.

Abb. 80.

„r_

0\V

'ôw

Flacher gußeiserner Kolben.

Höhe

(für alle Kolben dieselbe)

.

Wandstärke:

oder:

h = 0,08 • D • Yp + 3 mm, oder: h = ~ 6 • 8e, oder: h = 1,35 • dk bis 1,45 • dk.

8W = 0,85 • 8e bis 0,95 • 8e,

8W = ~ 0,02 • Z> + 10 bis 15 mm.

(218)

(219)

Am Rande findet sich häufig:

ow = ~ 0,7 • 8e bis 0,8 • 8e.

(220)

Abb. 81.

bvf

■I

byJ

in

À.

'V

\ \w\

NN

Konischer gußeiserner Kolben.

Abb. 82.

Abb. 83.

«--B---*

<--(i{Di--

Usssgs»

Abb. 82, 83: Kolben für Hochdruckzylinder.

Die Beanspruchung ist zu kontrollieren nach:

k = 0.2 •

p-D²

h²

3 kg/qcm,

(221)

Die untere Bodenfläche wird manchmal etwas stärker ausgeführt als die

obere.

Die auftretende größte Gesamtbeanspruchung S, die in einem doppelwandigen Kolben auf tritt, läßt sich praktisch genügend genau ermitteln aus:

D²

24-S^A

• [20-J/jo — 3^>] kg.

(222)

Abb. 84.

K-

;c=

k-

!-=n — —

k---H

*\

'iV-'

Konischer gußeisernerjKolben.

Beide Kolbenflächen parallel, hei größeren Kolben die obere oder beide besser konisch (Abb. 81).

Anzahl der Rippen zwischen den Scheiben:

(223)

i = 0,004 • D + 2.

(224)

Stärke der Rippen: 8r — 0,8 • 8W bis ow.

Auf je 450 mm bis 550 mm des Umfanges ist eine Rippe und zwischen je 2 Rippen ein Kernloch anzuordnen.

Häufig läßt man die Rippen abwechselnd an der Nabe und am äußeren Rande ansetzen und gibt ihnen nur eine Länge gleich dem halben Abstand zwischen Nabe und äußerem Rand, jedoch ist es dann zweckmäßig die Anzahl der Rippen zu verdoppeln.

Wandstärke der Nabe:

oder:

oder:

8. = ~ 1,25 • 8e,

8W — 0,25 • dk bis 0,35 • dk.

Wandstärke des äußeren, zylindrischen Mantels:

= 0,95 • 8e bis 1,05 • 8e.

Stärke des unteren vorspringenden Randes:

5U = 0,017 • D +• 15 mm,

8U = 0,9 • 5e bis he-häufig ge-

(225)

(226)

(227)

b) Kolbendeckel schmiedet.

Abb. 86.

W andstärke:

8d = ~ 0,017 • D -f 12 bis 15 mm. (228)

Abb. 85.

»-B-*

's

II

il

ÊT*

mi

»,

VA

il

A^w

^2%

'S,'.'

Geschmiedeter Kolben.

Flacher Stahlgußkolben.

Häufig findet sich: Breite des Deckels:

= 8„.

b = ~ 0,19 • D bis 0,22 • D. Durchmesser des Deckelschraubenkreises:

(229)

(230)

D} = 0,70 • D bis 0,80 • D.

2. Schmiedeiserne einwandige Kolben (Abb. 85), meist eben. Nur selten, manchmal bei Hülfsmaschinen verwendet.

Stärke der Kolbenscheibe:

8«, = ~ 0,023 • D • V p,

8«, = 8e bis 1,1 • 8e.

Die auftretende größte Gesamtspannung S, die in einem einwandigen ebenen Kolben auftritt, ist genügend genau:

7)2    _

[20 • [/p — 3 p\ kg.

oder:

(231)

(232)

4-81

Meist ohne besonderen Kolbendeckel mit Ramsbottom-Dichtung ausgeführt. Wandstärke des Randes zur Aufnahme der Dichtungsringe in dem am meisten geschwächten Querschnitt:

(234)

8m = 0,6 « 8e bis 0,65 • 8e,

Höhe der Kolben bei Anwendung von 2 Ramsbottom-Ringen :

h = —bis - -4

3. Stahlgusskolben (Abb. 87, 88, 89).

a) Flache Kolben, nur für kleinere Zybnderdurchmesser (Abb. 86). Wandstärke an der Nabe:

8* = 0,02 • D • ]/p + 10

mm.

(236)

Wandstärke am Umfange: 8'«, = 0,85 • dw bis 0,90 • dw. (237)

Oberer und unterer Flansch zur Aufnahme der Dichtung:

hu — ~ 0,80 • 8* bis 0,85 • hw. (238)

b) Konische Stahlgußkolben (Abb. 87, 88).

Wandstärke in der Mitte Bohrung:

hw = 0,014- D- \/p+9

bis 8«, = 0,018 • D • ]/p

-f- 4 mm.

Abb. 87.

¹    U¹

H    V

A.

K--

-B--»

mm.

(239)

Eine genauere Nachrechnung zeigt, daß die größte Gesamt-spannung S bei konischen Kolben größer ist, als bei ebenen Kolben. Bezeichnet a den Winkel des Konus mit der Vertikalen, so beträgt S das

-t—=— fache wie bei ebenen Kolben, sin a

4îh-

Für stark konische Kolben sind die kleineren Werte von o„. zu wählen :

Wandstärke an der Zylinderbohrung:

8'w = ~ 0,09 -D-Vp +d

mm

(240)

i//

bis h'w — ~ 0,07 • D - Yp

+ 4 mm.

Unterer Flansch zum Tragen der Dichtungsringe:

hu—~ 0,80 • hw bis 0,85 • hw.

Konische Stahlgußkolben.

(241)

Höhe der Nabe: hn = 0,095 - Dn bis 0,11 • Dn, Dn Durchmesser des Niederdruckzylinders. Wandstärke der Nabe, oben:

(242)

hn = — 0,022 • Dn 4- 10 mm 8« = 0,035 • Dn + 10 mm.

Anlauf der Nabe außen 1:3 bis 1:4. Häufig erhält die Nabe außen ein Gewinde, um den Kolben von der Stange lospressen zu können. Deckelstärke :

Deckelbreite :

Deckelschraubenkreis: Di =0,75 -D bis 0,80 ■ D.

Wilda, Die Schiffsmaschinen.

bis

(243)

hd — ~ 0,014 • D + 10 bis 12 mm. b = — 0,19 • D bis 0,22 • D.

(244)

(245)

(246)

Die Höhe H aller Kolben wird in der Regel gleich groß gemacht und erhalten, indem man für den Niederdruckzylinder zwischen Zylinderachse

Abb. 88.

Swj

is

//;

Iffi

V3bisiA

IT

On

On

?r-~

k-’ôlf “ ⁻ ^

'j?r

Jr

rr

Konische Stahlgußkolben.

und unterer Kolbenbegrenzungslinie einen Winkel von 65—80° annimmt und die sich ergebende Kolbenhöhe für alle Zylinder beibehält.

Abb. 89.

«— 44V

241

Tffm

24!

-270-

■2022r

fmm:

221&-

CO

2374

Niederdruckkolben aus geschmiedetem Stahl.

4. Kolben aus geschmiedetem Stahl (Abb. 89).

Wandstärke in der Mitte Bohrung:    75°/₀ bis 90°/₀ von Stahlgußkolben,

5?

5?

„    „ Zylinderbohrung: 65°/₀ » 85°/₀    „

Die übrigen Verhältnisse wie hei Stahlgußkoiben. Geschmiedete Stahlkolben kommen bei sehr leicht gebauten Maschinen bis D = 1300 mm vor.

Stahlgußkolben werden auf Kriegsschiffen nicht selten mit Deckehi aus geschmiedetem Stahl versehen.

Obgleich die konische Form der Kolben für größere Maschinen die allgemein übliche ist, so ist doch zu beachten, daß durch die ebenfalls konische Gestalt von Boden und Deckel die abkühlenden Flächen vergrößert werden.

5. Kolbendichtungen.

Bezeichnungen.

D Zylinderdurchmesser, b Breite der unteren bzw. oberen Gleitfläche, a Aussparung im Kolbenkörper,

D₁ äußerer Durchmesser des ungespannten Ringes.

h Höhe des Dichtungsringes,

8 größte Stärke des Dichtungsringes,

8' kleinste Stärke des Dichtungsringes an der Schnittstelle,

bf größte Stärke der flachen Feder,

8/ kleinste Stärke der flachen Feder

a) Ein oder zwei Dichtungsringe mit dahinter liegender Feder (Abb. 90, 91).

Höhe des Dichtungsringes: h = 2 • }/ D + 8 bis 15

Abb. 90.

(247)

Um eine größere Reibungsfläche zwischen Zylinderwandung und Dichtungsring bei gleichbleibender Kolbenhöhe zu erreichen, läßt man auch wohl die Dichtungsringe über den unteren Tragflansch und den Kolbendeckel seitlich übergreifen, so daß die Höhe des Dichtungsringes gleich der Kolbenhöhe wird.

Größte Stärke des Dichtungsringes:

8 = 0,2 • Y~LÎ + 14

8 = 0,05- j/Ih

oder :

mm.

mm

(248)

Geringste Stärke des Dichtungsringes an der Schnittstelle:

■ügIt

oder:

à' — 0,14 -Yd + io

8' = 0,035 • Y7).

Größte Stärke der hintergelegten flachen

mm

I n

ii

(249)

Feder:

8/ = 0,14- V D + 7 G eri ngste Stärk ed er hi nt er gelegt en flach en

mm.

(250)

Abb. 91.

Feder:

8} = 0,1 • Yd + 5

Wird statt der kreisförmigen Flachfeder eine gewellte Flachfeder verwendet, so ist deren Stärke etwa:

mm.

(251)

(252)

8/ = 0,01 - ü + 3 mm.

Statt der Flachfeder werden bei der Lancaster-Dichtung eine oder zwei Spiralfedern von rundem Querschnitt verwendet, die sich in drei bis vier Windungen hinter zwei aufeinander gleitende, auf der Rückseite leicht ausgehöhlte Dichtungsringe legen; ebenso kommen Federn zur Anwendung, die durch spiralförmiges Aufschneiden einer Flachfeder gebildet sind. Auf der Einschnittstelle, oben und unten werden in diesem Falle auf einer Seite angenietete Deckplättchen aus Bronze angeordnet.

Zwei aufeinander liegende Dichtungsringe erhalten zusammen die

Höhe h.

Die Ringe werden von einem schon mit ungleicher Wandstärke gegossenen Rohrschußzylinder von etwa:

1,013 • D -j- 12 bis 18 mm

Abb. 92.

i*-

-B

äußerem Durchmesser abgestochen, jein Stück von

//

F:

p-

~ 0,04 • D + 15 bis 20 mm Länge

öd am Umfang herausgeschnitten, worauf der zusammengelötete oder zusammengespannte Ring auf D abgedreht wird. Wird schon der Rohrschuß auf D abgedreht, so müssen die Ringe in den Zylinder eingehämmert werden.

V -a-ivi

Buckley -Dichtung.

Bei Ringen von größerer Höhe wird der Schnitt meist unter rechten Winkeln geführt.

Das Eindringen des Dampfes hinter den Ring wird durch ein Kolbenschloß verhindert; bei rechteckigem Schnitt eine mit einem Ringende vernietete Platte, auf der das andere Ende gleitet, bei schrägem Schnitt trägt die hintere Platte eine Zunge von ~ 0,3 • h Höhe, gegen deren Längsrichtung die entsprechend ausgeschnittenen Ringenden abdichten.

Abb 94.

Abb. 93.

M'

's

da

1111 mm

Peckdichtung.

Peckdichtung.

-Federn wird zwischen je zwei Federn eine Kopfschraube mit meist viereckigem Kopf in den Kolbenkörper eingeschraubt oder ein kleiner Vorsprung angegossen. Besondere Nachstellvorrichtungen für -Federn haben wenig Wert.

h) Buckley-Dichtung (Abb. 92 und Tafel 56, Abb. 8, 9), in verschiedenen Ausführungsformen. Meist für Niederdruckzylinder in Verwendung.

Bei Anwendung von

h == ~ 2,08-j/D 5 = 0,5- VB bis 0,65- ]/£

Höhe des Ringes:

Stärke des Ringes:

Die kleineren Werte von 8, für größeres D.

Breite der unteren bzw. oberen Gleitfläche: b = ~ 1,07 •}/D.

a = ~ 1,6 •}/£>.

Um unnötige Reibung zwischen Zyhnderwandung und Kolbenringen zu vermeiden, werden bei der Buckley-Dichtung neuerdings die Enden dre Kolbenringe durch ein besonderes Verschlußstück am Schnitt verbunden, so daß die durch die Federkraft der Ringe bzw. den Dampfdruck verursachte

Aussparung im Kolbenkörper:

mm.

mm.

(253)

(254)

(255)

(256)

Abb. 95.

Tn

#■

■4

i.

Peekdiehtung.

Ausdehnung der Ringe begrenzt wird, während die Enden frei zusammengepreßt werden können, D. R. P. Nr. 108101. Die Anordnung hat sich auf dem 2. S. Schnelldampfer Deutschland gut bewährt.

Die gegen den unteren Flansch und den Deckel abgedichteten Gleitflächen werden manchmal mit versenkt liegenden, durch Schlitzschrauben befestigten besonderen Gleitringen aus Bronze versehen.

c)    Peekdiehtung (Abb. 93—95). Gesamthöhe der aufeinander genieteten Gußeisenringe 15—30 mm, dahinter Bronzering, auf den D-förmige Federn von ~ 3 mm Stärke und 110—130 mm Länge drücken. Anzahl der gußeisernen Ringsegmente 12—25, die zusammengenieteten gleichlangen Ringstücke sind so aufeinander befestigt, daß die Enden sich nicht decken. Der die Dichtung haltende hohe Deckelring erhält 3—4 Nuten (Labyrinthdichtung) am Umfange.

d)    Selbstspannende Kolbenringe (Ramsbottom-Ringe), (Abb. 97—101).

Bezeichnungen.

D Zylinderdurchmesser,

Di äußerer Durchmesser des ungespannten Ringes,

a Ausschnitt des Ringes,

8, 8a größte Ringstärke,

b Stärke an der Schnittstelle, t Tiefe des Ausschnittes, e Zwischenraum zwischen zwei Ringen,

Je Pressung auf die Zylinderwandung, kg/qcm, E Elastizitätsmodul.

Abb. 96.

£'

il

Abb. 97.

Abb. 98.

'e

<w

ÉÉ

Ajjj

;b

!e

<V

Abb. 97, 98: Dichtung durch Eamsbottom-Dichtung.

«) Gußeisen.

Aeußerer Durchmesser des ungespannten Ringes (Abb. 96):

Dx = - 1,04 • D.

Ausschnitt des Ringes: a = 0,13 • D.

(257)

(258)

Abb. 99.

Abb. 100.

je-----B—

- D] --*

£W-D,-

am

gj

Abb. 99, 100: Dichtung durch Eamsbottom-Dichtung.

Größte Stärke der Ringe bis D — ~ 1000 mm:

8 = 0,75-]/5" bis 0,6-j/5"-4-12 Größte Stärke der Ringe über D = 1000 mm: g = 0,6 ]/B -f 10 bis 12

mm.

(259)

mm.

(260)

Stärke an der Schnittstelle: 8' = ~ 0,7*8.

Höhe der Ringe: b — 15 — 30 mm, die größeren Werte von b für große Kolben.

Anzahl der Ringe: 2—3 bis D — 800 mm, 3—4 für D > 800mm. Bei Anwendung von drei Ringen läßt man manchmal den mittleren ungeschlitzt, um als Führung für die beiden anderen zu dienen.

Tiefe der Aussparung:

(261)

t = 8 -f- 3 mm bis 8 -f 5 mm.

(262)

Zwischenraum zwischen zwei Ringen:

e = b -j- 3 bis 4 mm.

(263)

Abb. 101.

ß) Stahlringe. 8 = 6— mm, b = ~ 6 — 8, Anz hl 3 — 4, für D <C

Cü zo

300 mm.

Dichtungsringe aus kaltgezogenem welchen Tiegelgußstahl werden

Abb. 102.

X

cyJ

an r>J

an

c^o

»!

937

Abb. 101, 102: Dichtung durch Ramsbottom-Diehtung.

meist in folgenden Abmessungen verwendet:

Stärke:    3,175,    4,762,    7,14, 9,525,    11,11,    15,87,    22,22.

Höhe:    3,175,    4,762,    6,35, 7,93,    9,52,    12,7,    14,28.

Die größeren Ringe werden auf der Innenseite nach innen etwas konvex

gedreht.

In der englischen Marine werden vielfach, auch für Hülfsmaschinen, Dichtungsringe aus harter Bronze verwendet, wie Abb. 102 zeigt. Die Anordnung dürfte jedoch wenig Vorteile gewähren, da die Kolben leicht undicht werden, wenn der Ring sich infolge der Abnutzung so weit ausgedehnt hat, daß kein Spielraum zwischen dem Ring und dem gußeisernen Tragring mehr vorhanden ist und eine weitere Ausdehnung des Ringes nicht mehr ein-treten kann. Neuerdings häufig hinterlegte Schraubenfedern.

4 Soll die natürliche Elastizität des Ringes genügen, um auf dem ganzen Ringumfang den gleichen Druck auf die Zylinderwandung auszuüben, so müssen die Ringstärken so bemessen werden, daß die Wand-

stärke 8a an einem um den Winkel a von der Schnittstelle entfernten Punkt des Umfanges beträgt:

*« =

8 • j/sin² - -

» (N

(264)

Der Zylinder, von dem die Ringe abgestochen werden, muß auf einen Durchmesser Dt abgedreht werden, (laß, wenn k kg/qcm Pressung auf die Zylinder wand ausgeübt werden soll, bei einem Elastizitätsmodul E des Materials wird:

I), = D •

3 -k-D³'

(265)

8³ • E

Der Druck, den die Dichtungsringe auf 1 qcm der Zyhnderwandung ausüben, wird bei Hochdruckzylindern zu 0,25—0,40 kg/qcm gewählt, bei Niederdmckzylindern häufig etwas größer.

Die Spannung k kg/qcm ist mit völlig genügender Genauigkeit zu ermitteln aus:

k = 333000

D³

D,~D ₁ ,

—j)-kg/qcm.

(266)

Die Spannung, welche ein Dichtungsring vermöge seiner eigenen Elastizität auszuüben vermag, läßt sich praktisch dadurch ermitteln, daß man um den Umfang des in einer vertikalen Ebene mit der Schnittstelle nach oben aufgestellten, ungespannten Ringes eine sich oben kreuzende Schnur legt und die herabhängenden Enden der Schnur mit gleichen Gewichten solange belastet, bis der äußere Ringdurchmesser gleich dem Zylinderdurchmesser geworden ist Die Summe der Gewichte ergibt die Größe der Ringelastizität.

Beispiel. Für einen Dichtungsring, dessen Anlagefläche 7000 qcm beträgt, habe sich die Größe der durch die eigene Elastizität des Ringes zu erreichenden Spannung zu 1200 kg, also zu

= 0,1715 kg/qcm

1200

7000

ergeben.

Soll die Spannung im Betriebe 0,35 kg/qcm betragen, so müßte noch eine Spannung von: (0,35 — 0,1715) • 7000 = — 900 kg durch hintergelegte Federn erzielt werden.

6. Kolbendeckelschrauben, meist Kopf schraub en. Kommen Muttern zur Verwendung, so bestehen diese in der Regel aus gehärtetem Schmiedeisen.

Durchmesser:

Teilung:

Die kleineren Werte der Teilung für Hochdruckzylinder, die größeren für Niederdruckzylinder.

Für das Schraubengewinde der Deckelschrauben werden oft viereckige Muttern aus Metall in viereckige Aussparungen des Kolbenkörpers eingelegt oder runde Metallmuttern mit feinem Gewinde verschraubt, häufig noch außerdem verbohrt.

Äußerer Durchmesser der Metallmuttern:

Höhe der Metallmuttern:

Köpfe der Deckelschrauben vier- oder sechseckig und versenkt. Sicherung der Schrauben durch Klemmplättchen, untergelegte Kupfer- oder Metallringe

8s — 0,01 • D -j- 17 mm, e = 5 • 8.s bis 10 • 8ä.

— 2 * SÄ,

—■ 1,5 • 8*.

(267)

(268)

(269)

(270)

-    0,00667 • D + 4 mm,

—    0,00667 • D + 1 bis 2 mm.

(271)

(272)

von —0,8—1 mm Stärke, neben die Mutter geschraubte Kopfschrauben oder durch einen durch Bohrungen sämtlicher Deckelmuttern gezogenen Kupferdraht.

7.    Spielraum des Kolbens.

Am Boden:

» Deckel :

8.    Zur schnellen Ermittlung der Hauptabmessungen sind die Zahlentafeln Nr. 45 und Nr. 46 berechnet.

Aus Zahlentafel Nr. 45 ist die dem in Frage kommenden Durchmesser und Dampfdruck entsprechende Zahl zu entnehmen und mit der für die gesuchte Abmessung in Zahlentafel Nr. 46 aufgeführten Zahl zu multiplizieren ; das Ergebnis sind Millimeter.

Zahlentafel Nr. 45.

Koeffizienten für die Bestimmung der Kolbenabmessungen.

Zylinder-du rehmess er mm

D a m p f d r u c k , kg/qcm

1    234    5    67    89

10    11    12    13    14    15    16    17    18

350

400

500

600

700

800

1000

1000—1200

1200—1400

1400—1600

1600—1800

1800—2000

2000—2200

2200—2400

2400—2600

2600—2800

300 423 519 600 669 735 795 400 564 692 800 892 9801060 500 705 865 10001115 1225 1325 600 846 1038 12001338 1470 1590 700 987 1211 14001561 1715 1855 800 1128 1384 1600 1784 1960 2120 1000 1410 1730 2000 2230 2450 2650 1100 1551 1903 2200 2453 2695 2915 1300 1833 2249 2600 2899 3185 3445 1500 2115 2595 3000 3345 36753975 1700 2397 2941 3400 3791 4165 4505 1900 2679 3287 3800 4237 4655 5035 2100 2961 3633 4200 4683 5145 5565 2300 3243 3979 4600 5129 5635 6095 2500 3525 4325 5000 5575 6125 6625 2700 3807 4671 5400 6021 6615 7155

849 900 1132 1200 1415 1500 1698 1800 1981 2100 2264 2400 2830 3000 3113 3300 3679 3900 4245 4500 4811 5100 5377 5700 5943 6300 6509 6900 7075 7500 7641 8100

948

993 1038 1080 1264 1324 13841440 1580 1655 1730 1800 1896 1986 2076 2160 2212 2317 2422 2520 2528 2648 2768 2880 3160 3310 3460 3600 3476 3641 3806 3960 4108 4303 4498 4680 47404965 5190 5400 5372 5627 5882 6120 6004 6239 6574 6840 6636 6951 7266 7560 7268 7613 7958 8280 7900 8275 8650 9000 8532 8937 9342 9720

1122 1161 1200 1236 1496 1 548 1 600 1 648 1870 1935 2 000 2 060 2 244 2 322 2 400 2 472 2 618 2 709 2 800 2 884

2    992 3096 3 200 3 296

3    740 3 870 4000 4120 4114 4 257 4 400 4 532

4    862 5 031 5 200 5 356

5    610 5 805 6 000 6 180

6    358 6 597 6 800 7 004 7106 7 353 7 600 7 828

7    «54 8127 8400 8 652

8    602 8 901 9 200 9 476

9    350 9 6751000010 300 10098 10449 1080011124

OH

T—i T-H

Zahlentafel Nr. 46.

Schmiedeeisen

Ein-wandige Kleinere! Große Kolben

Gußeisen

Doppelwandige

Kolben

Stahlgußkolben

Einwan di ge Kolben

Schmie de stahlkolben

Einwand. Kolben

Kleinere Große

Höhe cler Kolben Stärke der Wandungen in der Mitte. 0,0156

55    55    57

„    „ Nabe.......

Deckelstärke am Rande Stärke des unteren Randes

„ äußeren Mantels...,

,, der Rippen...........

Höhe der Nabe................

Gesamthöhe der Dichtungsringe

0,1033

am Umfang.. 0,0156 ............. 0,025

.55

0,0845 0,0125 0,0 >94 0,0172 0,0219 0,0157

0,0094

PPPP

t- GO

ZO t>- lO CO , CTi O O (M OOOO ¹

0,0626

0,0470

0,0134

0,12-1»

0,0476

Größte Stärke der Dichtungsringe... 0,0113

0,0078

0,0096

0,040- 0,090 0,004- 0,090 0,004 - 0,015 0,019-0,032 0,006—0,017 0,006—0,017 0,006—0,035

0,070 - 0,090 0,050-0,090 0,020

Ramsbottom-Ringe 0,0096- 0,021 Ramsbottom-Ringe > 0,0057 0,005—0,007 I

0,0565    0,0983

0,0147    0,0074

0,0113    0,0057 *

0,0136    0,0068

0,0113    0,0057

0,0113    0,0057

0,0079    0,004

0,12-Z)    0,12-D

0,0339    0,0170

0,0028

Zahlentafel Abmessungen aus-

Nr. 47.

geführter Kolben.

Gußeisen

Gußeisen

Guß

eisen

Stahlguß Gußeisen

Stahlguß

Gußeisen

Guß- Stahleisen guß

Gußeisen

Gußeisen

Gußeisen

Hoch

druck

zylinder

Mittel

druck

zylinder

Nieder

druck

zylinder

Hoch

druck

zylinder

1. Mitteldruckzylinder

2. Mitteldruckzylinder

Nieder

druck

zylinder

Hoch

druck

zylinder

Hochdruckzylinder 1. Mitteldruckzylinder

2. Mitteldruckzylinder

Nieder

druck

zylinder

Hoch

druck-

Zylinder

Nieder

druck

zylinder

Hoch-

drnck-

zylinder

Mittel

druck

zylinder

Nieder

druck

zylinder

Hoch

druck

zylinder

1. Mitteldruckzylinder

2. Mitteldruckzylinder

Nieder

druck

zylinder

Hoch

druck

zylinder

Mittel

druck

zylinder

Nieder

druck

zylinder

Hoch-

druck-

zylinder

l. Mitteldruckzylinder

2. Mitteldruckzylinder

Nieder

druck

zylinder

Kolbendurchmesser........

Dicke der Nabe...........

Nabenhöhe ................

Wandstärke...............

Stärke Mitte Kolbenstange . Stärke in d. Zylinderbohrung

Anzahl der Rippen.......

Stärke des unteren Flansches

Deckelstärke..............

Zahl der Dichtungsringe .. Dicke „    „

Höhe „    „

Anzahl der Deckelschrauben Durchmesser der Deckelschrauben ...............

Breite des Deckels........

Ganze Kolbenhöhe.........

Höhe an d. Zylinderwandung

Stärke der Rippen........

Ringträger, Höhe..........

„ Stärke .........

Schraubenkreisdurchmesser. Wandstärke der Nabe.....

567

203

44,45

50,8

22

22

iw

158,75

203

203

108

50,8

406,4

1016    1676 520,69 711,19 965,18 1524    500

241    241

25,4    25,4

47,6    47,6

6 10 18

10

18

25,4    25,4

86

40

0005 05 CM OO t-(Nn

I I    I

Hr-ICOH    CO

I SS |

- HCOtH I H Oi

^    T—f

1690

220

197

05 051+*-

O GO o

32

12

42

35

Peck

32

22

IVs"

182

350

180

v-*- to

05 05 CO I—L    to> to toi—Irf^l

O O O« ; 05 o O 05 Ü< GO I loi

26

67

1446

47

420

§§§ I9S

H(MH    OO

685,8 ! 1092,2 1828,76 266,7 266,7 266,7

28,6

38,1

38,1

28,6

28,6

05^ Ol 50

228,6

228,6

247,65 247,65

44

massiv

1727,16 6 85,79 228,6 241,3 247,65    273

47,62 34,92

1155,7 1879,56 241,3 241,3 273    273

34,92 34,92

609,59 863,58

—    254 241,3 241,3

—    34,92

12

18

20

34,9

34,9

44,45

44,45

Peck

31,75

31,75

31,75

31,75

31,75

28,57

15,87    19

22,2

28,6

lVs"

P/s"

101,6

292,1

203,2

127

53,97

488,94

38,1

158,7

292,1

209.6

139.7

22,2

63,5

876,28

38,1

34,9

31,7

18

H/s"

193,7

292,1

203,2

22,2

1574,78

38,1

19

15,87

10

1"

22,22

19,05

16

1"

22,2

19,05

16

1"

115,89 130,17 130,17 247,65 247,65 247,65 196,85 196,85 196,85 25)4    -    -

überhängender Deckel 36,5    36,5 | 42,86

415,92 650,68 930,26 47,62 47,62    —

12

44,45 38,1 28,57 31,75 Peck 3 34,92    19

31,75 12,7

12 12

38,1    38,1

31,75 31,75 3 Riekabg.

25,4

19,05

38,1

38,1

34,9

25,4

19

34,9

28,6

19

22

22

10

ejê I I

°⁰⁰ A. 00 05 0 '

U* Ol Ori tO

0005

ff** ^    03 ~4 tO

04    04    04 04

; t- io

1 Vs"

lVs"

IVs"

H/s"

127

146

273

273

222,25

31,75

114,3

50,8

1003,3

44,45

222,25

31,75

114,3

1612,78

44,45

153,98 153,98 241,3 241,3 206,37 206,37 —    38,1

133,35 133,35 63,5    66,67

419,1 666,74

63,5

.....V-

1-1¹ Apfl spifgsi Ifüs!

II. Kolbenstangen.

Bezeichnungen :

Beanspruchende Kraft:

K = D\ - pk oder etwas höher K = D\----2 = 1.57 •

p größter wirksamer Dampfdruck, kg/qcm, Rz Zerreißfestigkeit, kg/qcm, kz, kd, ks zulässige Beanspruchung auf Zug, Druck, Abscherung, kg/qcm, hs Kerndurchmesser des Gewindes, h Höhe des Bundes,

Durchmesser des Bundes, d', 8' Durchmesser und Stärke für Kolbenstangenflansche.

(274)

kz = 200—325 kg/qcm, kz = 175—225

(275)

mm.

D Zylinderdurchmesser, allgemein,

Dh, Dn Durchmesser vom Hoch-bzw. Niederdruckzylinder,

dk Durchmesser der vollen Kolbenstange, dk und <4 Durchmesser der hohlen Kolbenstange,

und h'k größter und kleinster Durchmesser des Konus,

d Durchmesser der durchgehenden Kolbenstange,

1.    Material, Siemens-Martin-Stahl. Zerreißfestigkeit:

Kz = 5000—7000 kg/qcm nach zweimaligem Härten in Oel, bei Handelsschiffen : Kz = ~ 4500—4900 kg/qcm, Elastizitätsgrenze bei 4500—5000 kg/qcm. Dehnung: 22—25 °/₀ auf 50 mm Länge.

Nickelstahl (3—6 % Nickel), gehärtet :

Kz= 6000—7500 kg/qcm, Dehnung: 16—18%.

2.    Kolbenstangenschaft.

a) Volle Kolbenstangen. (Beanspruchung auf Zug und Biegung.)

(273) djc — ~ 1.07 • bk bis 1,10 • bk.

Werte für kz:

Schnell- und Postdampfer

Frachtdampfer..........

Panzerschiffe, große Kreuzer ... kz = 250—400 Kleine Kreuzer, Torpedojäger... kz — 300—475

Auf Druck:

dk = 0,05 bis 0,1 -^D'-p-l²

Da l selten größer als 10 • dk, so genügt zur Berechnung Formel 274, solange die Druckbeanspruchung sd < 300 kg/qcm ausfällt.

Bei den Maschinen von Handelsschiffen erhalten alle Kolbenstangen dieselben Durchmesser, auf Kriegsschiffen erhalten Mitteldruck- und Niederdruck-Zylinder manchmal kleinere Stangendurchmesser.

ß) Hohle Kolbenstangen, außer in der Marine der Vereinigten Staaten selten verwendet.

Äußerer Durchmesser:

dk = ~ 0,0561 -j//² + 0,611 • D² • p mm, <4 = ~ 0,0561 . ]/1² — 0,611 • D² • p mm.

(276)

(277)

3. Bund zwischen Kolbenstangenschaft und Konus.

Höhe des Bundes:

4 •    • kd

(278)

kd = ~ 200—350 kg, oder h = ~ 0,2 • bis 0,35 • c4. Durchmesser des Bundes:

4=

D² •

cm.

(279)

Konus zur Befestigung des Kolbens. Bohrung des Kolbens konisch über die ganze Höhe der Nabe mit Bund. Der Bund ist häufig oder

Abb. 104.

Af--i

teilweise in den Kolbenkörper versenkt, Spitzenwinkel des Konus 18°—20°, wenn der Kolben selten losgenommen wird, entsprechend einem Anzug von 1:4,5 bis 1:7. Spitzenwinkel des Konus 14°—18°, wenn ein häufigeres Losnehmen erforderlich ist, entsprechend einem Anzug von 1:3 bis 1:4,5.

Bei kleineren Maschinen fehlt der Bund häufig, und der Konus setzt sich direkt an die Kolbenstange an, wobei zwischen Unterkante, Kolbenfläche und Anlauf ein Spielraum von 1—3 mm verbleibt.

irdjH

bk = ~ du — 5 bis 6 mm. Es findet sich auch: 8* = dk.

(280)

Bohrung des Kolbens teils konisch, teils

zylindrisch.

Konischer Anzug (Abb. 104):    — 1:4,

(281)

b'u = 0,75 • dk.

Ein Nachteil dieser Anordnung ist die Verkleinerung des auf Zug beanspruchten Kerndurchmessers des Gewindes, wenn der Konus lang ausgeführt wird. In der Regel wird der Konus so lang ausgeführt, bis b'u etwas größer als der äußere Gewindedurchmesser wird, woran sich der zylindrische Teil anschließt.

Eine zylindrische Ausbohrung des Kolbens, der sich auf einen Bund der Kolbenstange aufsetzt, gestattet den Kolben auf der Stange in einer ganz bestimmten Lage zu halten, erschwert aber das Abziehen des Kolbens von der Stange.

4. Gewinde der Kolbenstange und Stangenmutter.

Kerndurchmesser aus:

oder :

CS Cr,

to

►H

•    = Dl .4- • 2 = 1,57 • Z)„*.

(282)

Hierin ist zu setzen für:

Schnell- und Postdampfer......

Frachtdampfer................

Panzerschiffe und kleine Kreuzer Kleine Kreuzer, Torpedoboote .,,

Bei sehr leicht gebauten Maschinen findet sich.... kz über für sehr schwer gebaute Maschinen

Kolbenstangen mutter: Gehärtetes Schmiedeisen, Stahl, auf Kriegsschiffen häufig Metall. Höhe = ~ 0.7 mal Gewindedurchmesser bis Gewindedurchmesser. Häufig in den Kolben zum Teil eingelassen, rund mit vertikalen Nuten oder sechseckig, gesichert durch einen untergelegten durchschnittenen und an einer Seite der Schnittstelle aufgebogenen Metall- oder Kupferring, durch Splint oder besondere kleine Kopfschraube, auch Klemmplättchen oder um die Mutter gelegte und mit Kopfschrauben am Kolben befestigte, flache Ringe finden sich, sind aber weniger zu empfehlen, ebenso wie Sicherung durch Druckschrauben oder Keile, die sich jedoch vielfach finden.

5. Durchgehende Kolbenstangen.

d = ~ 8* oder d — ~ 0.7 • dk bis 0,8 • dk.

Auf Kriegsschiffen selten anwendbar, auf Handelsschiffen häufiger, obgleich eigentlich nur für schwere Niederdruckkolben zweckentsprechend, da die Stopfbüchse im Zylinderdeckel bei höherem Dampfdruck im Zylinder leicht warm läuft.

Bei Maschinen mit hoher Kolbengeschwindigkeit wird daher die Stopfbüchse sehr oft fortgelassen und man läßt die durchgehende Kolbenstange mit geringem Spielraum sich in einer bronzenen oder stählernen Hülse bewegen, die auf einem Ansatz des Zylinderdeckels befestigt ist.

kz = ~ 400—650 kg/qcm

kz = h = kz =

350—450

500—800 800—950 1100 kz nur 310—350

(283)

6. Verbindung von Kolbenstange und Kolben durch runden Flansch an der Kolbenstange.

Flanschdurchmesser: d' = ~ 2,25 • dk Stärke des Flansches : 8' = ~ 0.33 • dk.

(284)

(285)

Der Kerndurchmesser der stählernen Befestigungsschrauben ist mit etwa 400 kg/qcm zu beanspruchen.

7. Befestigung der Kolbenstange im Kreuzkopf mit durchgehendem Konus, Anzug 1:3 bis 1:4 und Vorgesetzter Mutter aus Stahl oder auch mit dem Kreuzkopf aus einem Stück geschmiedet, seltener zylindrisch mit Bund eingesetzt.

Zahlentafel Nr. 48.

Durchmesser ausgeführter Kolbenstangen.

Handelsschiffe

Kriegsschiffe

Maximalbelastung

kg

Kolbenstangen

durchmesser

mm

Maximalbelastung

kg

Kolbenstangen

durchmesser

mm

18 500 20 000 35 000

44    250 27 600 43 500 50 000

47    000

45    000 50 500 13 500

48    000 34 000

100

110

127

136,52

140

5 GO t-H t'»

200

120

135

17 400 93 500 79 500 112 000 81 200 153 000 184 000 150 000 21 200

76

184,15

190

193,67

209,55

285,74

250

280

Maximal

beanspruchung

Zahlentafel Nr. 49.

Verhältnisse ausgeführter Kolbenstangen.

Durchmesser

kg

aussen

Bohrung

Länge

zwischen Konus oben und unten

Kolben

Konus

Kreuzkopf

Kolben

gewinde

Mutter

! Länge

Länge

0 Höhe

44 250 112 000 47 000

43 500

52 600

46 400

136,52

193,67

171.45

165,10

Durchmheude

114,3

200

177,8

Durchgehende

31,8

1892

28

2041,4

1867

2184,4

2860

127

35 000

127

2038,4

1555,7

19 500

110

Durchgehende

1365

70

130,17/107,95

184,15/146

165,10/131,76

161,92/127

194/150

177,8/141,28

120,65/98,4

110/86

181    130,17/107,95

152    184,05/146

158,75 165,10/181,76

111,12 161,97/127

220    194/150

63,5    177,8/141,28

203    120,65/98,4

110/86

165

181

152

108

146

190,5

108

158,75 130,17

111,12 127 220    148,4

63,5    139,7

203    184,15

165

254

183

225

198,43

177,80

86 128

139,7

127

150

139,7

95,25

70

III. Kreuzköpfe.

Ausführungen vgl.

Tafel :    2.

Abb.: 36—38,    17—19,    9—15.

12.

21

25,

33.

37.

30—34,

37—43.

1—5, 9—14,    30—36.

Bezeichnungen.

K Maximalkraft, kg,

Dh, T)n Durchmesser von Hoch- bztv. Niederdruckzylinder, h Höhe des Mittelstücks, b Breite des Mittelstücks senkrecht zum Kreuzkopfzapfen,

c Breite des Mittelstücks parallel zum Kreuzkopfzapfen,

dz Durchmesser des Kreuzkopfzapfens, lz Länge des Kreuzkopfzapfens, dk Durchmesser der Kolbenstange,

H Höhe des Gleitsclmhes,

5S Durchmesser der Deckelschrauben,

1. Maximalkraft K.

a) Für normale Fälle:

B Breite des Gleitsclmhes,

S Stärke der Lagerscliale, hd Deckelstärke in der Mitte,

C Stärke des Gleitschuhes, g Breite der Weißmetallstreifen, hw Dicke der Weißmetallstreifen, e Zwischenraum zwischen den Weißmetallstreifen,

s, sb, ss, st, s₂ Beanspruchungen, kg/qcm,

Sf, k Flächendruck, kg/qcm,

R Kurbelradius.

oder:

K=Dl-

I- -f

• Pk kg,

(285)

K = 1,57 • Dl • kg.

b) Für Tan dein auf Stellung, Hochdruckzyknder über Niederdruckzylinder, für Dreifach-Expansionsmaschinen:

K = Dl ' 'Pk + 2,8 • D²n • kg

K = 4,4- D\. kg.

oder:

(286)

Abb. 105.

-dk

--->

4<*

K—

dii

-h=r-

a.

----M

•fi

13-

.'I

"ł-_

Jr

---

c>

.y

Co

o.

N

.i

U----u-

i)

/!

i<----CQ—

,1

't -■p

Mii i

<-4

-c-

'mt: i:

Zweigleisiger Kreuzkopf.

oder :

Für Vierfach-Expansionsmaschinen:

'Pk + 1,57 • Dl • kg

K = D\.

(287)

K = 3,14- Dl - kg.

Die größeren Werte für K sind zu wählen.

ausgeführt.

2. Zweigleisige Kreuzköpfe (Abb. 105, 106).

In der Regel mit konisch oder zylindrisch eingesetzter Kolbenstange

a) Mittelteil als Nabe für das Kolbenstangenende dienend, aus Stahlguß bei Kriegsschiffen, auch wohl aus Stahl geschmiedet,

Es kann gewählt werden:

(288)

h = — 1,6 • dk bis 1,8 • dk, b = 2 • <4 bis 3 • dk, c = 1,55 • <4 bis 1,9 • dk. dz = 1,05 • dk bis 1,25 • dk für massive Zapfen, dz = 1,3 • dk bis 1,4 • dk für hohle Zapfen.

Bei zylindrischer Bohrung der Zapfen (Abb. 106) ist der innere Durchmesser etwa 0,27 • dz bis 0,3 • dz zu setzen. Bei sehr leicht gebauten Maschinen

wird die Bohrung häufig konisch ausgeführt, wobei der innere Durchmesser von ~ 0,7 • dz bis ~ 0,3 • dz von außen nach der Mitte abnimmt.

Abb. 106.

I'¹

(289)

IM) IM

Die Beanspruchung s des mittleren Querschnitts ist zu kontrollieren nach der Formel:

s = 1,5 *

lz C

(b — dk) • h2 oder genügend genau höchstens:

• K kg/qcm

(292)

di:

kg/qcm.

Hierin ist zu setzen für:

Stahlguß..........

Geschmiedeter Stahl

s A 450 — 600 kg/qcm s £ 650—800    „

Bei der Wahl dieser Beanspruchungen ist genügende Sicherheit gegen Abscherung im mittleren Querschnitt vorhanden.

Die Abscherungsspannung ergibt sich angenähert aus:

ll'l

im;

Zylindrisch eingesetzte Kolbenstange.

(293)

2 • h • (b—dk)

Die Abscherungsspannung ss beträgt durchschnittlich nur 30—50 kg/qcm; Anzug der Bohrung des Mittelstücks 1:3 bis 1 :4,5. b) Die Kreuzkopf zapf en angeschmiedet.

Die Beanspruchung der Zapfen ist zu kontrollieren auf Biegung aus:

= 2,5    ^

di

oder:

oder :

sb < — 2,3 •

dl '

Die zulässige Biegungsbeanspruchung beträgt für Stahlzapfen: kb — 375—450 kg/qcm;

selten höher.

Der Flächendruck sf aus:

«/ =

2 • dz • lz

kg,

oder:

Sf <1 0,380 • jï Der Flächendruck findet sich bei:

kg.

sf = 45— 80 kg/qcm,

Sf = 80—160    ,,

Handelsschiffsmaschinen Kriegsschiffsmaschinen.

die kleineren Werte für schwerer gebaute Maschinen.

Bis zu 160 kg/qcm kann bei Verwendung von Tiegelstahlzapfen, die auf Bronzelagerschalen laufen unbedenklich gegangen werden. Ein Ausfüttern der Kreuzkopflager mit Weißmetall findet nicht immer statt.

Die Zapfen erhalten an den Seiten eine Abflachung von 45-75 mm Breite, um das Schmiermaterial besser zu halten, c) Gleitschuhe, Stahlguß oder Gußeisen.

Die Höhe der Gleitschuhe kann gesetzt werden:

H = ~ 3,5 • dk — 4,5 • dk,    (29 )

B = ~ 2,5 • dk — 2,9 • du.    (29 )

Im Mittel beträgt: H = ~ 1,4 • B bis 1,6 B.

Die Stärke des durch die schwalbenschwanzförmigen Nuten unver-schwächten Gleitschuhes G = 25 bis 80 mm, je nach der Maschinengröße.

g = 70—140 mm,

der Zwischenraum der Weißmetallstreifen: e = 15—35 die Dicke der Weißmetallstreifen:

die Breite:

05

Die Breite der Weißmetallstreifen:

(298)

(299)

(300)

8* = 10—16

Die Weißmetallstreifen stehen etwa 3—6 mm vor der Gleitschuhfläche vor, die schwalbenschwanzförmigen Nuten erhalten bei einer Tiefe von 8—14 mm eine Neigung von etwa 1:6 bis 1:8. Der höchste und tiefste Streifen bleiben ~ 15—30 mm vom Rande entfernt. In der Regel reichen die konisch eingepaßten Weißmetallstreifen über die ganze Breite B der Gleitschuhfläche.

Der auf die Flächeneinheit der wirklichen Gleitfläche des Schuhes entfallende Flächendruck k hat die Größe:

H-B

• K • -j- bis 1,65 •

K~

(301)

Die gesamte Druckfläche der Weißmetallstreifen wird so bemessen, daß durch den Gleitbahndruck*):

G = K~

(302)

kein größerer Druck ausgeübt wird, als: k — 4,0—6,0 kg/qcm bei Post- und Schnelldampfern, k = 3,5—4,5 k = 4,5—6,5

k = 6,5—8,8

Frachtdampfern,

schwer gebauten Kriegsschiffen (großen Kreuzern, Panzerschiffen),

„ leicht gebauten Kriegsschiffen (kleinen Kreuzern, Torpedofahrzeugen).

*) Ueber die Größe der Abnutzung und Einfluß der Kolbengeschwindigkeit aut dieselbe, vgl. Bertin-Wilda, Der Schiffsmaschinenbau, Gebrüder Jänecke, Hannover S. 280 ff.

Wilda, Die Schiffsmaschinen.

Die Gleitfläche der Weißmetallstreifen kann etwa 60 °/₀ bis 80% der Gleitschuhfläche II • B gesetzt werden.

Neben den eingepaßten Streifen kommen aufgegossene Weißmetallplatten vor, die mit schwalbenschwanzförmigen Ansätzen in die Gleitschuhfläche eingelassen sind, jedoch schwierigere Reparaturen herbeiführen und bei denen teilweises Lösen nicht selten vorkommt.

In der Höhenrichtung der Gleitschuhfläche häufig Führungsschienen von 20—30 mm Stärke, ~ 25—35 mm über die Gleitschuhfläche her-

Abb. 107.

IV»

m

II

----N

«---B

i---

üi

§SP"&i

-jT--

U - Ck-X

Cu

o-

o-

---zri —

<----

PI

S/

_5i_

ly

Eingleisigei⁻ Kreuzkopf.

vorragend und die Gleitbahn umfassend, mit Kopfschrauben (1" bis lJ/₈" Gewindedurchmesser) befestigt, Köpfe häufig versenkt und verbohrt. Die Seitenleisten sind entweder auf dem Rande der Gleitschuhfläche befestigt oder umfassen mit einem Ansatz die Rückseite des Gleitschuhes und sind von hier aus befestigt.

Der genügend mit Rippen verstärkte Gleitschuh (Rippenstärke 15—20 mm) umfaßt entweder den Gleitklotz oben und unten mit Ansätzen oder erhält einen Ansatz nur unten, wobei die obere Fuge durch eine mit Kopfschrauben (⁷/g" bis 1") am Schuh befestigte, 25—38 mm starke Deckplatte überdeckt wird oder er wird ohne Ansätze oben und unten mit einem Vorsprung in eine entsprechende Vertiefung des Gleitklotzes eingelassen und seitlich durch meist 4 gesicherten Kopfschrauben (1" bis 2") befestigt. Wandstärke des Gleitschuhes der Befestigungsfläche des Mittelstücks 25—60 mm, je nach Größe der Maschine.

3. Eingleisige Kreuzköpfe (Abb. 107, 108).

a) Kreuzköpfe mit eingesetzter Kolbenstange, verwendet bei Maschinen, deren Zylinder am Maschinistenstand durch Säulen getragen werden. Auf Kriegsschiffen bis zu den größten Maschinenstärken verwendet, bei Handelsschiffen über Ni = 3000 seltener.

Die Abmessungen von h, è, c, dz, 4, i4,    (7, g, e, 8 entsprechen denen

für zweigleisige Kreuzköpfe.

Die Rückwärtsgleitfläche des Schuhes erhält in der Regel ebenfalls W eißmetallstreifen.

Abb. 108.

Größe der Rückwärts-Gleitfläche = ~0,55 bis 0,7 der Vorwärtsgleitfläche. Außerdem wird eine besondere Führungsleiste aus Bronze oder Gußeisen mit Vorsprüngen auf den Gleitschuh aufgepaßt und von der Rückseite aus

durch versenkte Kopfschrauben befestigt.

Befestigung des Gleitschuhes durch Kopf schrauben oder durch Mutterschrauben (1¹/₄" bis 2"), deren Bolzen durch f den Gleitklotz hindurchgehen, und deren Köpfe manchmal versenkt angeordnet werden.

b) Kreuzköpfe mit angeschmiedeter Kolbenstange (Abb. 107).

Verwendet für kleinere Maschinen oder wenn Gewichtsersparung in Frage kommt, bei Kriegsschiffsmaschinen häufig Nickelstahl.

Die Breite u findet sich

TV

il |

UM.

(y

meist:

u = ~ 0,9 • os bis 1,2 • 8S oder u = ~ 0,4 • dz bis 0,5 • de, (303)

Jl

m nicht unter 1,6 • dz.

Bei Kreuzköpfen, deren Lager im Kreuzkopf liegt und die, wie Abb. 107 mit besonderem Lagerdeckel versehen sind, treten häufig durch Krümmung des Deckels unter der Belastung einseitige Beanspruchungen der Deckelschrauben auf, so daß sie k\v außer auf Zug noch auf Biegung beansprucht werden.    ^ ^

Die Deckelstärke in der Mitte ist anzunehmen:

Ti

il

rs

öd — 0,5 • dz ~ 0,55 • dz.

Ermittlung von dz vgl.

S. 133, Gabelzapfen.

Der Kerndurchmesser ös der Deckelschrauben ist mit

(304)

Eingleisiger Kreuzkopf.

zu ermitteln.

hz — ^ 300—350 kg/qcm für Schmiedeeisen, kz = - 450-500

59

„ Stahl

4b

Abstand der Deckelschrauben : ~ 2 • dz.

Der Schaft der Bolzen wird zweckmäßig auf den Querschnitt des Schraubenkerns verschwächt, so daß Kern und Schaft gleicher Beanspruchung ausgesetzt sind. Hierdurch wird eine größere Sicherheit gegen Bruch erzielt. Oben und unten sowie in der Lagerfuge muß der Schaft gut anhegen.

Die Lagerschalen aus Bronze sind meist rund im Oberlager, viereckig im Unterlager, beide Teile viereckig finden sich seltener.

Stärke der Lagerschale: o = 0,03 • dz -j- 5 mm, ohne Einrechnung des Weißmetalls.

Abb. 109.

Stärke des Weißmetalls: 8«, = 0,022 • dz + 7 mm, häufig wird Weißmetall jedoch fortgelassen.

\L

4

-*u

Bei kleineren Kreuzköpfen (Abb. 108) wird das Kolbenstangenende manchmal _L förmig ausgebildet und die aus Bronze hergestellten Lagerhälften gegen die Unterfläche des ± Stücks verschraubt, wobei besondere Lagerschalen fehlen und das Unterlager als Deckel dient, der Gleit-

L>

I,

sJ

<•'<0

LH

Oo

!/2

fO

B—I

Viergleisiger Kreuzkopf.

Statt -L ist -Ę-

Lj    Lj

zu setzen.

schuh wird dann häufig mit dem Lageroberteil aus einem Stück hergestellt und ebenso wie das Lager mit Weißmetallfutter versehen.

Ganz kleine Kreuzköpfe für Hülfsmaschinen werden auch wohl mittels einer Hülse auf die Kolbenstange aufgeschraubt oder aufgekeilt.

4. Viergleisige Kreuzköpfe (Abb. 109).

Für große Maschinen, bei denen jeder Zylinder durch vier Ständer getragen wird. Zulässiger Flächendruck der Zapfen, wie für zweigleisige Kreuzköpfe.

In bezug auf Festigkeit des Zapfens genügt es, wenn im Querschnitt 11 die zulässige Beanspruchung nicht kleiner ausfällt als:

bzw. s₁

8,5 -K-lz

dl

dl

(305)

Genauer ist g durch den Schwerpunktsabstand der Fläche H • B Querschnitt IIII zu ersetzen.

5. Gabelzapfen (Abb. 110).

Das Kreuzkopflager liegt in der Kolbenstange.

Auf Biegung und Flächendruck:

^ — j/ 0,4 •    ~ 1,5 bis 2,1 • dz

dl =

vom

(307)

(308)

Abb. HO.

<3/>l

r\

TT

-Q-i-

X3r

Kl

3."“

f-

Gabelzapfen.

<— d- -

Nach Ermittlung von dz ist die auftretende Abscherungsspannung ss aus:

Ss

dl--A

4

— kg

TT

(309)

zu bestimmen und zu kontrollieren, ob

s = 0,375 • s₆ + 1,25 • V Ss + 0,25 • sl

die zulässige höchste Beanspruchung nicht überschreitet. Mit dieser kann bis 700 kg/qcm gegangen werden.

Beispiel. Torpedoboot (Abb. 111):

Da = 390 mm, pk = 15 kg/qcm,

also:

Abb. 111.

K = Dl • -T

d90'-

81

81

4'P* = ~ 18 000 kg.

165

-o

|z '[

jL.

Angenommen : kb = 400 kg/qcm, k == 150 kg/qcm, -, -

— = 1,0,

dz

95^

i-

ro

demnach: dl = 116 dz = 108 mm lz — 162 mm,

~1 T"

yfr

₀k-

folglich :

18 000

8M

91,6

cCD

^89^

CD

= ~ 200 kg/qcm, s = 0,375 • 400 + 1,25-1/ 80 00Ö = 500 kg/qcm, also zulässig.

ot' und:

czo

Stärke der Lager-

schale:

8 = ~0,03- dz -f 5 mm, (311)

ohne Einrechnung des Weißmetalls, Weißmetallaus fütterung häufig nicht vorhanden.

metalls:

Stärke des Weiß-

àw = 0,022 • dz -f- 7 mm. (312)

Die Gabelzapfen werden kalt in die erwärmten Gabelenden eingesetzt oder hydraulisch eingepreßt, in diesem Falle werden die Enden häufig konisch gestaltet und meist verbohrt, wobei die in den Augen sitzenden Enden des Zapfens in der Regel ebenfalls zylindrisch sind von den Durchmessern dz 4-2 bis 3 mm bzw. dz — 2 bis 3 mm, häufig findet man den Zapfen auch nur an einem Ende um 2—3 mm im Durchmesser vergrößert.

Bei der Montage genügt es, den Spielraum zwischen Gleitflächen und Gleitbahn bei raschlaufenden Maschinen etwa 0,2 mm, bei langsamer laufenden 0,3 mm zu bemessen.

C=3

T.

-108*

—193,7

LO

dl

cd

csj

Pleuelstange für ein Torpedoboot.

Gleit s chu h.

saqnqos -łPIf)89p g

«*PKI saqnqos -W0I{)Bap f agflH

saqnqos

-łPTOsap |

0}iojg ~

usjPHS g

•p 9^pag S ™JP*łS

jap

jquzuy •Avqong |

76,2

76,2

50,8

69,85

09

282    440

457    660,39

480    720

457,2 635 300    450

406,4 457

457    698,5

406,39 762 381 419 440 750

78

87,3

126

123,82

118

117,47

136,52

118

110

-rfH ID O

ÎO

880

2130

2965

2320

800

1790

1510

800

1470

6. Abmessungen ausgeführter Kreuzköpfe.

Zahlentafel Nr. 50.

sprgAYjoy S

Sun.iqog

Sun.iqog

«130*0

für die Kolbenstange

Dicke

senkrecht

zur

Zapfenlänge

Nabe

Breite

parallel

zur

Höhe

Zapfenlänge

mm

mm

880

75

94

275

156

2130

2965

2320

1390

2756

2220

1390

2420

131,76

150

141,28

88

114,3

146

127

98,42

133

165

194

177,8

110

130,17

193,67

161,92

120,65

166

368,3

304,75

615

320

520,69

290

241,3

342,89

Zapfen

DurchmesserI Länge

mm

mm

110    172

18415 I 203,2    292

110

320

252

250

206,37 279,39 292 130    175    200

171,45    241,3 I 266,7

234,95    317,5 |    317,5

76,2 Bohrung

304,75

203,2

340

190,5

130

190,5 aussen 50,8 ßohruug

1247,65    1

1177,8/76,2 \

hohl

292

247,65

260

193,67    355,6

158,78    203,2

180    270

158,75

152,4

180

Kolben-

stange

Durchmesser

mm

100

171,45

200

177.8

110

136,52 aussen 31,75 Bohrung

193,67/38

165,10

127

170

Snnqon.ids

-UU9g

-Ï'BUIIXUJ^

W)

47 000 52 500 45 500 20 000

44 250

112 000

45 000 35 000

St8I9lSl9AV2

StspjSuig

IV. Pleuelstangen.

Ausführungen vgl. Tafel:    5,

13,    10—21,    25,    32,

Abb.: 20—21, 1—6, 35—42, 30—35, 11—15, 18—26.

38.

Bezeichnungen.

Dh Zylinderdurchmesser,

L Länge von Mitte Kreuzkopf- bis Kurbelzapfen,

d kleinster Schaftdurchmesser, dx größter Schaftdurchmesser, d₀ Durchmesser der Schaftausbohrung, bm Deckelstärke in der Mitte,

§a Deckelstärke außen, b Deckelbreite parallel zum Zapfen, ld Deckellänge, senkrecht zum Zapfen,

2e Entfernung der Deckelschrauben,

bk Kerndurchmesber,

ki Zulässige Gesamtbeanspruchung, kg/qcm, kz, kd, kb Zulässige Gesamtbeanspruchung auf Zug, Druck, Biegung, dz Durchmesser des Kreuzkopfzapfens, lz Länge des Kreuzkopfzapfens, dw Durchmesser des Kurbelzapfens, l Länge des Kurbelzapfens, hl Stärke der Lagerschale.

R Kurbelradius,

dk Durchmesser der Kolbenstange.

Maximalkraft K, vgl. S. 126, Länge von Mitte bis Mitte-Zapfen: L — 4 ■ R bis 4,6 • R.

Bei Panzerschiffen und Panzerkreuzern ....

,, kleinen Kreuzern....................

„ Torpedobootszerstörern...............

„ Torpedobooten......................

Bei schnellaufenden Maschinen pflegt man L zur Verminderung des Beschleunigungsdrucks zu erhöhen.

Material: Siemens-Martin-Stahl, auf Kriegsfahrzeugen vielfach Nickelstahl.

1. Schaft, runder Querschnitt, vom Durchmesser d bzw. dl (Abb. 112). Beanspruchung:

Zug im Querschnitt vom Durchmesser d:

Jcz = 150—450 kg/qcm.

Druck im Querschnitt vom Durchmesser dx:

d\-^.kd = K,

kd = 120—400 kg/qcm.

Biegung durch die Trägheitskräfte und die Reibung in den Zapfen. Die auftretende Biegungsbeanspruchung schwankt zwischen — 50 bis 90 kg/qcm, je nach der Kolbengeschwindigkeit.

Für Kriegsschiffe findet man : L = 10 • d bis 14 • c/, für Handelschiffe : L = 14 • d bis 19 • d.

d = ~ 0,076 •D*'|/l +0,36-dt = -0,076-L-]/1 +0,48-

= -4,0- A,

= —4,4 -R bis 4,45 • R, = -4,2-R „

= — 4,4 - Ä „

(112)

4,30 • R, 4,45 • R.

Knicken:

d²-

(314)

(315)

(316)

Di-Vu

L²

cm.

(317)

Dl 'Pu

Der mittlere Stangendurchmesser dm für langsam laufende dm = 0,0812-1/L - ]XZ

Maschinen:

cm,

(319)

rH

3/L

.Ai

k-=r-a

:<W ' :

!Ï3È

TE

K---

*Tt3

.TrUl

CT

d~

Li

"O

lg

-+

CO

JP

O-

<—3*-)!

77/7777/A

--3«

«c|

o-

4-

On

O-

Pleuelstange.

b;~

schnellaufende Maschinen :

Bei hohl hergestellten Stangen vom inneren Durchmesser d₀:

d₀ = ~ 0,076 • L •

-0,48-

Dl -Pk

L²

cm.

Man findet bei sehr leicht gebauten Maschinen:

d₀ — ~ 0,5 • dx bis 0,6 ■ dv

Die Enden hohler Pleuelstangen werden häufig durch Hartholzpflöcke verschlossen.

Bei schnellaufenden Maschinen besteht unter Rücksichtnahme auf die auftretenden Biegungsspannungen und die Trägheitskräfte die Beziehung:

0,000 165

Dl •Pk

(JLŸÆ.

\ 60/ 2

A'i = 450—900 kg/qcm.

In der Gabel ist bei hohlen Pleuelstangen die Bohrung zu vermindern.

Es genügt in den meisten Fällen, den Schaft nur auf Druck berechnen bzw. die Druckbeanspruchung zu kontrollieren.

Für die Ausführung kann man empirisch setzen:

d} = 1,1 • d bis 1,3 • d, d = 1,05 • dk bis 1,155 • dk.

Bei leichter gebauten und kleineren Maschinen wird am oberen und unteren Ende des Schaftes die eine Lagerhälfte häufig mit dem Schaft einem Stück hergestellt und die andere Lagerhälfte als Deckel ausgebildet,

2. Gabel (Abb. 110, 111, 112).

Für Kriegsschiffe und kleine Maschinen, Kreuzkopfzapfen in Augen der Pleuelstangengabel befestigt, für größere Kriegs- und Handelsschiffe erhält das Gabelende Lager für die Zapfen des zweigleisigen Kreuzkopfs.

a) Gabeln mit Gabelzapfen.

Durchmesser des Auges:

und

ki

• L² • dy

(322)

zu

(323)

(324)

aus

a — ~ 1,8 • dz — 2 • dz.

Stärke des Auges parallel zum Zapfen:

c = 0,5 • dz — 0,65 • ds.

Breite der Gabel unterhalb des Auges senkrecht zum Zapfen: f = 1,05 • d bis 1,2 • d.

Stärke der Gabel unterhalb des Auges parallel zum Zapfen: h = ~ 0,35 • f bis 0,45 • f.

(325)

(326)

(327)

(328)

Lichte Weite der Gabel:

h = 1,5 • dz bis 2,1 • dz.

Radius der äußeren Krümmung der Gabel: r — ~ 0,75 • lz.

K Für die Kontrolle der Festigkeit der Gabel genügt es, wenn die durch

~2~ hervorgerufene Beanspruchung auf Zug oder Druck und Biegung in einem

Gabelschnitt unter dem Auge ermittelt wird und außerdem in einem unter etwa 45° geneigten Schnitt in der Krümmung der Gabel.

(329)

(330)

genau:

Für den Schnitt II unterhalb des Auges (Abb. 110, 111) gilt genügend 3 K • (c — h)

/'• h²

si =

2- f-h

Für den Schnitt II II unter ~ 45⁰ ist :

2 - f-h ’

[³ ‘ ^ h ^ + X] kg/qcriL

(331)

3 -K

f-t

• J-y + 0,löj kg/qcm.

(332)

Die Abmessung m = ~ 0,5 • [a — dz) läßt sich auf ihre Beanspruchung kontrollieren aus:

sb = 0,375 • K-

dz -f- m

c • m²

(332 a)

Beispiel. In der in Abb. 111 dargestellten Gabel ergibt sich für K — ~ 18000 kg, mit h = 32 mm. f = 95 mm, c = 48 mm, t = 63 mm, y — 50 mm:

18 000

(4,8-3,2)

2 • 9,5 • 3,2

3,2

Sn =

3-18 000

'[ 6,3 + 0,1°]

+ lj = ~ 730 kg/qcm, ~ 800 kg/qcm.

9,5 • 6,3

Die Werte s, und sn überschreiten häufig 1000—1200 kg, jedoch sind die Abmessungen zweckmäßig so zu wählen, daß:

Sj und sn <( 900 kg/qcm.

Für obiges Beispiel ergibt sich mit dz = 108 mm, m — 41 mm:

10,8 + 4,1

= 0,375-18 000-

4,8 • 4,l²

= ~ 1250 kg/qcm.

b) Gabel mit Lagern für Stirnzapfen (Abb. 112).

Flansch zur Aufnahme der Lager:

p = 0,4 • dz bis 0,5 • dz.

Breite parallel zum Zapfen:

q = 0,75 • lz bis 0,85 • lz.

Länge senkrecht zum Zapfen:

r = 1,9 • dz bis 2,5 • dz.

Stärke parallel zum Zapfen unterhalb des Flansches :

h = 0,6 • q bis 0,75 • q — 0,45 • lz bis 0,65 • lz.

Breite senkrecht zum Zapfen unterhalb des Flansches: f = 1,05 • d bis 1,25 • d.

Zur Kontrolle dieses Querschnitts ergibt sich mit genügender Sicherheit, wenn die Gesamtbeanspruchung ermittelt wird:

Stärke:

(333)

(334)

(335)

(336)

(337)

si =

(338)

2 -h-f

Für einen in der Gabelkrümmung unter 45° geführten Schnitt von den Abmessungen t und f folgt die Gesamtspannung aus:

t-f

.[u.

(0,56 -lz + t)

+ 0,öj kg/qcm.

(339)

Beispiel. Für ein ausgeführtes Panzerschiff mit K — 112 000 kg, f — 228,6 mm, h = 100 mm, lz — 228,6 mm, t = 108 mm ergibt sich:

1,2 • 22,86

*i =

112 000

und

also sehr hoch.

su

2 • 22,86 • 10

112000

10,8 • 22,86

[> +

[m

10

(0,56 • 22,86 + 10,8)

10,8

J = — 750 kg/qcm

-f 0,öj = ~ 1300 kg/qcm.

3. Lager.

a) Kreuzkopfzapfenlager (Abb. 112)

Meist kommen viereckige Lagerschalen aus Bronze zur Verwendung, die besser nicht mit Weißmetall ausgegossen werden, Stahlgußlager seltener und immer ausgegossen. Runde Lagerschalen seltener.

Weißmetall hat sich bei der geringen Winkelbewegung der Stange am Kreuzkopf und bei hohem Druck nicht bewährt, Flächendruck S. 129.

Die obere Lagerschale findet sich häufig als Deckel ausgebildet.

Höhe beider Lagerschalen einschl. Paßstück:

(340)

H = 1,45 • dz bis 1,55 • dz.

(341)

Höhe einer Lagerschale (in der Regel beide gleich): h = ~ 0,6 • dz bis 0,7 • dz.

Stärke der Lagerschale, Bronze ohne Weißmetall:

(342)

81 = 0,11 • dz + 5 mm.

Bronze mit Weißmetall:

bi = 0,15 • dz -f- 5 mm.

Stahlguß mit Weißmetall:

8z = 0,15 • dt bis 0,2 • dz.

Stärke des Weißmetalls:

8«, = 0,034 • dz -F 3 mm bis 0,022 • dz + 7 mm. Spielraum in den Lagern etwa 0,15 bis 0,2 mm. b) Kurbelzapfenlager, Durchmesser dw (Abb. 112, 113). Höhe beider Lagerschalen einschl. Paßstück:

H = 1,25 • dw bis 1,45 • dw.

Höhe einer Lagerschale (in der Regel beide gleich): h = 0,5 • dw bis 0,75 • dw.

Stärke der Lagerschale, Bronze mit Weißmetall:

8z = 0,12 • dw 4- 5 mm bis 0,16 • dw + 5 mm,

(343)

(344)

(345)

(346)

Stahlguß mit Weißmetall:

8z = 0,15 • dw bis 0,2 • dw.

Runde Lagerschalen aus Bronze mit Weißmetall:

8z = 0,10 • dw + 3 bis 5 mm.

Stärke des Weißmetalls:

(347)

= 0,035 • dw -p 3 bis 0,022 • d + 7 mm.

Als zulässiger Flächendruck für den Kurbelzapfen kann die Hälfte der Werte für Kreuzkopfzapfen genommen werden, vgl. S. 129.

Die Lagerschalen haben etwa 2—4 mm Spiel an jeder Seite.

Vor dem Einbringen des Weißmetalls werden die Schalen zweckmäßig verzinnt, das Einhämmern des in schwalbenschwanzförmigen Rillen befestigten Weißmetalls muß sehr vorsichtig erfolgen.

Abb. 113.

?:::d

21,

Kyj

y___

k-

v£

ÉH

--->

Statt d lies dw ; statt 2lx lies 2 • e.

Wo sich ein Schmierloch im Lager befindet, sollte die Schale eine kleine Warze nach innen erhalten, weil sonst das Weißmetall dort leicht bricht und losbröckelt.

Die Höhe der Paßstücke, 10—40 mm, zwischen den Schalen wird außerdem noch durch zwischengelegte Bleche oder Einlagen von Zinnplatten, die häufig durch Holzdübel festgesetzt werden, geregelt.

Für Zapfendurchmesser von : 50—100, 150—300, 300—400, über 400 mm beträgt das Spiel in den Lagern: — 0,15,

Kurbeiz a pfenlager.

0,2,

0,25,

0,3    „

Bei Kurbelzapfen wird etwas mehr Spiel gegeben als für Kreuzkopfzapfen. Spielraum im Lager etwa 0,2—0,3 mm. Die Schalen erhalten Zentrierungszapfen, mit denen sie in die Stange eingreifen.

4. Lagerdeckel, häufig aus Schmiedeisen.

a) Kreuzkopflager (Abb. 112) Deckel meist ganz flach, ohne Wölbung in der Mitte.

Deckelstärke außen:

(348)

6« = ~ 0,4 • dz bis 0,5 • dz.

Deckelbreite parallel zum Zapfen:

(349)

b = 0,75 • lz bis 0,85 • /*.

Deckellänge senkrecht zum Zapfen:

(350)

Id = 1,9 • dz bis 2,5 • uz.

Entfernung der Deckelschrauben:

(351)

2e — 1,4 • dz bis 1,9 • dz.

Man findet auch für 2-e bis 2,5 • dz, jedoch sollen die Schrauben so dicht wie möglich gesetzt werden.

Man erhält genügend starke Abmessungen, wenn die Deckelstärke 8m in der Mitte aus:

■Y

K-e

(352)

om = 0,055

ermittelt wird. Man findet für ausgeführte Deckel: h — 325 bis 750 kg/qcm.

Ist der Deckel in der Mitte durch eine in Betracht zu ziehende Schmieröffnung vom Durchmesser o (10—18 mm) unterbrochen, so ist es zweckentsprechender, 8,„ zu ermitteln aus:

om = 0,055 •

b) Kurbelzapfenlager, Deckel häufig außen gewölbt und dadurch verstärkt (Abb. 112, 113).

Deckelstärke außen (Abb. 112):

6ai =0,3 • d bis 0,45 • d

(ebenso die Stärke des unteren Flansches der Stange).

Deckelstärke in der Mitte:

o«,] = 8at oder: 8mi = 1,2 • 8aj bis 1,35 * 8ai, wenn gewölbt. Deckelbreite parallel zum Zapfen:

=0,75 -l bis 0,85 • l (wie der Flansch).

Deckellänge senkrecht zum Zapfen:

Id = 1,8 • d bis 2 • d (wie der Flansch).

Entfernung der Deckelschrauben:

2 • e₁ = 1,2 - o? bis 1,5 • d.

Die zulässige Beanspruchung kh = 350 bis 700 kg/qcm ist nach Gleichung (352), (353) zu kontrollieren.

5. Lagerbolzen, Stahl.

Vorwiegend je zwei für Kreuzkopf- und Kurbellager mit feinem Gewinde, für das Kurbellager finden sich ausnahmsweise vier.

Yi

K-e

(353)

(355)

(356)

(357)

(358)

(359)

Bei 2 Bolzen: Kerndurchmesser:

-s 9    ^

<■1 4-

Bei 4 Bolzen: Kerndurchmesser:

0,5 -K

*2-ï

= - 0,55 •

Die zulässige Beanspruchung: h

— 325 kg/qcm bis 900 kg/qcm je nach der geringeren oder größeren Leichtigkeit der Maschine.

Die Bolzen des Kurhellagers erhalten einen etwa ⁵/g" bis 1" größeren Durchmesser als die Kreuzkopfbolzen. Muttern aus gehärtetem Schmiedeisen, Stahl erhält leicht Risse.

Die Bolzen werden bis auf den Kern abgedreht, nur unten und oben sowie in der Lagerfuge bleibt der äußere Gewindedurchmesser stehen, hier sollen sie stramm anliegen, im Lager selbst ist ein geringer Spielraum vorhanden, die Bolzen erhalten oben Gewinde für Aug-bolzen und Nasen am Kopf. Runde Muttern und Köpfe sind vorzuziehen, da sie sich näher an die Stange heranbringen lassen und besser aussehen.

Abb. 114.

Lmfe

--T--tar-

ł kK'FU

i!

| fcĄft«— JJT !'| m |U— a —xi b —x

Penn sehe Sicherung.

Sicherung der Muttern fast ausschließlich durch Penn sehe Sicherung (Abb. 114), für die folgende Zusammenstellung der Abmessungen benutzt werden kann.

Zahlenta/el Nr. 51.

Abmessungen an der Pennschen Sicherung.

Bolzen- Maulweite durch-messer Zoll engl.

der

Muttern

h k lm

mm

rH rH rH rH rH rH rH

OOH(NCO^

rH rH rH rH rH rH

05 KJ

rH rH

rH rH

CO CM CO O

tH rH

■rH rH r-t rH tH r-I tH ■»—¹ tH tH t-H t-H rH

COCOIOO^COCOCOOOOOOOOOOOOOHHHH

HHHHHHHHHHHHHHHH

O rH rH tH ?H rB ^ ^    t>- tH- t>- tH- tH- tH rH rH rH

hhhhhhhhhhhhhhhhhhhh

HHHtHHHHHHHHHHHHHHHHt-I

COCCCOCT50iU<OJOS

ncoiOinœcoæoooooooooooooOHHHH

tH tH tH rH tH rH rH rH tH tH rH tH tH rH tH rH

OOOOOOOOOOOOtHt—ItHtH hhhhhhhhhhhhhhhh

Zahlentafel Nr. 52.

Abmessungen ausgeführter Pleuelstangen.

Maximalkraft ..................

Länge der Pleuelstangen, Mitte

bis Mitte Lager..............

Schaftdurchmesser unterhalb der

Gabel........................

Schaftdurchmesser oberhalb des

Kurbelzapfens................

Ausbohrung des Schaftes.......

112000    41500

35000 52500 20000

2438,40 2438,40 2033,60 3500

196,85 133,35 127,00 180

222,25 165,10 155,57 200 127,00    —

1680

2020

105    155

124    185

44000

45500

45500

46500

2743,20 2914,65 2489,20 165,10 152,40 171,45 190,50 184,15 203,20

Breite der Gabel, senkrecht zum

Kreuzkopfzapfen..... .......

Dicke der Gabel, parallel zum

Kreuzkopfzapfen.............

Höhe des Flansches der Gabel

am Kreuzkopf................

Länge des Flansches der Gabel senkrecht zum Kreuzkopfzapfen Breite des Flansches der Gabel parallel zum Kreuzkopfzapfen. Höhe des Kreuzkopfzapfen-Unterlagers .......................

Höhe des Kreuzkopfzapfen-Oberlagers ......................

Höhe beider Lagerschalen einschl.

Paßstücke...................

Kreuzkopfzapfen-Durchmesser .. Länge des Kreuzkopf-Zapfenlagers .......................

Lichte Weite der Gabel........

Stärke des Kreuzkopflagerdeckels Breite des Kreuzkopflagerdeckels Entfernung der Deckelschrauben Gewindedurchmesser der Deckelschrauben....................

Lichte Entfernung der Kreuzkopfzapfen-Lagerschalen ..........

96,00

76,20

tH tH

CO tH

400

144

130

130

200

144

419,09

107,95

107.95

234.95 158,75

187,32

358,77

76,20

133,35

273,05

23/₄"

304,79

177,80 171,45 177,80 92,00    96,00    88,90

101,60    88,89    92,07

457.19    447,67 406,39

152,40 149,22 152,40

114,30 117,47 127,00

114,30 117,47 127,00

226,75 273,00 273,00 190,50 177,80 184,15

203.20    184,15 196,85

342,89 301,62 349,24 101,60    88,89    88,89

152,40    88,89    152,40

304,79 298,44 273,05

31/4"

31/4"

292,09 266,70

317,49

Untere Flanschstärke am Kurbelzapfenlager .................

Höhe des Oberlagers am Kurbelzapfen .......................

Höhe des Unterlagers am Kurbelzapfen .......................

Höhe beider Lagerschalen einschl.

Paßstücke...................

Länge des Flansches senkrecht

zum Kurbelzapfen............

Kurbelzapfendurchmesser.......

Länge des Kurbelzapfenlagers ..

Deckelstärke...................

Deckelbreite...................

Entfernung der Schrauben......

Durchmesser der Schrauben ....

101,60

200,00

200,00

527,00

742,94 393,69 406,39 127,00 330,19 533 39

litte 158 litte 150    120 Mitte 125

320

4Vi"

431,79 380,99 580    350

31/4"    3"    41/4" 2 5/o"

100    107,95

197    219,07

185    219,07

435    463,50

650    692,14

338    341,47

324    311,14

Mitte 190    107,95

—    203,20

476    507,99

3³/4'

31/2"

127,00 127,00 127,00

222,25 206,37 225,42

222,25 206,37 225,42

419,10 432,00 514,30

654,04 679,44 641,34 355,59 355,59 361,94 336,54 349,42 393,69 127,00 127,00 114,30 241,30 241,30 215,90 469,89 495,29 463,54

4"

4"

33/4"

V. Gleitbahnen.

Ausführungen vgl.

12,

47,

Tq "fpl •    ^

Abb.: 1-4.    18-23, 17—23.

TJ

Abb. 115.

4-

■4

jli__

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11

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lp.

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3-

-Ji

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V--Ü

:i

jJtfiŒiSF

Hohlgußzylindel• mit Gleitbahn.

Bezeichnungen.

I Länge der Gleitbahn, b Breite der Gleitbahn,

Wilda, Die Schiffsmaschinen.

8 Wandstärke der Gleitbahn, a, at Entfernung der Gleitbahnen.

10

Material Gußeisen.

Entweder an die Zylinderständer angegossen bei

kleineren Maschinen, als Platten vor die Ständer geschraubt, an entsprechenden Flanschen der Ständer befestigt oder in Kastenform an den Zylinderständern befestigt (Abb. 118—119).

Der in den letzten beiden Fällen entstehende Hohlraum wird häufig zur Kühlung benutzt. Die nach dem Ständer zu gelegene Innenfläche ist mit Verstärkungsrippen zu versehen (Abb. 118, 119).

Länge der Gleitbahn:

l = Kolbenhub + Höhe des Gleitschuhes weniger 2-8 cm, da man den Gleitschuh oben und unten überlaufen läßt.

Breite der Gleitbahn:

(361)

b = 0,3 • l bis 0,4 • l.

Abb. 116.

Abb. 117.

er

io

+ -+ -+

4-

k-

VsJ&&rSS//sS//////Y/jYb///Sss/ssss//ssss77777Tfc

Abb. 116, 117: Gleitbahnen.

Die Wandstärke 6 ergibt sich ohne Rücksichtnahme auf die Rippen aus der Beziehung:

co Ab

1—1

cm.

(362

8 schwankt von 0,025 • l bis 0.085 • l oder 8 = 0,05 • dw -f 18 mm bis 8 = 0,055 • dw + 20 mm, dw Wellendurchmesser.

Flächendruck auf die Gleitbahn vgl. S. 129.

Bei Vorwärtsgang der Maschine ungefähr 0,2 mm Spiel zwischen Rückwärtsgleitbahn und Gleitfläche des Schuhes.

Genaue Parallelität der Gleitbahnen im Betriebszustande der Maschine erforderlich, weshalb bei der Montage wegen der unausbleiblichen Ausdehnung der Zylinder der lichte Abstand der Gleitflächen unten etwas weiter bemessen wird als oben.

Bezeichnet a die untere Entfernung der Gleitbahnen im Betriebe, so ist bei der Montage die obere lichte Weite etwa:

a, = a — 0,0011 • a

für 100° C. Temperaturunterschied in kaltem und Betriebszustande.

Bei Maschinen, deren Zylinderständer durch Säulen gebildet sind, ist die Gleitbahn oben meist gegen einen entsprechenden Zylinderansatz, mittels Zwischenstücken gegen Längsversteifungen der Säulen verschraubt.

unten

Bei eingleisigen Kreuzköpfen wird die Rückwärtsgleitbahn durch seitlich aufgeschraubte Gleitschienen gebildet, die die Rückseite des Gleitschuhes umfassen und deren Schrauben zugleich die Vorwärtsgleitbahn am Ständer befestigen; die letztere wird außerdem durch einige Schrauben mit versenkten Köpfen festgehalten.

Der Abstand der Befestigungsschrauben für die Rückwärtsgleitbahn ist so zu wählen, daß drei Schrauben auf die Höhe des Gleitschuhes entfallen.

Abb. 119.

Abb. 118.

II

■> p-■J-

Abb. 117, 119: Gleitbahnen.

Durchmesser der Befestigungsschrauben: 1¹/₄" bis l³/₄".

Stärke der Rückwärtsgleitschienen: 35 bis 50 mm.

Die Rückwärtsgleitschienen erhalten entweder einen besonderen Befestigungsflansch oder werden durch Zwischenstücke in dein erforderlichen Abstand von der Vorwärtsgleitfläche gehalten.

Schmierung der Gleitbahn durch Oelkämme, am unteren Ende des Gleitschuhes verschraubt (Messingblech, manchmal Lederstreifen), die in Oelgefäßen am unteren Ende der Gleitbahn eintauchen. Das Halten des Schmiermaterials auf der Gleitbahn durch ~ 12—18 mm breite Nuten, die in der Regel unter einer Neigung zur Längsachse angeordnet sind oder sich überkreuzen.

Kühlung der Gleitbahnen durch Seewasser, unten ein-, oben austretend, Durchmesser der kupfernen Kühlleitung 5—10 mm, durch Hähne an der Gleitbahn absperrhar, bei schnellaufenden Maschinen hat Kühlung wenig Wert.

Zahlentafel Nr. 53.

Abmessungen ausgeführter Gleitbahnen.

Ein

gleisig

Ein

gleisig

Ein

gleisig

Ein- Zweigleisig gleisig

Vi ergiebig

Zwei

gleisig

Ein

gleisig

Hub der Maschine....................

Höhe der Gleitsclmhtiäclie............

Breite der Gleitschuhfläche...........

Länge der Gleitbahn.................

Breite der Gleitbahn.................

Breite der Rückwärtsgleitfläche.......

Durchmesser der Befestigungsschrauben

914

1067

1371

1219

444,5

381

1321

609,6

114,3

IW'

469,9

406,4

1524

685,7

152,4

l³/s"

762

698

1400

406,4

2135

482,6

279,4

IVa"

VI. Kurbelwellen.

Ausführungen vgl. Abb. 120, 121 und Tafel:

Abb.:    37—38,    1 ,

1. Material und Herstellung.

lO

40

47

457

720

1850

1710

450

260

480

1200

1100

2340

455

455

1IVa"

56,

960

700

2980

1040

600

635

1875

740

682

1620

915

297

6-7

31—32,    20-25.

Festigkeit

Elastizitätsgrenze

Dehnung

kg/qcm

kg/qcm

Nickelstahl.....

Tiegelstahl.......

Siemens-Martin-Stahl Schweißeisen.......

5500—7000

5000—6000

4600—5600

3300—4000

-3500

—    3200 -2600

—    1500

— 21 20-22 20—23

Anforderungen der Klassifikationsgesellschaften.

Dehnung

20% auf 200 mm Zerreißlänge 30 0/0 „    50    „

20 % „ 200 „

20 o/o „ 200 „

Festigkeit

kg/qcm

4000—5000

4200—5000

4000-4800

4000—4500

Germanischer Lloyd ...

Englischer Lloyd......

Bureau Veritas.........

Deutsche Kriegsmarine

Nickel stahl ist schwer zu bearbeiten, die Werkzeuge bestehen daher oft aus Chromstahl.

Schwere Schmiedestücke, wie es die Kurbelwellen sind, werden aus Blöcken gegossen, die um etwa 40-50 °/₀ schwerer sind, als das Fertiggewicht des herzustellenden Stückes, dabei ist der Querschnitt der Blöcke 3 bis 4 mal größer, als derjenige des zu schmiedenden Stückes. Die vor dem Erkalten in Wärmeöfen eingesetzten Blöcke werden unter hydraulischen Pressen mit — 4000—5000 Tons Druck geschmiedet.

Der sog. Withworth compressed fluid steel wird in der Weise bearbeitet, daß der in Metallformen gegossene flüssige Stahl einem Druck bis zu 8000 Tons ausgesetzt wird, wodurch man ein porenfreies Material erhält.

Bei der Herstellung hohler Stücke wird der Jngot vor dem Schmieden durchbohrt und dann über einem Dorn geschmiedet.

Das Beseitigen der nach dem Ausschmieden noch vorhandenen Spannungen erfolgt durch Ausglühen, darauf Abkühlen in Oel, wodurch eine

Erhöhung der Zähigkeit stattfindet. Nach der Abkühlung in der Regel nochmaliges Ausglühen.

Für Kriegsschiffe meist Arme und Welle aus einem Stück geschmiedet, die ganze Kurbelwelle bei vier Kurbeln oft aus zwei Teilen zusammengesetzt oder die ganze Kurbelwelle mit drei, auch vier Kurbeln aus einem Stück (Abb. 120, 121), besonders für leicht gebaute Maschinen.

Bei Handelsschiffen so viel gleiche Kurbeln zwischen zwei Kupplungen als Zylinder, selten Wangen und Wellenteile zusammengeschmiedet.

Abb. 120.

Æm

Geschmiedete Kurbelwelle.

Gebaute Kurbel wellen, etwa ¹/₃ bis lj₂ billiger, als in einem Stück geschmiedete, lassen die Möglichkeit der Veränderung der Kurbelwinkel zu und sind betriebssicherer, da die Schmiedestücke kleiner ausfallen, aber die zur Verfügung stehende Lagerlänge ist durch die Kuppelungen beschränkter, und die Lagerdrücke fallen oft sehr hoch aus. In einem Stück geschmiedete Kurbelwellen sind bedeutend leichter.

Abb. 121.

Geschmiedete Kurbelwelle.

2. Kurbelwelle.¹)

zu

Für die Berechnung gekröpfter Kurbelwellen sind die Abmessungen der hintersten Kurbel maßgebend, welche die Gesamtleistung der Maschine übertragen hat.

Beanspruchung vorwiegend auf Verdrehung, daneben sehr schwer zu übersehende Biegungsbeanspruchungen.

a) Volle Kurbelwellen.

Für volle Kurbelwellen folgt der Durchmesser dw aus:

N.

0,2 -d*'kt = 71 620 • —î- = Mt.

Es kann gesetzt werden für: Maschinen von Handelsschiffen:

dw =

10,4 bis 10,9 • 1/für kt — 270—340 kg/qcm.

" n ’

(365)

Maschinen von Panzerschiffen, großen Kreuzern:

dw = 9,65 bis 10,3 •

i/M± für kt ” n ’

= 375—420 kg/qcm,

Maschinen von kleinen Kreuzern:

dw = 9,1 bis 9,6 •

für kt = 420—500 kg/qcm,

Maschinen von Torpedobooten (sehr leicht gebaute Maschinen):

dw = ~ 6,5 bis 7 •

i. für kt = 700—850 kg/qcm.

Die gesamte auf die Kurbelwelle entfallende Beanspruchung setzt sich zusammen aus der Verdrehungsbeanspruchung kt und einer nur sehr annähernd unter gewissen Voraussetzungen zu ermittelnden Biegungsbeanspruchung kh kb liegt häufig zwischen 150 und 300 kg/qcm.

Das größte Drehmoment Mtma,x nimmt für die einzelnen Kurbeln nach vorne zu langsamer ab, als das in Gleichung (364) benutzte mittlere Drehmoment.

Mt max

Setzt man:

= ~ 1,2 • Mt

(366)

und benutzt Mt dw, so daß Mt genügende Abmessungen gibt.

b) Hohle Kurbelwellen. Das Ausbohren bezweckt die Beseitigung des wenig zur Festigkeit beitragenden Materials in der Nähe der neutralen Faser, das außerdem häufig nicht homogen ist. Beim Ausbohren auf die Hälfte des Durchmessers sinkt die Festigkeit nur um — 6,25 °/₀, das Gewicht jedoch um ~ 25 °/₀.

Die Klassifikationsgesellschaften gestatten eine Ausbohrung von 0,4 • dw ohne Erhöhung des äußeren Durchmessers dw.

Bei Kriegsschiffen finden sich Ausbohrungen dwo bis 0,7 • dw.

Der Durchmesser dwo der Ausbohrung ist aus: dl — dio

(max )

so ergibt sich nur eine sehr geringe Abweichung für

0.2-

zu ermitteln.

dw

• kt = 71 620 •

= M,

(367)

für

dwo.

0,6 • dtvj

0, < • dw, 1,11 fache

ergibt sich das des vollen Wellendurchmessers dw.

Verschluß der Bohrung durch mittels versenkter Schrauben befestigte Messingscheiben.

1,02,

1,05,

(3. Zusammenstellung der Vorschriften der Klassifikationsg’esellschaften für die Berechnung der Kurbelwellen siehe Seite 152—154.)

3. Kurbelzapfen.

a) Beanspruchung der Zapfen auf Biegung, Verdrehung und Abscherung. Vorwiegend Flächendruck und Abnutzung maßgebend.

Zulässiger Flächendruck vgl. S. 140 und S. 129.

Bei Kriegsschiffsmaschinen sind, besonders bei forcierter Fahrt, durch den Kurbelzapfen um 50 °/₀ größere Kräfte zu übertragen, als bei Handelsschiff smaschinen; die Zapfenlänge lz wird daher meist länger ausgeführt, um eine Vergrößerung des Pleuelstangenkopfes bei vergrößertem Durchmesser dz zu vermeiden.

b) Abmessungen:

Kurbelzapfendurchmesser.......dz = 0,9 • dw bis dw -f- 30 mm (379)

lg = 0,8 • dz bis 1,7 • dz lz = 0,8 • dz bis 1,1 • dz

Kur beizapf en länge für Handelsschiffe

(380)

lg = 1,1 • dz bis 1,4 • dz lg = 1,4 ■ dz bis 1,7 • dz,

man findet bis 1,9 -dz.

für Panzerschiffe, große Kreuzer. lz = 1,2 • dz bis 1,3 • dz kleine Kreuzer Torpedoboote.

Abb. 122.

Hohler Kurbelzapfen mit Zentrifugalschmierung.

von

Die ebenso wie die Wellen, besonders bei angeschmiedeten Wangen oft hohl hergestellten Zapfen, erhalten für Zentrifugalschmierung meist zwei von der Bohrung radial nach der Zapfenoberfläche führende Bohrungen 12—15 mm Durchmesser (Abb. 122).

4. Kurbelarine.

Fortsetzung Seite 155.

a) Beanspruchung. Der hinterste Kurbelarm, mit dem die übrigen gleich dimensioniert werden (nur selten werden die vorderen schwächer gehalten), wird außer durch das Drehmoment, durch ein Biegungsmoment, eine Schubkraft und eine Normalkraft beansprucht, deren eingehendere Ermittlung von verschiedenen Annahmen ausgehend erfolgen, für die praktische Berechnung jedoch unerörtert gelassen werden kann. Bei der Untersuchung dieser Momente und Kräfte müssen die Kurbelwinkel zugrunde gelegt werden, bei denen das Moment beim Angehen der Maschine am größten wird, für Dreifach-Expansionsmaschinen mit Kurbeln unter 120°, für den Kurbelwinkel 0° bzw. 90°, für Maschinen mit vier Kurbeln unter 90°, für den Winkel von ~ 45 °.

5. Zusammenstellung der Vorschriften der Klassifikations-

dw Wellendurchmesser, Dh, Dmt, Dmi, Dn Durchmesser von Hochdruck-, 1. Mitteldruck-, 2. Mitteldruck-,

ßk Kessel-

gesellscliaften für die Berechnung der Kurbelwellen.

Niederdruckzylinder. nx Anzahl der Hochdruckzylinder, n Anzahl der Niederdruckzylinder. H Hub. druck.

Germanischer Lloyd.

Alle Maße: cm, pk kg/qcm, absoluter Druck.

Englischer Lloyd.

Alle Maße: Zoll englisch, pk lbs auf 1 Quadratzoll, Überdruck.

Bureau Veritas.

Alle Maße : Zoll engl., pk lbs auf 1 Quadratzoll, Überdruck.

British Corporation. Alle Maße:

Zoll engl., Pk absoluter Druck.

Board of Trade.

Alle Maße: Zoll engl., ^ absoluter Druck.

41

dw

ft'f »1 • p‘t

dw

-V-

Pk ’ r•n • Dn

Der größere sich aus diesen beiden

Formeln (368) ergebende Wert ist maßgebend.

(374)

dw

r •Pk • Dl

•(375)

I. Zweifach-Expansionsmaschinen.

a)    Maschine mit zwei verschiedenen Zylindern und zwei Kurbeln unter 90 0.

Ci = 115 für Dl : D* < 3,478,

C = 400 für Dl : Df > 3,478.

b)    Maschine mit drei Zylindern und drei Kurbeln unter 120°.

Cx — 105 für 2 • Dl : d\ < 4,285,

C = 450 für 2 ‘Dl: Dl > 4,285.

I. Zweifach-Expansionsmaschinen mit zwei Kurbeln unter 90 °.

I. Einfach - Expansionsmaschinen.

dw —

21

20

• [o,04 • Dh + 0,006 • Dn + 0,02-7/] • |/

für Dl : D\ < 4,5 und H )> 0,5 • Dn.

Pk

(370)

dw

V-

für » = 1. (372)

Ä|A

Dreifach- ii r+ Expansions- ¹¹ ® maschinen.

Drei Kurbeln unter 120°. I

Vierfach-Expansions-maschinen. Vier Kurbeln unter 90 °.

Werte von C. Zwei Kurbeln unter:

90°

1047

Maschine mit zwei Zylindern und zwei Kurbeln. Kurbeln unter

100°

966

II. D reifach-Expansionsmaschinen.

a)    Maschine mit drei verschiedenen Zylindern und zwei Kurbeln unter 90 °. Zwei von den Zylindern sind übereinander angeordnet.

Cx = 70 für Dl : d\ < 8,028,

C = 562 für Dl : D\ > 8,028.

b)    Maschine mit vier Zylindern und zwei Kurbeln unter 90°.

Die beiden gleichen Hochdruckzylinder sind über den anderen Zylindern angeordnet. Cx= 98 für Dl :2Dl < 6,582,

C = 645 für Dl : 2 d\ > 6,582.

c)    Maschine mit drei verschiedenen Zylindern und drei Kurbeln unter 120°.

Ct = 96 für Dl : Dlh < 6,604,

C = 634 für Dl : DÏ > 6,604.

II. Dreifach-Expansionsmaschinen mit drei Kurbeln unter 120°.

II. Zweifach - Expansionsmaschinen.

dm —

21

20

• [o,038 • Dh + 0,009 • Dm + 0,002 • Dn

+ 0,016 -//]- ]/pk

für Dl : D\ < 9 und H > 0,5 • Dn.

(371)

(iw

Pk-r («i* Df + 0,1 • n • Dl)

- .    (373)

a) Maschine mit zwei Zylindern und zwei Kurbeln n — »j = 1.

Kurbelwinkel 90°,

C = 3400.

b) Maschine mit zwei Kurbeln, mit zwei Hochdruck- und zwei Niederdruckzylindern in Tandem - Aufstellung.

Kurbelwinkel

»! = n = 2. 90°, 100°, 1200, KO«,

1600-180°,

OOOOC!

= 3500, = 3185, = 2765, = 2520, = 2450.

d) Maschine mit fünf Zylindern und drei Kurbeln unter 120

Die Hochdruckzylinder sind gleich und stehen auf den ebenfalls gleichen Niederdruckzylindern.

c)    Maschine mit drei Kurbeln, mit drei Hochdruck- und drei Niederdruckzylindern.

»t — n — 3.

Kurbelwinkel 120°,

d)    Maschine mit einer Kurbel, einem Hochdruck-und einem Niederdruckzylinder.

n = nt —1, Füllung: 0,8 im Hochdruckzyl. mit nicht überhängender Kurbel mit überhängender Kurbel

C = 3800.

C = 2100, C = 3200.

^

c- t- co ob ci oj

O O tH tH C'd rH tH tH t—I t-H

= 93 für Dl : d\ < 6,796,

= 632 für Dl : d\ > 6,796.

Fortsetzung Seite 154.

e) Maschine mit drei Kurbeln, einem Hochdruck-, zwei Niederdruckzylindern.

Kurbelwinkel 120°,

9,910

10,160

10.410

10.910 11,160

11.410 11,660

11.910 12,160

12.410 12,660

12.910 13,375 13,840 14,305 14,770 15,235 15,700 16,630 17,560

18.410 19,260 20,110 20,960 21,750 22,540 23,330 24,120 24,900 25,680

13,650

14,160

14,670

15,180

15,690

16,200

16,710

17,730

18,630

19,530

20,430

21,330

22,200

23,070

23,940

24,810

25,660

26,550

27,340

22,660

23.660

24.660

25.660 26,580 27,500 28,420 29,340 30,260

n = 2.

C = 3600.

110°

120°

130°

140°

150°

160°

170°

180°

Drei

Kurbeln

unter

120°

904

855

807

788

766

751

743

740

1110

Fortsetzung Seite 154.

Fortsetzung Seite 154.

4-

5. Zusammenstellung der Vorschriften der Klassifikationsgesellschaften für die Berechnung der Kurbel wellen.

(Fortsetzung.)

Bureau Veritas.

Alle Maße: Zoll engl., pk lbs auf 1 Quadratzoll, Ueberdruck.

Englischer Lloyd.

Alle Maße: Zoll englisch, pk lbs auf 1 Quadratzoll, Ueberdruck.

Germanischer Lloyd.

Alle Maße: cm, pk, kg/qcm, absoluter Druck.

c) Bei Verminderung des Torsionsmomentes durch geeignete Zylinderfolge und Wahl der Kurbelwinkel kann C bis 3850 gewählt werden.

Nach obigen Formeln berechnete Wellen dürfen eine Bohrung bis 0,4 - dw erhalten.

Der Durchmesser dw ist zu vergrößern bei Bohrungen von:

b) Zwei Kurbeln, drei Zylinder in Tandem-Aufstellung.

C = 3700.

III. Dreifach - Expansionsmaschinen.

a) Drei Kurbeln und drei Zylinder.

Formel unter II. n — 1,

Kurbelwinkel 120°,

I = lu

n = nx = 1.

Kurbeln unter 90°, C — 3000.

n — 1.

'0088 = O

c) Zwei Kurbeln, vier Zylinder.

% = 2,

Kurbeln unter 90°,

C = 3100.

C = 3450.

IV. Vierfach - Expansionsmaschinen.

a)    Zwei Kurbeln.

Kurbelwinkel 90°,

b)    Vier Kurbeln.

Kurbelwinkel 90°,

■°/o OT “ ‘°/o 2    “

‘°/oS    “

‘°/o I rau

0,4 • dw 0,5 • d,0 0,6 • dw 0,7 • dw

III. Vierfach - Expansionsmaschinen.

a) Maschinen mit zwei Kurbeln unter 90°.

• |j),034 • Dfl -f- 0,011 • Dm, -j- 0,004 D

(376)

Zw

Zni

21

20

= mp

+ 0,0014 • Dn + 0,016 • fl] • jj/yv

b)    Maschine mit drei Kurbeln.

21 r

20    ' L ’ ^>h    *VU4 ‘ ^in 1    0,006 • D

+ 0,0017 • Dn + 0,015 • fl] • l/p*.. (377)

c)    Maschine mit vier Kurbeln.

21    r

dw = -gQ- • j^0,033 • TJ/t -j- 0,01 • Dm j    0,004 • D

+ 0,0013 • Dn -f 0,0155 • Ff] • |/pfc (378)

für Dl : Dl < 12. und H ;> 0,5 • Dn.

dw —

III. Vierfach-Expansionsmaschinen.

a)    Maschine mit vier verschiedenen Zylindern und zwei Kurbeln unter 50°.

Ct    =    70    für    Dl : D\    <    8,028,

C    =    562    für    Dl : Dlh    >    8,028.

b)    Maschine mit vier verschiedenen Zylindern u.d vier Kurbeln unter 90 °.

Ci    =    82    für    Dl : Dl    <    9,171,

C    =    752    für    Dl : d\    >    9,171.

Bemerkung.

Nach obigen Formeln berechnete Wellen dürfen eine Bohrung von 0,4 • dw erhalten. Wird eine weitere Bohrung beabsichtigt, so ist die durch dieselbe verursachte Schwächung durch entsprechende Vergrößerung des äußeren Durchmessers auszugleichen.

Bei besonders gut ausbalancierten Maschinen können die nach vorstehenden Formeln erhaltenen Durchmesser bis zu 4 % reduziert werden.

b) Allgeschmiedete Arme, Abmessungen (Abb. 120, 121), Bezeichnungen vgl. Abb. 123, S. 157.

Höhe der Arme, senkrecht zur Längsrichtung der Welle:

h = — 1,05 • dw + 10 mm oder h = 1,08 • dw bis 1,18 • dw.

Breite der Arme, parallel zur Längsrichtung der Welle:

b = 0,6 • dw bis 0,75 • dw.

(381)

(382)

Unter gleicher Beanspruchung des Materials von Arm und Welle sollte innegehalten werden :

bh² = 0,8 • dl bis 0,85 • dl.

Die Wangen erhalten parallele Seiten und werden in der Regel unten und oben nach Kreisbogen abgerundet.

Die Wangen am Zapfen werden an den Lagerseiten häufig nach einem Viertelkreis abgerundet oder um 0,35- b bis 0,4- b abgeschrägt (Abb. 120, 121).

c) Gebaute Kurbeln (Abb. 123).

a) Befestigung der Arme auf der Welle durch hydraulisches Aufpressen oder Aufschrumpfen.

Der einzupassende Teil der Welle und des Zapfens erhält meist einen etwas größeren Durchmesser als die Bohrung des Arms. Für das Aufschrumpfen der Wangen wird manchmal ein kleiner Bund angeordnet, der nachher wieder abgedreht wird. Die Teile der Welle und des Zapfens, die warm eingezogen werden sollen, erhalten in vielen Fällen einen Durchmesser von ~ 1,001 • dv:. Vielfach findet sich auch der Zapfen seitlich von der Kurbelwange um 1 bis 2 mm vorstehend.

Sicherung der Welle durch ein oder zwei runde Dübel, die Federn vorzuziehen sind.

Durchmesser der runden Dübel:

30—50 mm, für einen Dübel, für dw = 250—600 mm,

20—35 mm, für zwei Dübel, für dw — 250—600 mm,

Länge der runden Dübel: 0,4 • dw bis 0,5 • dw.

Querschnitt der Federkeile: 8—20 qcm, je nach der Wellenstärke.

ß) Abmessungen:

Nab en stärke der Wange an Welle bzw. Zapfen:

— 0,7 • dw + 20 bis 30 mm bzw. 0,7 • dz + 20 bis 30 mm, also Höhe der Wangen:

i — 1,7 • dw 4- 20 bis 30 mm, h = 1,7 • dz 4- 20 bis 30 mm.

(383)

(384)

(385)

Kleinste Höhe der Wange bei seitlicher Ausrundung: h = ~ 1,35 • dw bis 1,4 • dw.

~ 0,6 • dw bis 0,75 • dw.

(386)

Wangenstärke: b

(387)

Bei gebauten Kurbelwellen ist möglichst

b -h² = 0,95 bis 1,1 • dl

(388)

innezuhalten.

dw

dw

254

260

279

286

292

298

305

311

318

324

330

343

349

356

362

368

375

381

387

394

400

406

413

419

425

432

438

451

457

464

470

476

482

489

495

Zahlentafel Nr. 54.

Abmessungen gebauter Kurbelwellen. Vgl. Abb. 123.

df

73

76

76

79

79

clz

38

38

38

38

44

82 i 44

86

86

89

89

92

92

95

95

102

102

105

105

108

108

108

108

111

111

111

111

111

114

114

117

117

120

254

260

267

273

279

286

489

502

511

520

533

546

174

178

184

187

190

197

44

44

44

50

50

50

50

50

50

50

57

57

57

57

57

57

57

57

63

63

63

63

63

63

63

63

63

292

298

305

311

318

324

330

336

343

350

356

362

368

375

381

387

394

400

406

413

419

425

432

438

445

451

457

555    ¹ 200

568

578

598

610

622

635

644

657

666

679

689

698

711

724

733

746

755

768

790

800

812

822

835

844

857

866

210

213

219

219

225

231

235

238

244

247

254

257

260

266

270

273

279

283

289

292

295

301

305

308

314

oooggsoosoosssssssssssasisssggggs-s-

i slilSsSiillsslllsssSISgggggSglll

Zahlentafel Nr. 5ö.

Abmessungen von Kurbelwellen ausgeführter Maschinen.

Leistung, PS.................

Maximalkraft, kg.............

Umdrehungszahl.............

Hub, mm.....................

Wellendurchmesser, äußerer, mm ,,    „    innerer, „

Zapfendurchmesser, äußerer, „

Zapfenlänge, mm..

Wangenhöhe, mm. Wangenstärke, mm

innerer, „

17 500 215 000

78

11500 145 000

1850

635

255

640

255

760

90

9500    6750

155000 150 000

1700

120

500

180

530

180

700

700

300

1219

445

260

457

266

546

508

292

6. Kupplungen der Kurbelwellen.

Ausführungen vgl.

Tafel :    14.

Abb.: 17,

ic ic

-I CC

95

10 000 86 000

1100

420

220

430

220

450

500

225

fc ife;

i-¹ ©

2800

150

900

410

135

420

135

670

455

255

47 500

3000

68

43 000

1372

381

381

327

700

82

1300

360

365

370

750

248    260

940    2100

26 500 28 000

76

900

262

260

270

525

180

122

920

270

280

105

350

560

190

56,

26.

df Durchmesser der Flanschen, 8/ Dicke der Flanschen, i Anzahl der Verbindungsschrauben, 1) Durchmesser des Schraubenkreises, om mittlerer Durchmesser der Bolzen, 8S Kerndurchmesser der Schrauben (Abb. 123, 124, 125).

a) Beanspruchung.

Flansch auf Abscherungen an der Ansatzstelle:

(389)

Tr. dw • 8/ • ka = Mt = 71 620 •    —, ks — 80—370 kg/qcm.

Ti dyj Abb. 123.

¹

Eingehenderes vgl. Bertin-Wilda, Der Schiffsmaschinenbau, S. 468—482, Gebrüder Jänecke, Hannover 1901.

dw

d£]

Getaute Kurbelwelle.

Flansch auf Abscherung im Bolzenloch:

(ir • D — i • 8W) • 8/ • ks = Mt = 71 620 •

%

Bolzen auf Abscherung:

*-8i~

D = 0,2 • d* •

71 620 • —¹ • -4L, &s = 150—475 kg/qcm.

n 1)    ¹

Abb. 125.

(390)

(391)

Abb. 124.

IT

S->

146

Dü⁵ Fm

W ellenkupplung.

Anpressungsdruck der Bolzen gegen die Lochleibung:

i • bm - hf k = 71 620 • — .

n D

(392)

h) Abmessungen.

Man kann setzen mit genügender Auflagerfläche für die Bolzenköpfe: Äußerer Durchmesser:

df= I) -\- 2 • om oder: df

— 1,75 • dw Ins 2,45 • dw. im Mittel df = — 2 • dw. (393)

8/ = 0,25 ■ dw bis 0,40 • dw.

Flanschdicke:

(394)

Aussparungen für Zentrierungsscheiben — 3—4 mm in jedem Flansch. Bolzenstärke in der Mitte:

8m = 0.18 • dw bis 0,26 • dw.

Die Bolzen entweder zylindrisch vom Durchmesser 8,„ oder konisch vom mittleren Durchmesser 8m, mit einem Anzug 1:8 bis 1:30. Konische Bolzen werden meist so lang ausgeführt, daß sie am stärkeren Durchmesser um ~ 10- 12 mm über die Flanschfläche hinausragen.

Die Bolzenlöcher werden nach Gußschablonen mit eingesetzten, gehärteten, geschliffenen Büchsen bis auf 0,1 mm vorgebohrt und dann mit der Reibahle auf das richtige Maß aufgerieben.

Durch Anwendung konischer Bolzen wird das Vertauschen der einzelnen Teile der Kurbelwelle erschwert.

Bei Verwendung von wenigen, stärkeren Bolzen: Bolzenanzahl:

i = 0,02 • dw.

(395)

i — 0,03 • dw bis 0,025 • dw.

Bei Verwendung von schwächeren Bolzen: Bolzenanzahl:

Häufig findet man : i = ~ 0,45 bis 0,5 •

dl

sr

Durchmesser des Schraubenkreises:

D = — 1,4 • dw bis 1,95 • dw.

Die Ausrundung an der Ansatzstelle des Flansches:

r = 0,6 • dw bis 0,12 • dw.

Bolze n 1 ä n g e bis zum Gewindeansatz :

h = 2 ’ 8/— 18 mm.

(369)

(397)

(398)

abgesetzt.

Aeußerer Gewindedurchmesser gegen den Bolzendurchmesser 5 bis 10 mm

Mutterhöhe etwa das 0,7 bis 0,8 fache des Gewindedurchmessers. Die Muttern sind zu sichern.

Zahlentafel Nr. 56'.

Abmessungen von Kupplungsflanschen.

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Zahlentafel Nr. 56 (Fortsetzung).

Zahlentafel Nr. 57.

Kupplungen ausgeführter Kurbel wellen.

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VII. Zylinderträger.

Ausführungen vgl.

Tafel: 8. Abb. : 8.

39

45,

48. '

1—15.

1-2,    9—10.

1. Beanspruchung.

Auf Zug und Druck durch die Kolbenkraft K und das Zylindergewicht.

Auf Biegung durch den Gleitbahndruck G. hierzu kommen noch die Kräfte, die die schwingende Masse der Pleuelstange auf den Kreuzkopf überträgt, durch welche G vermehrt bzw. vermindert wird.

Werden außerdem noch durch die Maschine direkt Pumpen angetrieben, so wird durch den Druck Q auf die Lagerkonsole bei aufwärts gehenden Pnmpenkolben das von dem Gleitbahndruck G herrührende Moment vergrößert.

Die übrigen während des Ganges der Maschine auftretenden, die Ständer teils auf Zug, teils auf Biegung beanspruchenden Kräfte, wie z. B. die auf die Rohrstopfbüchsen usw. lassen eine Berücksichtigung kaum zu, ebenso wenig die seitlich zur Wirkung kommenden Beschleunigungsdrucke der bewegten Gestänge und die Stöße, die bei der Füllung in den Rohren durch den plötzlich in Bewegung gesetzten Dampf auftreten.

Beim Überholen des Schiffes tritt außerdem noch eine Kraft auf, im Schwerpunkt der Maschine angreifend, die senkrecht zur Höhenachse der

Maschine gerichtet ist und deren Größe bei einem Maschinengewicht Gm und einem Neigungswinkel cp des Schiffes die Größe hat:

Gm • tg cp.

Abb. 126.

m.r

fl

GM

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="fl(=G

4<>)-

-(<>)-

ft

Hohlguß-Zylinderträger.

Außerdem kommt noch eine Massenbeschleunigungskraft hinzu, die beim Überholen mit Gm • tg cp gleichgerichtet, beim Wiederaufrichten des Schiffes, entgegengerichtet ist, jedoch hat das Moment dieser Kraft nur geringen Einfluß gegenüber demjenigen von Gm • tg cp.

Ein großer Teil dieser Beanspruchungen kann von geeigneten Absteifungen der Maschine gegen die Schiffswandungen aufgenommen werden, so daß wesentlich nur die durch den Gleitbahndruck hervorgerufenen biegenden Kräfte und Momente ins Gewicht fallen. Die von der Kolbenkraft K her-rührenden Beanspruchungen auf Zug sind nur unerheblich, werden aber der Einfachheit halber der Rechnung zugrunde gelegt, wobei die angenommenen zulässigen Anstrengungen so niedrig zu wählen sind, daß die übrigen Beanspruchungen keiner weiteren Berücksichtigung bedürfen.

sind außerordentlich verschieden, so ergab sich für:

Die Zugbeanspruchungen, die zugrunde gelegt werden.

Gußeisen

Frachtdampfer............ lcz = 12 kg/qcm bis 52 kg/qcm (16 Maschinen)

Post-und Passagierdampfer kz — 12 kg/qcm bis 80 kg/qcm (9 Maschinen)

| Schnelldampfer...........

Stahlguß • Panzerschiffe, große und kleine Kreuzer.........

kz = 65 kg/qcm bis 135 kg/qcm (4 Maschinen) 80 kg/qcm bis 160 kg/qcm (14 Maschinen)

Tcz

Säulen aus Schmiedeeisen oder Stahl

Handelsschiffe und große

Kriegsschiffe...........

Sehr leicht gebaute Kriegsschiffe .................

lcz = 100 kg/qcm bis 175 kg/qcm (6 Maschinen) 1cz = 180 kg/qcm bis 375 kg/qcm (9 Maschinen)

Ständer, an denen keine Gleitbahn angeordnet ist, werden häufig etwas schwächer ausgeführt, um an Gewicht zu sparen.

2. Abmessungen von gusseisernen Ständern (Abb. 115, 126). Tafel:

Abb. :

co co

39,

45,

48,

1—15,    1—2,    9—10.

Übereinstimmend mit praktischen Ausführungen kann angenommen werden für Zylinderträger aus Gußeisen, Rippenguß oder Hohlguß (Abb. 116, 126), Wandstärke:

y'~ + 10 bis 12 mm, Zylinderträger aus Stahlguß, Rippen- oder Hohlguß (Abb. 126):

VE

' n

8 = 3.5 -

(399)

8 = 2,5 bis 3,0 •

+ 10 bis 12 mm,

Abb. 127.

HOT-

Ft

=i

Stahlguß-Zylinderträger.

Flanschstärke:

(400)

8/ = 1,8-8 bis 2,4 • 8 (Gußeisen und Stahlguß), 8f — 2-8 bis 2,8 • 8*) (Stahlguß).

Man kann annehmen für:

Ni ₌

10

20

30

50

75

100

125

150

180

200

8 (Gußeisen) 5 (Stahlguß)

18—20 20—22 21—23 23—25 12—14 12-14 14—16 14-16

24-28

16-18

26-28

16—18

27-30

16-18

28—30

18—20

30—32

18-20

30—32

20—22

Versteifung der Flanschen gegen die Ränder durch Rippen, etwa 8 mm

stark.

*) Nach Angabe von Bauer: Schiffsmaschinen und Kessel, S. 220, Oldenbourg 1903.

11

Wilda, Die Schiffsmaschinen.

3. Biegungsbeanspruchung von gusseisernen Ständern und Säulen.

Werden die gußeisernen Ständer auf der einen Seite durch schmiedeeiserne oder Stahlsäulen ersetzt (Abb. 128, 129), so findet sich der Durchmesser der Säule zu etwa y¹^ bis yß der Säulenlänge ausgeführt, es kommen

Abb. 129.

Abb. 128.

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Zylinderträger.

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Säulen-Zylinderträger.

auch auf einer Seite gußeiserne hohle Ständer von größerem runden Querschnitt zur Anwendung, deren unterer Durchmesser etwas größer genommen wird, als der obere. Einseitig verwendete Säulen unterliegen stets nicht unbedeutenden Biegungsbeanspruchungen.

Um diese beurteilen zu können, wenn auch nur angenähert, erhält man, wenn die Säule mit der Grundplatte und dem Zylinder als starr verbunden

angesehen wird nach den Bezeichnungen der Abb. 128, nach bekannten Gesetzen der Festigkeitslehre, an den oberen Enden die Momente: für die Vorwärtsgleithahn:

G-l2 2 • L

für die Rückwärtsständer:

P- —

2

P= J,'

und die Kraft:

— M₂ =

G-l²

(401)

M₂ =

(402)

E₂ • G - (3 -V - L — 2-P)

(J₁ - El + J₂- E₂) - L³

kg.

(403)

worin Jn J₂ die Trägheitsmomente der Ständerquerschnitte, El} E₂ die entsprechenden Elastizitätsmoduli bedeuten.

Für Hohl- oder Rippengußständer mit veränderlichem Querschnitt sind für J, und J₂ genügend genau die mittleren Trägheitsmomente der Querschnitte zu wählen.

Beispiel. Für eine ausgeführte Maschine beträgt:

G = 10 200 kg, L = 426 cm, l — 296 cm,

der quadratische, hohle gußeiserne Ständerquerschnitt von 38 cm Seite hat eine Wandstärke von 3 cm, demnach beträgt

Jx = 86 280 cm⁴, Ex = 1000 000.

Vorne wird der Zylinder durch zwei geschmiedete Säulen von je d — 15 cm Durchmesser getragen, also: J₂ = 2 • 0,0491 • d⁴ = 5060 cm⁴, E₂ — 2 000000. Setzt man diese Werte in Gleichung (403) ein, so ergibt sich:

P = - 850 kg.

Dann folgt nach Gleichung (402):

M₂ = — 181 000 cm/kg,

mithin die Beanspruchung jeder Säule auf Biegung:

181 000 2-0,1 • 153 Nach Gleichung (401) folgt ferner:

ifj = 854000 cm/kg,

mithin die Biegungsbeanspruchung in dem gußeisernen Ständer:

854000

= ~ 270 kg/qcm.

Sbl —

38⁴ - 32⁴

= ~ 122 kg/qcm.

38

Unter Berücksichtigung des Auflagerdruckes Q im etwa vorhandenen Balancierlager würden die Beanspruchungen sb i und sb2 noch höher ausfallen.

Die Zugbeanspruchung, die durch ein Drittel der Maximalkraft K auf den gußeisernen Zylinderständer hervorgerufen wird, beträgt nur

13 600

®Z1 ---

und für jede der Säulen:

$Z2 -

38² — 32

13 600

15² * W

~ 32 kg/qcm,

= ~ 75 kg/qcm.

11*

Obige Rechnung, bei der auf die Absteifung der Maschine gegen das Schiff keine Rücksicht genommen ist, zeigt, daß es empfehlenswert ist, die Biegungsbeanspruchungen der nur auf Zug berechneten Zylinderträger zu kontrollieren.

Durch Schrägstellung der vorderen Säule läßt sich die Grundfläche der Maschine verbreitern und die Beanspruchung der Säulen vermindern.

4. Erfolgt die Stützung der Zylinder nur durch geschmiedete Säulen, so ist es wünschenswert, je zwei hintereinander stehende Säulen so durch

Diagonalen zu verbinden, daß Dreiecksverband (Fachwerkverband) entsteht, da sich nur dadurch eine vorwiegende Beanspruchung auf Zug und Druck erreichen läßt (Abb. 129, 130, 134, 135).

Bei größeren Maschinen finden sich meist wer Säulen für jeden Zylinder. Jedoch sind auch vielfach Anordnungen vorhanden, hei denen die Säulen auf der Vorderseite vor der Mitte jedes Zylinders stehen, besser ist es jedoch, auf dieser Seite stets eine Säule mehr anzuordnen, als die Anzahl der Zylinder beträgt.

Bei der Verwendung von vier Säulen für jeden Zylinder lassen diese sich in größerer Nähe der Kurbelwellenlager anordnen, wodurch die Grundplatte günstiger beansprucht wird. Um mit Rücksicht auf die Standfestigkeit eine breitere Grundfläche zu erhalten, werden häufig noch seitliche Streben (Abb. 130) hinzugefügt.

Die Diagonalen sollten, um Druckbeanspruchungen zu vermeiden, bei der Montage mit größerem Zug eingesetzt werden, als die zu erwartende Druckbeanspruchung beträgt, da sie jedoch verhältnismäßig kurz ausfallen, so hegen Bedenken gegen Druckbeanspruchungen kaum vor.

Abb. 130.

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Säulen-Zylinderträger.

Die Kippmomente in der Längsrichtung der Maschine sind durch gegenseitige diagonale Versteifung der Säulen unschädlich zu machen, auch diesen Längsversteifungen ist bei der Montage etwas Zugspannung zu geben.

Die rechnerische Ermittlung der Zug- hzw. Druckspannungen, die durch den Gleitbahndruck in aus Säulen gebildeten Zylinderträgern hervorgerufen werden, läßt sich bei der Anordnung der Abb. 131 nicht völlig durchführen. Für die vordere Säule von der Höhe H ergibt sich, wenn der Säulenabstand a beträgt, der für Druck in Betracht kommende Teil der hinteren Säule die Höhe h hat und das Verhältnis des Kurbelradius zur Pleuelstangenlänge R : L beträgt, für eine mit pk kg/qcm Kesseldruck arbeitende Maschine vom Hochdruckzylinderdurchmesser Dh.

Zugspannung :

R H—h

(404)

ferner für h:

Druckspannung : S₂ = 0,2 • Dl • pk • ~ • ^    ^

Hiermit ergeben sich die Diagonalspamlungen

iqüj

(405)

(406)

und

D₂ = 0,2 • Dl •pk •

tz i Sa

COS 7 •

// —

—yj sin² a j.

(407)

Also ziemlich unbequeme Formeln.*)

Bisher kaum angewendet, aber der Anordnung in Abb. 131 vorzuziehen, erscheint die Anordnung der Abb. 132, die kaum schwerer ausfallen dürfte,

Abb. 131.

Abb. 132.

rf~~    \)

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rz

TD"

£i

£1

Abb. 131, 132: Zylinderträger.

denn wenn auch die Säulen etwas stärker werden müssen, so fallen doch die Querversteifungen ganz fort, und es braucht nur eine hintere Versteifung angeordnet zu werden, außerdem kommt hinzu, daß die Beanspruchung jedes Stabes genau ermittelt werden kann, was in Abb. 130 nicht der Fall ist, auch hier läßt sich eine Druckbeanspruchung der Diagonalen vermeiden.

Beispiel. Für eine ausgeführte Torpedobootsmaschine der englischen

Marine ist:

R

= 40 cm, pk = 15 kg/qcm, -j-

Jj

a = 89 cm (90); a - 90 °.

Mit diesen Zahlenwerten ergibt sich nach den Gleichungen (404) bis (407) S\ = - 1200 kg, S₂ = ~ 3600 kg, Dl = - 1700 kg, D₂ = - 3400 kg.

5. Die Befestigung von Hohl- oder Rippengussständern aus Gußeisen oder Stahlguß erfolgt stets durch Flanschen, sowohl an den Zylinderfüßen als auf der Grundplatte.

Geschmiedete Säulen werden auch oben und unten mit einem Bund versehen und in Augen an den Zylindern bzw. Grundplatten mit Mutter und Gewinde befestigt, häufig werden Säulen oben durch Augen, unten durch Flansch befestigt.

Dh

3,96 [4], H = 2 • h = 179,2 cm (180 cm),

*) Graphische Lösung: Bauer, Konstr. d. Sclnffsmaschine, S. 222, Oldenbourg 1902.

Äußerer Durchmesser der Augen mindestens 1,8 mal Säulendurchmesser.

Höhe der Augen 4 bis 6mal Säulendurchmesser. Befestigungsschrauben der Ständer.

Für n Befestigungsschrauben aller Füße eines Zylinders vom Kerndurchmesser ds cm ist innezuhalten:

n • dg = K

bis

150    300

Stiftschrauben sind möglichst zu vermeiden.

(408)

Abb. 133.

IC

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Ml

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Lj

Säulen- und A-förmige Zylinder träger.

Für /^Befestigungsschrauben vom Kerndurchmesser dsi cm des Ständers an der Grundplatte:

Ki • dl, =

Hierbei ist vorausgesetzt, daß etwa die Hälfte bis ein Drittel der Schrauben genügt, um die auf sie entfallende Zug- oder Druckbeanspruchung

80

bis

160

aufzunehmen. Es empfiehlt sich, senkrecht zur Richtung des Gleitbahndrucks sowohl oben als unten zur Entlastung der Schrauben in dem Flansch einen Dübel anzuordnen.

Um die Biegungsbeanspruchung der unteren Befestigungsschrauben beim Überholen des Schiffes annähernd zu kontrollieren, genügt es, ein Biegungs-moment 0,5 • Gm • h zugrunde zu legen, worin h die Höhe des Schwerpunkts der Maschine über dem unteren Befestigungspunkt bedeutet,

A tob. 134.

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ui

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J.

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Säulen-Zylinderträger.

6. Die Anordnung der Ständer aus Hohl- oder Rippenguß erfolgt in der Handelsmarine meist in der Weise, daß je ein Zylinder von zwei Ständern getragen wird, der hintere wird in seinem unteren Teil als Kondensator ausgebildet, bei kleinen Maschinen mit diesem aus einem Stück hergestellt, bei größeren durch Flanschen am Kondensator befestigt. Größere Ständer in A-Form unten gegabelt. Seltener findet sich die Auflagerung eines Zylinders auf zwei A-Ständern, bei denen die Gleitbahn nicht an die Ständer angegossen werden

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Abb 135.

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Säulen-Zylinderträger (Torpedoboots-Zerstörer)

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11

1

kann. Bei Maschinen mit vier Kurbeln werden oft je zwei Zylinder von zwei Ständern getragen. In der Längsrichtung der Maschine häufig eingepaßte Versteifungen aus Hohlguß zwischen den Ständern.

Bei großen Maschinen jeder Zylinder durch vier, seltener drei Stahlgußständer aus Rippenguß unterstützt, Stahlhohlguß ist schwierig herzustellen.

Zahlentafel Nr. 58.

. Abmessungen ausgeführter Zylinderträger.

Je zwei Ständer für einen Zylinder

mm

mm

mm

mm

mm

mm mm

Höhe des Ständers..................................

Höhe der Gleitbahn............................ .......

Breite der Gleitbahn...................................

Breite des Ständers, Längsrichtung der Maschine, oben .

,,    ,,    ,,    ,,    ,,    ,, unten .

Höhe des Ständers, Querrichtung der Maschine, oben

unten...

Wandstärke ...

Breite des Flansches, Längsrichtung der Maschine, oben . Höhe „    „    Querrichtung „

Breite „    „    Längsrichtung „

Höhe „    „    Querrichtung „

Dicke des Flansches, oben unten

unten.

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3022

1346

4480

610

360

2x203

31,7

576

482

2x203

2x1032

1880

616

457

457

482

558

25,4

679

597

762

3610    3320

1805    1676

2615

732

686

1020

3190

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CO CO CD cd

178

768

60

60

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CM CM

69    70

72 152

280

280

378

20

675

514

35

30

1270

485

440

400

25

800

430

35

Tragfläche des Flansches, oben .

unten

qcm

3780

??

4900

qcm

2000

1500

qcm

qcm

qcm

qcm

qcm

2300

5000

16109    2860

2940    1540

31 >< 10

1860

VIII. Grundplatten und Grundlager.

Ausführungen vgl.

Tafel:    3

Abb.: 11—17, 27—31

6,

11

13—15

26,    34,

8 -15

40,

48

7—14,    1—3

1—5

Zahlentafel Kr. 59.

Wandstärken von Grundplatten.

I. Grundplatten.

1. Material und Beanspruchung. Für Handelsschiffe fast ausschließlich Gußeisen, für Kriegsschiffe vorwiegend Stahlguß, für kleinere Fahrzeuge (Torpedoboote, Beiboote) auch Bronze (Manganbronze).

Die Beanspruchung der Grundplatte erfolgt durch die Maximalbelastung A, Biegung in den Lagerträgern durch das Maschinengewicht auf Druck, das sich auf die Auflagerstellen der Zylinderträger verteilt und durch die Massendrücke abwechselnd auf Zug und Druck bzw. Biegung, außerdem durch das Drehmoment der einzelnen Kurbeln. Alle diese Einflüsse und die beim Arbeiten des Schiffs auftretenden Beanspruchungen lassen eine genügend genaue rechnerische Ermittlung nicht zu.

Die Wand- und Flanschenstärken 8 und 8/ können etwa folgendermaßen gewählt werden:

Wellendurchmesser : hw

550    600

100

150

200

250

300

350

400

450

500

Wandstärke: Gußeisen § :    Stahlguß

15—18

15—18

16-18

18

18—20

18

20—22

18—20

22

20—22

22—24

20—22

24—26

22—24

26—28

24—26

28—30

24—26

30—32

25—27

32

28

Flanschstärke: Gußeisen Stahlguß

28—36

25—28

30—36

28

36—40

28

38—42

28—32

40—42

32—34

42-45

32—34

45-50

34-36

50—53

36—38

53—60

38—42

55—65

40—42

65

42

2. Ausführung.

a) Handelsschiffsmaschilien. Je zwei Lagerträger werden durch ein Querstück verbunden als besonderes Gußstück hergestellt. Die durch Flanschen verbundenen Querstücke stützen die Zylinderträger und bilden die Längsträger. Der hintere Längsträger ist durch den Kondensator gebildet,

Bei Dreifach-Expansionsmaschinen finden sich auch die Lagerträger für zwei Kurbeln durch ein Querstück verbunden, so daß der vordere Längsträger nur eine Flanschverbindung erhält, ebenso bei Vierfach-Expansionsmaschinen.

für sich

Für schwere Grundplatten aus Gußeisen werden häufig die Lagerträger hergestellt und durch Zwischenstücke, welche die Längsträger bilden,

verbunden.

Die Füße der Zylinderträger sind häufig auf besonderen Vorsprüngen des eigentlichen Grundplatten-Rahmens gelagert.

Bei großen Maschinen, mit von der Maschine getrenntem Kondensator besteht der hintere Längsträger aus ebenso vielen Teilen wie die Grund-

Abb. 136.

4-    +    -i-

+■

H-

+■ :

Lagerträger und Grundlager für Kriegsschiffe.

platte. Die Teilung der Grundplatte wird so vorgenommen, daß die Flanschen der Längsträger zwischen die Zylinder fallen, vorzuziehen ist es stets, wenn möglich, die Flanschen der Längsträger in die Mittelebene der Zylinder zu legen, da hier die geringsten Beanspruchungen auftreten oder in die Ebene der Kurbelarme.

b) Kriegsschiffe. Längsträger aus Stahlguß aus einem Stück, mit dazwischen verflanschten Lagerträgern, die in der Mitte mit ihrer Unterkante häufig unter die Oberkante der die Seitenträger stützenden Träger des Maschinenfundaments hinabreichen, so daß die Längsträger nur niedrig aus-fallen. In den Lagerträgern sind häufig Löcher für die Befestigung der Säulen angeordnet (Abb. 136, 137).

c) Querschnitte der Längsträger für: ungeteilte Grundplatten "L geteilte

55

5J

55

Gußeisen, Handelsschiffe X; C, L Stahlguß, Kriegsschiffe.

_n_ Gußeisen, Handelsschiffe,

d) Querschnitte der Querträger: ungeteilte Grundplatten T, S geteilte

J"L, oder Hohlguß, Stahlguß, Kriegsschiffe.

Gute Verrippung der Flanschen der Grundplatte mit den vertikalen Wandungen ist erforderlich.

Abb. 137.

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Lagerträger und Grundlager fur Kriegsschiffe.

3. Fundamentbolzen.

Äußerer Gewindedurchmesser:

hs = —rr=- + 14 bis 18 mm.

25

(409)

Bolzenabstand:

(410)

e = ~ 10 • 8« bis 12 • 8*.

Eine Berechnung der Bolzendurchmesser mit Rücksicht auf die wirkenden Beanspruchungen führt zu keinem brauchbaren Ergebnis.

Da die Lage von Unterkante Grundplatte durch die Höhenlage von Mitte Welle genau festliegt, so wird der Zwischenraum zwischen Maschinenfundament und Grundplatte entweder durch eine Holzlage ausgefüllt oder die Grundplatte wird auf Keilstücke aus Stahl gelagert, in letzterem Fall unten behobelt.

Zahlentafel Nr. 60.

Abmessungen ausgeführter Grundplatten.

Stahlguß Gußeisen Gußeisen Gußeisen Gußeisen Gußeisen Gußeisen

Wellendurchmesser, mm Anzahl der Zylinder ...

„    ,, Teile der Grundplatte ..

Querschnitt der Lagerträger........

„    „ Längsträger........

Höhe der Längsträger, mm.........

Wandstärke, mm..................

Flanschstärke, unten, mm..........

Flanschbreite, „    „ .........

Höhe der Lagerträger, mm.........

Höhe der Lagerträger in Mitte

Lager, mm......................

Stärke der Verbindungsflanschen .. Mitte Welle über Unterkante-Grund-

platte, mm......................

Fundamentbolzen, Durchmesser.....

Bolzenabstand, mm................

K-. H-

coco

CO Tfl CO CO iH CO

g|

s.

tH

CiHCO

CO. O r-r . 00 uo ^

1—*■ CO

762

l³/₄"

-406

374

IT.

JTL

749

28,5

50,8

101

I CO    § CO 00

749    ,485 u. 560

749

63,5

585

35

1016

l⁷/s"

— 490

750

lVa"

376

II. Grundlage!*.

Ausführungen vgl.

Tafel:

Abb.: 18—20,    1—12,    16—25,

Bezeichnungen.

3,

11

26,

34.

1—6,

40,

4—5.

Stärke des Einsatzzylinders, 8C Zylindermantelstärke, df Flanschstärke, b Breite der Aussparung, h Höhe der Aussparung,

5 Stärke der Unterlagerschale, 5, Stärke des Lagerkörpers, ds Schraubendurchmesser, l Lagerlänge,

dw Wellendurchmesser,

8d Stärke des Lagerdeckels, bd Breite des Lagerdeckels, o₂ Stärke der Weißmetallstreifen, t Breite der Weißmetallstreifen, z Zwischenraum zwischen den W'eißmetall-streifen.

a Entfernung der Lagerschrauben.

1. Der Lagerkörper (Abb. 136—139) bildet einen Teil der Lagerträger der Grundplatte. Flanschstärke der Aussparung im Grundlager zur Aufnahme der Lagerschalen:

(411)

8/ — - 0,75 bis 0,9 • §c

Die Breite b der Aussparung zur Aufnahme der Lagerschalen:

Flache Lagerschalen 6 mm

Kunde Lagerschalen

1> mm

Bronze mit Weißmetall .........

Gußeisen mit Weißmetall .........

1,24 • dw bis 1,32 • dw oder : 1,22 • dw -f- 16 bis 18 mm

1,3 -dw-\-22 bis 25 mm

1,2 dw -j- 12 mm bis 1,24 • dw + 16 mm

(412)

1,28 dw -j- 20 mm bis 1,3 • dw -j- 20 mm

Höhe h der Aussparung:

(413)

h = — 1,36 - dw -f- 22 mm Die Aussparung entweder unten viereckig, halbkreisförmig oder halb achteckig. Stärke des Lagerträgers der Unterschale:

Gußeisen: Oj = 0,18 • dw bis 0,30 • dw,

Stahlguß: §, = 0,10-<4 bis 0,18 • dw.

Ab b. 138.

u_y-j

³d'

-éJ

\£*

Jj

- -,

t<-

lil|p

-H.w'

ffl

?77///y//ysy///yxs/MPy\

Kurbellager für Handelsschiffe Abb. 138 a.

d5i

de

z‘

ISf

Deckel für Grundlager.

Abb. 139.

Jl

UL

Kurbellager

Man findet häufig für dite Wandstärke des Lagerkörpers:

(415)

8t = 0,8 • 8e bis 8e,

Lagerlänge: Bei der Voraussetzung gleich langer Lager kann gewählt

Dl -pk

werden für l:

l — m-

du,

cm

(416)

Werte von m

Frachtdampfer

Passagierdampfer Schwere Kriegsschiffe Leichte Kriegsschiffe

0,03 bis 0,025

0,025 bis 0,016

0,02 bis 0,015

0,014 bis 0,01

12—16

Flächen druck, kg/qcm : 18—24

20-26

26—40

---1

Cv

4>

.j

Abb. 140.

-!

r:

Lagerschale für Grundlager.

Können die Lager nicht gleich lang gemacht werden, so sollte die Gesamtlänge aller Lager zusammen betragen für:

Zweifach-, Dreifach-, Vierfach-Expansionsmaschinen

il

61

8 l.

Die Lagerlänge der einzelnen Lager schwankt zwischen

0,8 • dm bis 1,8

die kleineren Werte für Dreifach-, die größeren für Zweifach-Expansionsmaschinen.

Für leichtgebaute Kriegsschiffe findet sich l bis 1,8 • dw. Zwischen der Außenkante der Lagerschalen und dem Anlauf des Kurbelzapfens ein Spielraum von 2—4 mm.

2. Lagerschalen (Abb. 138, 140).

Material: Bronze, Gußeisen, Stahlguß.

Unterschale: Rechteckig, halb-achteckig, rund, Oberschale: Rechteckig und rund.

Formeln für die obere und untere Stärke 8 von Lagerschalen.

Runde Lagerschalen

Flache Lagerschal en

8 = ~ 0,1 • dw 4- 4 mm 8 = ~ 0,15 • dw bis 0,18 • dw

8 = ~ 0,15 • dw + 5 bis 10 mm

Bronze:

ohne Einrechnung des

Weißmetalls.......

mit Einrechnung des

Weißmetalls........

ohne Weißmetall......

Gußeisen oder Stahlguß:

mit Weißmetall.......

8 = ~ 0,08 • dw -f- 4 mm

8 = ~ 0,12 • dw bis 0,18 • dw 8 = ~ 0,09 • dw + 4 mm

8 = ~ 0,1 • dw + 10 mm

Weißmetallstreifen, Stärke:

8 ₂ = ~ 0,025 • dw + 6 mm,

Weißmetallstreifen, Breite:

t — ~ 0,16 • dw -f- 13 mm, Zwischenraum zwischen den Streifen:

0 = ~ 0,065 • dw.

Die Aussparungen in den Schalen vor dem Einbringen des Weißmetalls sind zu verzinnen. Einhämmern des Weißmetalls ist möglichst zu vermeiden.

Der äußere Rand der Schale ist nicht stärker zu Jialten, als die Schalendicke beträgt.

Zwecks Ölhaltung und um Anpressen an der Lagerfuge zu vermeiden, werden beide Lagerschalen auf je ~ 30 ⁰ von der Fuge nach oben und unten und bis ~ 40—50 mm vom Rande ausgespart, um das Ausfließen des Öls zu verhindern,

Radius der Aussparung: ~ 0,5 • dw.

Die Eintrittsstellen des Öls in die Oberschale, meist zwei, sind durch eingehauene Schmiernuten p zu verbinden.

Breite der Schmiernuten: 8—15 mm,

5—8

Tiefe

Spielraum in den Grundlagern 0,2—0,4 mm.

Die Paßstücke zwischen den Schalen in Abb. 138 a, 139 müssen über die ganze Lagerfuge reichen, um beim Anziehen der Schrauben Biegungsbeanspruchungen des Deckels zu vermeiden.

Runde Lagerschalen lassen sich durch eine leicht am Kurbelarm anzubringende Vorrichtung (Abb. 141) oder durch einen besonders geformten Schlüssel zwecks Besichtigung um die Welle drehen (Abb. 142).

Auf amerikanischen Kriegsschiffen wird unter die untere Lagerschale ein Unterlegstück mit ebener Grundfläche gelegt, wodurch sich Nachstellbarkeit in vertikaler Richtung und Herausdrehen der Unterschale ohne Herausnahme der Welle erreichen läßt (Tafel 34, Abb. 1—6).

3. Lagerdeckel (Abb. 138).

Material bei eckiger oberer Lagerschale: Stahl, oder Schmiedeeisen, „    „ runder „

Stahlguß, Gußeisen.

Deckelstärke in der Mitte 8d, Abstand der Deckelschrauben a, Deckelstärke außen oa, Abstand der Deckelschrauben von Außenkante y, Durchmesser des Schmierlochs dQl bd Breite des Deckels parallel zur Welle, lx Länge der Lager-schalen, 8,, äußerer Gewindedurchmesser der Deckelschrauben, bx Breite des Deckels außen, k Flächendruck, kb zulässige Biegungsbeanspruchung.

Abb. 142.

Abb. 141.

~T

Drehvorrichtung für Lagerschalen.

Schlüssel für Lagerschalen.

Mit Vernachlässigung der Schwächung durch das Schmierloch, gilt, wenn K die Maximalbeanspruchung bedeutet,

K a_

2 ' 8

~bd-Vd-h

(421)

8d = ~0,75-

V-

K-a

(422)

bd • kb

Bei vielen Ausführungen findet sich %d etwas stärker als in Gleichung (422) angegeben, so daß zu setzen ist statt 0,75 bei:

2 Lagern für jede Kurbel 1 Lager zwischen zwei Kurbeln 1,15.

Die äußere Deckelstärke 8a ist bestimmt durch:

1,00,

k'l-dw

kb

■y = -f-ft-M-C

bd = 0,5 • bis 0,9 • lr

(423)

(424)

Es ist vorzuziehen, die Deckelbreite nicht kleiner zu machen als:

K = i-

(w+4mm)

Der Abstand a der Deckelbolzen:

(425)

a = 1,5 • dw bis 1,8 • dw.

Ferner ist zu kontrollieren, ob der zulässige Flächendruck

kb

kg/qcm

l • diu •

k = 12—16 kg/qcm, k = 18—24    „

Zulässige Biegungsbeanspruchung des Deckelmaterials:

kb = ~ 300—460 kg/qcm,

jedoch findet man kb häufig weit höher, bis 800 kg/qcm.

4. Lagerschrauben.

Material meist Stahl mit schmiedeeisernen, oft gehärteten Muttern, feines Gewinde.

Anzahl der Schrauben, die auf die zu einer Kurbel gehörigen Lager entfallen i, Kerndurchmesser.

a) Zwei Schrauben für jedes Lager, zwei Lager für jede Kurbel. Für jeden Bolzen Belastung etwa 0,35 • K.

(427)

ok = 0,68 •

b)    Vier Schrauben für jedes Lager, zwei Lager für jede Kurbel.

Für jeden Bolzen Belastung: ~0,2 • K.

= 0,50 • |/ K

c)    Vier Schrauben, ein Lager für je zwei benachbarte Kurbeln.

Für jeden Bolzen Belastung: ~ 0,25 • K.

8* = 0,55 Y ^

Die zulässige Beanspruchung kz findet sich außerordentlich verschieden, so daß sich bestimmte Angaben gar nicht machen lassen. Man kann annehmen für:

Handelsschiffe kz = 180—450 kg/qcm Kriegsschiffe kz = 350—700    ,,

Um das Nachziehen der Mutter kontrollieren zu können, empfiehlt es sich, wie Abb. 143 zeigt, die Ecken der Mutter und einen festen Teil, etwa den Sicherungsring zu markieren, indem man auf einem die Mutter einschließenden Kreise Sehnen von gleicher Länge mit Unterteilung aufträgt.

Für eine Mutter von 3^" Gewindedurchmesser, 3lj₂ Gänge auf 1" und einem einschließenden Kreise von 5!/₄" Durchmesser, erhält man, wenn die eingetragenen Sehnen 25 mm lang sind und eine Ecke den einer

Wilda, Die Schiffsmascbinen.

Abb. 143.

kz '

i.

kz

W'

'r f - • ^

V-----Ait-------Jj

Nachstellvorrichtung für Lagerbolzen.

Sehne entsprechenden Bogen beim Anziehen durchlaufen hat, eine Verschiebung der Mutter auf dem Gewinde von:

2 • a 2 360 * 7

sin a =

2-21

360

-J INS

= 0,42 mm,

da

12.5

69.8

Zahlentafel Nr. 62.

Abmessungen ausgeführter Grundlager.

Form der Lagerschalen

Wellendnrchmesser dw........

Lagerlänge...................

Breite der Aussparung........

Höhe „    „    .......

Stärke des Flansches des Lagerkörpers ....................

Mitte Welle bis Unterkante Aussparung ....................

Mitte Welle bis Oberkante Aussparung ....................

Breite des Lagerdeckels......

Stärke „    „    ......

Abstand der Lagerbolzen.....

Durchmesser der Lagerbolzen . Stärke der Lagerschale ohne Einrechnung des Weißmetalls Stärke des Weißmetalls.......

215

270

265

250

350

330

315

273

305

440

210

330

355

527

238

50    40    64    38

335

660

440

420

tf*- hP- OÎ OÜlOJtO

372

368

492

533

394

406

559

299

60

42    89

50

140    165    225    263    225    247    292

2 à 2" 2 à 2V4" 2 à 2" 2 à 2³/₄" 4 à 3³/₈" 2 à 3V₄" 2 à 4"

70

25

10

311

16    264    195    222    241

78    73

19    25

56

16

12

60

60

25

827

148

673

4 à 21/₂"

60

19

IX. Druckwelle.

Ausführungen vgl.

Tafel: 14,    23.

Abb.: 18, 24-26,    8.

40.

Bezeichnungen.

d Durchmesser der Druckwelle, l Länge der Druckwelle,

D Durchmesser der Druckringe, b Stärke der Druckringe, a Zwischenraum zwischen zwei Druckringen,

i Anzahl der Druckringe fr, n Umdrehungszahl der Maschine. H Sehraubensteigung, m,

Si indizierter Propellerschub,

Se effektiver Propellerschuh.

1.    Material wie für Kurbelwellen, vgl. S. 148.

Länge der Druckwelle, so kurz wie möglich.

2.    Druckwelle.

Druckfläche bestimmt durch den indizierten Propellerschub Sv

75 -N,

8< =

vs

kg,

(428)

St =

4500 • Nt n-H '

Effektiver Propellerschub:

•75-

vs

kg,

(429)

vt

Se = 0,55 bis 0,65 • 75 • ^ kg,

Ni

Se = ~ 100 • kg, vk

Se = 2500 bis 2900 •

N{

n-H

kg.

Durchmesser der Druckwelle etwa gleich der Kurbelwelle oder etwas geringer.

Zwischen den Druckringen häufig ein 10—15 mm geringerer Durchmesser.

Vorschriften der Klassifikationsgesellschaften über Druckwellen.

a)    Germanischer Lloyd. Keine besonderen Vorschriften.

b)    Englischer Lloyd. Durchmesser zwischen den Kämmen wenigstens 5°/o größer, als derjenige der Laufwellen und kann nach den Enden zu auf den letzteren vermindert werden.

vor

c)    Bureau Veritas. Durchmesser zwischen, und unmittelbar hinter und den Kämmen gleich dem Kurbelwellendurchmesser und kann nach

den Enden zu auf den Durchmesser der anschließenden Wellen vermindert werden.

d)    British Corporation. Durchmesser wie bei Kurbelwellen, vgl. S. 154.

e)    Board of Trade. Durchmesser zwischen den Kämmen wie für Zwischenwellen, vgl. S. 186, innerhalb der Traglager wie für Kurbelwellen.

N,

Mit Rücksicht darauf, daß bei Anwendung von Druckhügeln nur 0,6 bis 0,7 der Fläche jedes Druckringes den Propellerschub überträgt, ist der Gleichung :

(430)

d in cm

Genüge zu leisten.

Hierin ist zu setzen für den Flächendruck k kg/qcm.

Sehr leicht gebaute Fahrzeuge (Torpedoboote, Torpedojäger): k = 8—10 kg/qcm,

Kleine, schnelle Kreuzer:

k — 6—8 kg/qcm,

Große Kreuzer, Panzerschiffe:

fc= 4—6 kg/qcm,

Schnelldampfer, Fracht- und Passagierdampfer:

k — 3,5—4,5 kg/qcm,

Frachtdampfer:

k = 2—4 kg/qcm.

Der indizierte Propellerschub für 1 PS. läßt sich für verschiedene Schiffsklassen und Leistungen aus folgender Zusammenstellung ersehen:

Zahlentafel Nr. 63.

Indizierter Propellerschub für 1 PS.

Pferde

stärke

U m -

drehungszahl n minütlich

Geschwindigkeit vk Seemeilen stündlich

Steigung

der

Schraube

Indizierter achsialer Propellerschub für 1 PS.

kg

Handelsschiffe:

Deutschland............

Kaiser Wilhelm d. Große

Fürst Bismarck.........

La Lorraine............

Kaiserin Maria Theresia. Friedrich der Große ....

Graf Waldersee........

Darmstadt..............

Großer Kurfürst........

Laos . .................

Therapia..............

Hagin..................

Nuen-Tung.............

Kriegsschiffe:

Brandenburg...........

Kaiser Wilhelm II.......

Kaiserin Augusta.......

Fürst Bismarck.........

Hansa..................

Victoria Louise........

S. 90...................

D. 10..................

37 800 28 000 16 100 23 000 16 000

77,4

23,5

750

930

10 000

13    600

14    000 13 000 10000 10000

5100

5150

78,9

90,8

92,0

90,0

78,2

74,6

71,4

75,0

100,0

76,0

100,0

114,0

109,0

108,0

127,0

103,0

140,0

146,0

333,0

362,0

22,0

19,8

20,5

20,0

15,0

13,0

12,5

13,5

18,0

10,0

9,0

10,0

16,3

17,6

21,5

18,6

18,8

19,1

24,0

25,5

11,000

10,000

8,500

7,570

7,800

6,400

6,400

6,248

6,488

6,000

5,630

3,300

3,700

5,27

5,70

5,85

6,30

6,40

9,00

9,40

10,10

9,30

7,50

10,50

13.65

10,65

5,600

6,350

5,900

6,800

4,750

4.500 2,800

2.500

7,38

6,58

6,00

6,40

6,80

6,85

4,82

5,00

3. Druckringe (Abb. 144).

Für Rückwärtsgang der Maschine finden sich die Druckflächen der Ringe nicht selten konisch (Abb. 145), für Vorwärtsgang nur sehr selten.

Abb. 145.

!k

Abb. 144.

k-l

-bf

¥-T

mm

4T

b—

Si

Druckwelle.

Druckring.

Die Umfangsgeschwindigkeit v in der halben Kammhöhe findet sich: v = 1,8 m bis 3,6 m.

Eine Berechnung der Stärke b der Druckringe auf Abscherung, mit der* zulässigen Abscherungsbeanspruchung ks — 100 kg/qcm, aus:

S{ = i • d • i: • b • ks

(431)

(432)

ergibt zu geringe Weite für b.

Stärke der Druckringe:

b ■= ~ 0,25 • (D — d) bis 0,25 • (D — d) -j- 10 mm.

(433)

Dimensioniert man die Stärke nur nach dem Durchmesser d, so kann gesetzt werden:

b = ~ 0,12 • d bis 0,22 • d,

wobei die kleineren Werte für größere Wellendurchmesser anzunehmen sind, jedoch findet sich häufig auch bei leicht gebauten Maschinen

b bis 0,20 • d.

Der Durchmesser der Druckringe:

D — ~ 8 • b bis 12 • b.

(434)

Die Kamm höhe findet man häufig sehr verschieden, meist: D — d

= ~ 0,25 . d bis 0,45 • d,

jedoch finden sich Ausführungen mit:

D = 0,1 • d bis 0,15 • d

Li

bei starkem Wellendurchmesser.

Um I) zu ermitteln kann die Gleichung:

• (Z)² — d‘>)

(440)

benutzt werden, wodurch sich der empirisch gewählte Wert von D kontrollieren läßt.

Anzahl i der Druckringe kann empirisch angenommen werden:

i = ~ 0,2 • d — 1, d in cm.

Zwischenraum zwischen den Ringen:

Ohne Druckbügel, Weißmetallgarnierung: a =

„    „    Deckel Bronze

Mit massiven Druckbügeln:

,, hohlen    „

(441)

'S io ' >o CO co CM

1,25- ,

•    b bis

b bis 2 5 -b

•    b bis ,2 -b

'o-' w

Die Länge l der Tragfläche der Druckwelle ist auf jeder Seite etwa:

(442)

l = 0,85 • d bis 0,95 • d.

Flanschdurchmesser und Flanschstärken vgl. Zahlentafel

Nr. 56.

Zahlentafel Nr. 64.

Abmessungen ausgeführter Druckwellen.

Durchmesser cler Druckwelle...........

Anzahl der Druckkämme...............

Durchmesser der Druckkämme........

Dicke der Druckkämme................

Abstand der Druckkämme.............

Länge der Traglager..................

Durchmesser der Kupplungsflansehen ...

Dicke der Kupplungsflansehen.........

Länge der Druckwelle.................

Mitte bis Mitte Traglager...............

641

273

292

13

976

457

508

85

50,8

50,8

210

450

1080

150

5906

114

127

229

521

229

67

635

2133

1041

76

2438

1397

>0 ^0    -rtf in CM CM CO

O »OGOD-iOOiJiCOCO CO lO t-H CO CM    GO

CM tH

O l>- o

r-t    CM

’rB    L"-

cjo

160

360

820

125

3525

1950

X. Drucklager.

Ausführungen vgl.

Tafel:    3

Abb.:

22—23, 1—4, 32—36, 16—23,

CG

TG

r.

CG

GO

1. Anordnung.

Bei kleinen Maschinen Aufnahme des achsialen Propellerschubes durch Zwischenräumen der Kämme entsprechende Vorsprünge im Lagerkörper und Deckel.

Lagerkörper und Deckel bei sehr kleinen Maschinen manchmal ganz aus Bronze (Abb. 146) mit oder ohne Weißmetallgarnierung, meist aus Gußeisen mit Weißmetall ausgegossen, oder die Rillen in eine Weißmetallausfütterung von Deckel und Lagerkörper eingedreht (Abb. 145).

Zwischen dem Umfang der Druckwelle und der Kämme und den entsprechenden Teilen von Lagerkörper und Deckel 1—4 mm Spielraum.

(O

Abb. 146.

m i k.

mm

fffp

ümmm

i_J|g

«i

m.

Isjis

\\vs

tu

Drucklager.

Bei Anwendung gußeiserner Lager findet man auch die Rillen im Lagerkörper und Deckel so breit ausgeführt, daß geteilte Bronzeringe eingelegt werden können, an welchen die Kämme anliegen; nur für Kriegsschiffe aus-ausgeführt.

Die Lagerdeckel sind zwecks Wasserkühlung häufig hohl ausgeführt. Schmierung erfolgt durch Dochte aus einem über die ganze Drucklagerlänge reichenden Schmiergefäß.

Das im Trog befindliche Oel wird in manchen Fällen durch eine Kühl-wasserschlange gekühlt.

Bei

Größere Maschinen (Abb. 147) erhalten stets Druckbügel zwischen den Kämmen, die mittels seitlicher Ohren über die in den Endlagern geführten Druckspindeln gesetzt und durch Muttern auf beiden Seiten gesichert werden. Manchmal Sicherung der Bügel durch Druckschrauben gegen den Lagerkörper. Druckbügel aus Gußeisen oder Stahlguß mit Weißmetall garniert, kleineren Lagern oft Weißmetall nur auf der Druckseite für Vorwärtsgang.

2. Abmessungen.

Druckfläche eines Bügels etwa:

(443)

f = 0.6 bis 0,65 • (D² — d²) •

Breite a der Bügel einschl. Weißmetall:

Massive Druckbügel: a = 1,8 • b bis 2,5 • b.

Hohle

a = 2,25 • b bis 3,2 • b (Abb. 148).

v\

'""'T

(m

\\

Tl

TTT

•ëmmmmrn

f-

Abb. 147.

Drucklager.

'V

xl

gpK,

SB

'S

wm

AJ

m-

Ifjb njn njn

te.

HT TH

Wandstärke S hohler Bügel:

8 = ~ 0,25 • a bis 0,3 • a.

(445)

Weißmetall stärke:

Su, = ~ 0,2 • &, 5 bis 12 mm über den Bügelkörper hervorragend.

Bei hohlen Bügeln reicht das ~ ¹/₂" Kupferrohr von ~ 1 mm Wandstärke meist bis nahe zum tiefsten Punkt des Hohlraums.

Die für 1 indizierte PS. erforderliche Druckfläche der Bügel kann aus Zahlentafel Nr. 65 entnommen werden.

Die Druckbügel sind an den Seiten durch die Seitenwandung des Lage troges unterstützt.

Abb. 148.

'h

}\ 6)

X -4-

i:

V.'/

Hobler Deckel für Drucklager.

Zahlentafel Nr. 65.

Erforderliche Druckfläche der Druckbügel in Quadratzentimetern für 1 indizierte PS. für verschiedene Flächendrücke und Geschwindigkeiten.

vs

Vlc

Zulässiger Flächendruck in kg für 1 qcm Druckfläclie

10

Seemeilen

%ßA    ąssąąąsg8 gsss &

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3. Druckspmdel. Material : Stahl, Muntzmetall, Muttem aus Komposition. Kein durchmesser: dk — 2,1 bis 2,7 •

H Steigung des Propellers in m.

V-

Nt

n-H

cm.

(446)

Länge l der Augen an den Endlagern zur Aufnahme der Spindeln: l — ~ 2,5 bis 3,5 • dk.

(447)

Achse der Spindeln und Schwerpunkt der Druckbügelfläche zweckmäßig in einer horizontalen Ebene, etwa 0,25 • dw bis 0,28 • dw über Wellenmitte. Abstand x der Achsen der Druckspindeln:

(448)

x — ~ 2 • dw bis 2,25 • dw.

4. Traglager (Abb. 147). Entweder mit dem Trog aus einem Stück hergestellt oder auf die Fußplatte des Troges aufgesetzt.

(449)

Deckelstärke: 18—22 mm,

Lagerlänge:    0,75 • d bis 1,25 - d.

Meistens werden die kleineren Lagerlängen ausgeführt.

Schmierung der Lager aus Dochtschmiergefäßen.

In der Regel erfolgt die Befestigung des Grundlagers auf besonderen Grundplatten oder Untersätzen mittels Schrauben (1^4 bis 2" Durchmesser).

Sicherung der Lage durch schmiedeeiserne Keile zwischen Grundlager und Knaggen des Untersatzes. Fehlen Grundplatten, so werden Winkeleisen oder Knaggen zur Sicherung gegen Längsverschiebung mit dem Schiffsboden verbunden.

Unterlager häufig ohne besondere Lagerschale mit Weißmetalleinlage, sonst gußeiserne Lagerschalen mit Weißmetall, Deckel in der Regel ohne Schale und häufig auch nicht ausgegossen. Lagerschalen meist rund, Unterschale seltener viereckig. Meist zwei Deckelbolzen von 1" bis l³/₄" Durchmesser, Stiftschrauben lassen sich hier oft nicht vermeiden. Sind Deckelflanschen vorhanden, so werden die Deckelschrauben oft in Aussparungen der Flanschen eingelegt.

(450)

Grundlager oder Grundplatten sind so lang auszuführen, daß sie über 5—8 Spanten reichen.

Für jedes Drucklager wird eine Kühlwasserleitung angeordnet von — 12 bis 20 mm Durchmesser, die entweder von der Hauptkühlleitung abzweigt oder als besondere Leitung für Drucklager und Kurbellager ausgebildet ist, für jeden Druckbügel ist eine besondere Abzweigung vorhanden.

Das Kühlwasser für innere Kühlung der Bügel wird aus See oder dem Druckraum einer Pumpe genommen und strömt in den Saugraum einer Pumpe ab.

Die Reibungsverluste in den Drucklagern sind sehr groß und betragen 3 bis 4°/₀ der indizierten PS.

Man hat daher mehrfach versucht, Rollendrucklager zu verwenden.¹)

Zahlentafel Nr. 66.

Abmessungen ausgeführter Drucklager.

Durchmesser der Druckwelle..................

Anzahl der Druckringe........................

Breite der Druckringe.......................

„    „ Druckbügel.......................

Durchmesser der Druckringe..................

„    „ Drackspindeln ...............

Abstand der Druckspindeln...................

Weißmetallstärke............................

Bodenstärke des Troges.....................

Wandstärke „    „    ........................

Drucklagerlänge...................... .......

Drucklagerbreite ..............................

Mitte Welle über Grundfläche des Drucklagers . Länge der Traglager...........................

Ol    CO    05 CO (M h

Oi    to

O» Oi tO ZD Oi 05

Ol o o o

GO O

8-L

to o: Oi

îi; è“ O tO LS O O O O to o<

349

356

365

375

400

48

114

580

70

711

12

51

29

2099

50,8    89

108

174

62

584

89

559

101

590

80

160

762

63,5

559

95

715

12

51

13

762

98

32

32

16

728

32

50

15

2324 2562

1016 1054

406

318

432

305

940

470

355

25

28

2093

1073

394

330

28

2310

1370

600

360

XI. Zwischenwellen.

Bezeichnungen.

dt Wellendurchmesser für massive Wellen, d't, d!l Wellendurchmesser für hohle Wellen, sb Biegungsbeanspruchung, kg/qcm, sd Druckbeanspruchung, kg/qcm,

st Torsions Beanspruchung, kg/qcm, Anzahl der indizierten Pferdestärken, n Anzahl minütlicher Umdrehungen,

I l Lagerentfernung.

1. Beanspruchung vorwiegend auf Verdrehung, durch den axialen Propellerschub auf Druck, durch das Eigengewicht auf Biegung, letztere kann unter normalen Umständen vernachlässigt werden.²)

Die Beanspruchung schwankt sehr stark, wozu besonders die Eigenschwingungen der langen Laufwellenleitung beitragen.

Ohne Berücksichtigung dieser Beanspruchung findet man die Beanspruchung st für:

Handelsschiffe :

Panzerschiffe, Kreuzer: st = 200 Torpedofahrzeuge :

st = 125 bis 400 kg/qcm,

St — 300

500

650

2. Abmessungen.

Für m a s si v e W e 11 e n für obige Beanspruchungen, auf Verdrehung allein :

dt = 8,25 •

l/— bis 14,2

T n

.-j/A

" n

cm.

(451)

Die Druckbeanspruchung durch den axialen Propellerschub

kg/qcm

Sa = ~ 130 •

Nt

d] • vk

(452)

dürfte 30—35 kg selten überschreiten.

Für hohle Wellen von den äußeren und inneren Durchmessern dt und d[ erhält man, wenn d't : <d't — a gesetzt wird.

dt =

d't

4-

-.[1 + ]/l +8-a³].

a

(453)

Eine beträchtliche Biegungsspannung kann auf treten, wenn ein Tunnellager infolge von Abnutzung nicht mehr trägt, wodurch sich unzulässige Beanspruchungen bis zu 900 kg/qcm ergeben können.

Vorschriften der Klassifikationsgesellschaften. Germanischer Lloyd: dt 0,95 • (4,

21

Die Koeffizienten (S. 152, 153, 154) sind durch

4j\J

Englischer Lloyd:

1 zu ersetzen, Bureau Veritas:

dt > 0,94 • dw,

British Corporation: In der Formel (S. 153) ist 1 durch 0,95 zu ersetzen, Board of Trade (S. 153).

Statt: C = 1047    966    904 855

zu setzen: C = 1221 1128 1055 997

I - CO

CO 05

766

894

CO 1

740

864.

Durch Verminderung der Durchmesser massiver Wellen um 5 °/₀ nimmt der Widerstand gegen Verdrehung um ~ 14 % ab.

In den Lagerstellen Verstärkung des Wellendurchmessers um 3 — 6 mm: zu beiden Seiten des hintersten Traglagers finden sich häufig Ringe auf die Welle auf geschmiedet zur Sicherung der Lage der Wellenleitung. Kupplungsflanschen wie bei Kurbelwellen (S. 157—159).

Die durch das Eigengewicht der Wellen zwischen zwei Lagern in der Entfernung l cm hervorgerufene Biegungsbeanspruchung beträgt für massive Wellen:

Sb —

für hohle Wellen mit dem Verhältnis 0,5 der Durchmesser:

P

~mTÆkg/qcm³⁾-

sb =

Trägt ein Lauflager infolge starker Abnutzung nicht mehr, so werden die Biegungsanstrengungen für das Stück zwischen den benachbarten tragenden Lagern annähernd viermal so groß.

Auf Panzerschiffen und Panzerkreuzern finden sich die Laufwellen nicht selten nach der Maschine hin gesenkt, um einen größeren Kolbenhub zu erzielen.

¹

Engineering 1899, Nr. 26.

²

Eingehend. Bertin-Wilda, Der Schiffsmaschinenbau, S. 482 ff., Gebrüder Jänecke, Hannover, 1901.

³

In dem Taschenbuch der Hütte, Seite 435, 18. Auflage, finden sich unrichtige Angaben, da feste Einspannung nicht angenommen werden kann.

3. Torsionsschwingungen der Wellenleitung¹).

a)    Außer den besprochenen Beanspruchungen der Wellenleitungen, an deren Enden, in der Mitte der Kurbelwelle die den bewegten Teilen der Maschine entsprechenden Massen Mm) am anderen Ende in der Mitte der Propellerwelle die Masse Mp angreifend gedacht werden können, treten Schwingungen innerhalb der Masse der Wellenleitung auf, die sich der unmittelbaren Beobachtung entziehen.

Beide Massen sind für die Betrachtung der Schwingungserscheinungen auf den Kurbelradius R reduziert anzunehmen, so daß die Trägheitsmomente von Mm und Mp gleich den Trägheitsmomenten Mm • R² und Mp • R² sind.

Durch Mm und Mp werden in der Wellenleitung im entgegengesetzten Sinne angreifende Momente erzeugt. Würden diese plötzlich entfernt, so treten um die Ruhelage einfache harmonische Torsionsschwingungen in der Wellenleitung auf und das ganze System würde dabei eine ganz bestimmte Anzahl von Schwingungen, die natürliche Schwingungszahl, ausführen. Die dadurch erzeugte Bewegung der Wellenmasse wird solange dauern, als die Vibration nicht durch Vernichtung der Schwingungsenergie verzehrt wird. Treten während der Vibration an den Enden der Wellenleitung weitere einander entgegengesetzte Momente auf, so wird die schon vorhandene Energie um die neu hinzukommende vergrößert, es wird mithin die Schwingungsenergie zunehmen und endlich eine Überanstrengung des Wellenmaterials eintreten, so lange keine Dämpfung der Wirkung eintritt.

Die Dämpfungskräfte werden erzeugt von der inneren Reibung der deformierten Wellenteile und den Widerständen, die bei der Bewegung des Propellers auf treten, letztere besitzen weit größere Werte als erstere.

Bei gleichmäßigem Antrieb und falls der Propellerwiderstand stets derselbe ist, wird die Verdrehung der Wellenleitung, da die Spannung dieselbe bleibt, für eine Wellenumdrehung dieselbe sein, da aber lange Wellenleitungen eine größere oder geringere Elastizität besitzen, so werden sie durch das auf den Propeller übertragene Drehmoment unter Spannung gehalten und da die zugeführten Dreh-kräfte Schwankungen unterworfen sind, so treten auch solche in den Wellenverdrehungen auf, die den Kolbendrehkräften jedoch nicht proportional sind.

b)    Die mittlere Verdrehung der Wellenleitung, die durch die mittlere Drehkraft der Maschinen erzeugt wird, wird demnach durch die infolge der Schwingungen der Wellenmasse auf tretende Verdrehung vergrößert oder verkleinert, je nachdem ein Schwingen der Massen das im gleichen oder entgegengesetzten Sinne erfolgt. Ohne Rücksicht auf das Auftreten solcher Resonanzschwingungen, die stets dann vorhanden sind, wenn die Eigenschwingungszahl des schwingenden Systems gleich der Periodenzahl im Tangentialdruck-Diagramm der Maschine ist, läßt sich der Verdrehungswinkeltur die Längeneinheit der Wellenleitung ermitteln, wenn die gesamte Verdrehung durch die Länge der Wellenleitung dividiert wird, so daß sich aus dem Durchmesser der Wellenleitung und dem Elastizitätsmodul die Spannung des Materials ermitteln läßt«

Durch das gleichzeitig auftretende Vorschwingen der Massen der Maschine und das Zurückschwingen der Propellermassen während einer Umdrehung, werden auch die Wellen auf ein Vielfaches der der mittleren Drehkraft entsprechenden Spannung angestrengt und zwar in der, einem Bruchteil einer Umdrehung entsprechenden Zeit, wobei die Anstrengung noch größer wird, wenn die Umdrehungszahl mit einer kritischen Umlaufszahl zusammenfällt, d. h. einer solchen, die der Hälfte, dem Drittel, Viertel usw. der Eigenschwingungszahl ne entspricht.

Eine genaue Ermittlung der Eigenschwingungszahl ist nur möglich, wenn das elastische Verhalten aller Teile, die der Bewegung unterliegen, bekannt ist, worüber Versuche z. Z. noch fehlen.

c) Eigenschwingungszahl.

Bezeichnungen.

L reduzierte Wellenlänge von Maschine bis Propeller,

Jv polares Trägheitsmoment des Propeller-Querschnitts der reduzierten Welle,

G Modul der Schubelastizität. mp Masse des Propellers, r Schwerpunktsradius des Propellers.

Die Eigenschwingungszahl ne ist aus der Formel zu bestimmen:

ne Eigenschwingungszahl,

Mm reduzierte Masse der Maschine,

„    des Propellers,

„    der Wellenleitung,

Ma auf-und abgehende Massen)

Mr rotierende Massen

MP

der Maschine,

30

7t • H

l/ G • Jp- (Mm _+ Mp ) Y L • Mm * Mp

(455)

Hierin ist die Masse Mm:

Mm = Mr-\- 0,5 Ma.

In die rotierende Masse Mr der Maschine, reduziert auf den Kurbelradius ist annähernd die halte Masse der Pleuelstange einzurechnen.

In die auf- und abgehenden Massen Ma ist außer den auf den Kurbel radius reduzierten Pumpenmassen, etwa die halbe Pleuelstangenmasse einzurechnen. Die Masse Mp:

(456)

r²

Mp = 1,25 •    • mp-

Der verhältnismäßig geringe Einfluß der Wellenmasse Mw wird berücksichtigt, indem man statt Mm:

(457)

Mm -f 0,3 • Mw •

Mp

Mm -j- M₁

(458)

und statt Mp:

(459)

Mp -f- 0,3 • Mw •

in die Gleichung (455) für ne einführt.

d) Die wirkenden Kräfte kommen, sind:

a) Auf der Maschinenseite:

Die vom Dampfdruck herrührenden Drehkräfte, die aus einer konstanten Mittelkraft und periodisch wechselnden Kräften zusammengesetzt sind.

Die Beschleunigungskräfte der hin- und hergehenden Massen, die zwar eine unveränderliche Winkelgeschwindigkeit besitzen, selbst aber veränderlich sind.

die für die Bewegung in Betracht

ß) Auf der Schraubenseite.

Eine der mittleren Drehkraft der Maschine entsprechende mittlere Widerstandskraft der Schraube.

Eine von der veränderlichen Umfangsgeschwindigkeit der Schraube herrührende periodisch wechselnde Kraft.

Annähernd kann die Aenderung der vom Dampfdruck und den Beschleunigungsdrücken herrührenden Kräfte proportional dem Quadrat der Winkelgeschwindigkeit gesetzt werden.

e)    Für Verhinderung des Auftretens gefährlicher Torsionsschwingungen der Wellenleitung ist darauf zu achten, daß

ot) die Umdrehungszahl der Maschine keine gerade Teilzahl der natürlichen Schwingungszahl ist,

ß) die Drehkraft möglichst gleichförmig zur Wirkung kommt,

y) da die Wellenverdrehungen bei den Umdrehungszahlen der Maschine, die gerade Teilzahlen der natürlichen Schwingungszahl sind, innerhalb zulässiger Grenzen bleiben müssen, so müssen die Drehkraftdiagramme für die kritischenUmdrehungszahlen aufgezeichnet und untersucht werden.

f)    Bei vorhandenen Anlagen lassen sich die Torsionsschwingungen der Wellenleitung beeinflussen durch Veränderung der Steigung der Schraube, was eine Änderung der Umdrehungszahl im Gefolge hat, ferner durch Ayeränderung der Kurbelfolge oder der Kurbelwinkel, endlich durch Änderung der Verteilung der Leistung der Maschine auf die einzelnen Zylinder, was sich durch Verstellung der Kulissen, wenn auch nicht mit völligem Erfolg, erzielen läßt. Da sich hierdurch eine Veränderung des Tangentialdruck diagramms erreichen läßt, so können die Torsionsschwingungen durch dieses Mittel vermindert werden.

Beispiel. Es ist die natürliche Schwingungszahl für eine Maschine von 1106 mm Hub, einen Wellendurchmesser dw — 340 mm zu ermitteln. Die reduzierte Wellenlänge beträgt L = 4124 mm, der Exzenterradius re ~ 140 mm.

Die in Betracht kommenden Gewichte sind:

b) Rotierende Gewichte: Mr.

1. Gewichte auf der Kurbelseite.

a) Auf- und abgehende Gewichte: Ma.

Hoch

druck-

Zylinder

Mittel- Niederdruck- druck-zylinder Zylinder

Für

jeden

Zylinder

kg

kg

kg

kg

Kolben.......................

Kolbenstange..................

Kreuzkopf.....................

Pleuelstangenkopf an der Kurbel. Halbes Gewicht der Pleuelstange.

Balancier, Lenkstangen.........

Schieber, Schieberstange, ll% Kulisse, Kulissenstein, V2 Hängestange, Oberteil der Exzenterstange, Exzenterbiigel, Exzenterscheibe, alle Teile bewegt durch eineKurbel vom Radius re — 140 mm, Hochdruckzylinder. Mitteldruckzylinder Niederdruckzylinder .... 1484 Reduziert auf den halb. Hub durch Multiplikation mit 14² : 55,3² .. Pumpengewicht 854 kg mit dem Hub v. 474 mm, reduziert durch Multiplikation mit 23,7² : 55,3².

Summe der auf- und abgehenden Gewichte...

1020

975

1860

536

845

1230

975

3270

672

363

34

1230

975

672

363

540

54

156

1230

672

363

95

4294 ! 5538 | 6605

1.    Kurbel u. Kurbelzapfen 9860 kg,

Schwerpunktsradius 282 mm, reduziert durch Multiplikation mit 28,2² : 55,3² ...................

2.    Exzenterscheibe, Bügel, Unter

teil der Exzenterstange 270 kg, Schwerpunktsradius 382 mm, reduziert durch Multiplikation mit 38,2²: 55,3²....................

3.    Unterer Pleuelstangenkopf und halbes Gewicht des Pleuelstangenschaftes 1112 kg, Schwerpunktsradius 561 mm, reduziert durch Multiplikation mit

56,1²: 55,3²....................

Summe der rotierenden Gewichte................

2560

128

1145

3833

Gewichte der bewegten Teile der Maschine:

Mm = Mr + 0,5 -Ma = 19 717 kg.

2.    Gewichte auf der Propellerseite. Gewicht des Pro

pellers 3950 kg, Schwerpunktsradius 1270 mm, reduziert durch Multiplikation mit 127²: 55,3² ..............................

3.    Gewicht der Wellenleitung 36 280 kg, reduziert durch

Multiplikation mit 0,5 • (17²: 55,3²) ............................

20 800 kg.

1 710 kg.

4. Korrigierte Gewichte.

1,25 • Mp + 0,3 • Mw •

Mm

= 26022 kg,

Mm -(- 0,3 • Mw •

Mp

Mm -j- Mp

Demnach die EigUnschwingungszahl:

= 19 745 kg.

ne =

30

7t • 55,3

■V

828 000-0,5-Ti • 17⁴ -46,6

4124 • 20,8 • 26,5

= 296.

Abb. 149.

ümm

li

-6-

Xll. Laufwellenlager.

Mi i \- 7

1. Material und Anordnung: Gußeisen oder Stahlguß (Abb. 149).

Nur der Unterteil mit Weißmetall versehen, der Lagerdeckel dient nur als Staubdeckel.

Die Schmiergefäße auf den Deckeln durch Querwand in zwei Teile zerlegt, die eine Abteilung dient zur Dochtschmierung, die andere mit Handloch zum Befühlen der Welle und für direkte Wasserkühlung, falls erforderlich. Meist je zwei Lager für ein Stück der Wellenleitung möglichst nahe an den Kupplungen, bei kleineren Wellen findet man nicht selten nur ein Lauf-

•i|

9-

kB

Lauflager.

lager für jedes Stück. Der Unterteil wird häufig hohl zwecks Kühlwasserzirkulation hergestellt.

2. Abmessungen.

0,75 • dt bis 1,1 • dt,

Länge des Lagers: die kleineren Maße für starke Wellen.

Wandstärke der Unterlagers chale: 40—50 mm. Weißmetallstärke: 6—10 mm.

Wandstärke des Deckels: 15—22 mm.

Zwischen Deckel und Welle ein Spielraum von: 10—12".

An den Lagerenden schließt der Deckel mit geringem Spielraum an die

Welle an.

Deckelschrauben: 1 ,/₄" bis 1³/₄" Durchmesser, meist 4 Stück, häufig in Aussparungen des Flansches seitlich eingelegt.

Fuß schraub en: 1²/₄" bis 2" Durchmesser, 4 Stück.

Mitte Welle über Fußflanschen: ~ dt.

Genaue Höheneinstellung durch Unterkeilen von Holz.

Eine besondere Grundplatte nicht vorhanden.

Der Lagerunterteil ist mit Ölauffangegefäßen zu versehen.

XIII. Schraubenwellen.

Ausführungen vgl.

Tafel: 7, Abb. : 1,

tjT cc

rH TH

40,

23 a,

10—12

23.

Bezeichnungen.

kb zulässige Beanspruchung auf Biegung, kg/qcm.

dw Kurbelwellendurchmesser, ds Schrauben wellendurchmesser, dt Tunnelwellendurchmesser,

Ni indizierte PS. n minütliche Umdrehungen, kt zulässige Beanspruchung auf Verdrehung, kg/qcm.

H Schraub ensteigimg,

Qp Gewicht des Propellers, f Durchbiegung,

q Gewicht von 1 cm Wellenlänge, si, Biegungsanstrengung, kg/qcm,

D Durchmesser der Schraube,

5 Stärke des Wellenüberzuges, dx und d₂, Kleinster und größter Durchmesser des Konus, lk Länge des Konus, dg Gewindedurchmesser, öy Durchmesser der Ausbohrung.

Material, vgl. S. 148.

1. Beanspruchung (Abb. 150).

a) Verdrehung für imgebohrte Schrauben wellen:

Torsionsdurchmesser:

ds = 71

1 / &    ¹

. v _ cm

¹ n kt

für ausgebohrte Schraubenwellen, für ein BohrungsVerhältnis:

Ł : dl = «

1 — a⁴

d₈ == 71 •

kt = 250—450 kg/qcm.

T

=r

red

b) Biegung durch Eigengewicht, unter der Annahme fester Einspannung im vorderen, freier Auflagerung im hinteren ^ Stevenrohrlager :

für nicht ausgebohrte Wellen:

Ÿ d.-

kb

(461)

d-_,

.. für ausgebohrte Wellen:

c) Druck bzw. Knicken durch den axialen effektiven Propellerschub :

Se= 100-

Ni

— kg. vk

(462)

Propellerwelle.

Diese Beanspruchung kann gefährlich werden, weil außerdem durch das Eigengewicht schon eine Tendenz zur Durchbiegung vorhanden ist.

Bezeichnet P diejenige Belastung, welche eine Durchbiegung infolge der knickenden Kraft hervorrufen würde, und ist

Se = m • P,

? so wird für nicht ausgebohrte Wellen:

150.

100-

tt² • E • d* • ir

Vk

64 -P

(463)

für ausgebohrte Wellen:

100--= m •

vk

Tr² • E • df-(1 ■ rx⁴)

64-P

Statt 100--kann ebenfalls 2500 bis 2900 • —

Ni

n-H

Vk

eingeführt werden.

Aus den drei Gleichungen:

1—«⁴ = 71-')/-

Ÿds. (1 + a²) •

Ni

n • kt

(464)

— cm,

(465)

ds-Ÿ 1 —a⁴ = 0,24-

(466)

iV Nt-P

* n • H • m

lassen sich dann ds, l und a ermitteln.

d) Unter der Annahme fester Ein Spannung im vorderen, freier Auflagerung im hinteren Stevenrohrlager ergibt sich bei einem im Abstande a vom hinteren Lager angreifenden Schraubengewicht Qs kg eine Durchbiegung, wenn q das Gewicht von 1 cm Wellenlänge bedeutet (Abb. 151):

P • (0,2 • g ♦ P — 13,5 • Qs ■ a)

384 • E- J

cm.

(467)

und eine größte Biegungsanstrengung:

9 Q'E-ds- f

Sb — —

2 • I² — 135 • Qs •

kg/qcm.

(468)

Für die langen Wellen von Doppelschraubendampfern in den üblichen Abmessungen können Biegungsanstrengungen bis zu 550 kg/qcm und Durchbiegungen bis zu 6 mm auf-treten.

CO

[Qs

Abb. 151.

--*f —

>(

ssfy/s.

2. Vorschriften der Klassifikationsgesellschaften über die Durchmesser von Schraubenwellen, D Durchmesser der Schraube: a) Germanischer Lloyd: ds . = 0,6 • dw + 0,03 • D cm,

ds Ł 1,02 • dw.

dt ^0,63 + 0,03 • (Zoll engl.) (470) ds > 1,07 • dt.

15^ = 0,85 • dw + 0,17 • D (Zoll engl.). (471)

jedenfalls :

b) Englischer Lloyd:

ds- =

(469)

c)    Bureau Veritas.

d‘ = A" ⁺ T55"(1,7‘ °

bis: ds = 0,80 • dw + 0,17 • D -f 0,4.

d)    British Corporation.

Die Werte von dw, S. 153, sind mit folgenden Koeffizienten zu multiplizieren:

dw

Deplacementskoeffizient bei ⁴/5 gemailter Tiefe

D : dyj

13

14

15

16

17

18

0,60

1,00

1,01

1,02

1,03

1,04

1,05

0,62

1,01

1,02

1,03

1,04

1,05

1,06

0,64

1,02

1,03

1,04

1,05

1,06

1,07

0,66

1,03

1,04

1,05

1,06

1,07

1,08

0,68

1,04

1,05

1,06

1,07

1,08

1,09

0,70

1,05

1,06

1,07

1,08

1,09

1,10

0,72

1,06

1,07

1,08

1,09

1,10

1,11

0,74

1,07

1,08

1,09

1,10

1,11

1,12

0,76

1,08

1,09

1,10

1,11

1,12

1,13

0,78

1,09

1,10

1,11

1,12    1,13

1,14

1,10

1,11

1,12

1,13

1,14

1,15

0,80

e) Board of Trade.

Die Koeffizienten auf S. 153 sind zu ersetzen durch:

0,821 0,768 0,727 0,693 0,670 0,651 0,638 0,632 0,629.

Der vor der Stevenrohrstopfbüchse gelegene Teil der Propellerwelle kann den Durchmesser der Tunnelwelle erhalten.

3. Anordnung (Abb. 150).

In den Lagerstellen erhält die Welle einen auf geschrumpften Ueberzug aus Bronze — vorzuziehen ist solche mit hohem Zinkgehalt —, dessen Enden auf ~ 100—120 mm Länge abgeschrägt werden, um den Durchmesser allmählich auf den der Welle abnehmen zu lassen. Ueberzüge von zu geringer Stärke zeigen oft, hervorgerufen durch die bei der Erhitzung entwickelten Gase

unganze Stellen, man findet daher häufig die Anordnung von zwei übereinander aufgeschrumpften Ueberzügen, der untere ~ 5—6 mm, der obere von 8—9 mm Stärke, Prisonstifte zum Festhalten des Ueberzuges erscheinen unnötig.

Stärke des Bro nzeüberz ug'e s:

d = 0,035 • ds + 6 bis 8 mm.

Die Bronzeüberzüge werden in Holz- oder Gasfeuer etwa bis zur Schmelzhitze des Zinns erhitzt, über die Welle gezogen und nach dem Erkalten auf den richtigen Durchmesser abgedreht.

Korrosionen und Brüche finden erfahrungsgemäß an den Enden der Ueberzüge statt.

Nach dem Verfahren derHarburger Gummikammfabrik wird vulkanisierter Kautschuk in Bogen von wenigen Millimetern Stärke um die Welle gelegt, der durch die Zulassung von Dampf von 2,5—3 kg/qcm Spannung hart wird, nachdem die Welle mit einer Lösung von Hartgummi bestrichen ist. Das Verfahren hat gute Ergebnisse gehabt, da der Ueberzug auf Pockholz gut arbeitet und sich wenig abnutzt.

Der Teil der Welle zwischen den Ueberzügen erhält häufig keinen Ueberzug, oder wird mit einer Schutzfarbe bestrichen und über diese wird, auf einer starken Lage von Bleiweiß und Talg, Segeltuch gewickelt. Wird dieser Wellen teil durch besondere Bronzehülsen geschützt, so bieten die Lötstellen der einzelnen Längen der Hülse oft Schwierigkeiten. Es empfiehlt sich, den Wellenüberzug zwischen den Lagerstellen so anzuordnen, daß ein Spielraum zwischen Hülse und Welle bleibt.

4. Konisches Ende der Scliraubemvelle zur Aufnahme der Propellernahe (Abb. 150).

F — cm. meist

r n

(472)

Größter Durchmesser: d₁ 9,6 bis 13,2-

d, -— ds,

Kleinster

d.₂ — 6,6 bis 8,2 •

)W cm.

(473)

Länge des Konus:

4 = 190 bis 370

i/Ni

• X — cm,

¹ n

(474)

Anlauf:

2-4

0,039 bis 0,085.

(475)

In der Mehrzahl der Ausführungen findet man die Neigung des Konus:

1 :10 bis 1 :14, seltener bis 1: 20.

Länge der in den Konus eingelegten Feder: 0,8-4 bis 4,

0,22 • ds 6 bis 10 mm, etwa 0,5 bis 0,6 der Breite.

Breite ,, „

Dicke „ „

Das Gewinde für die Propellermutter hat nur für Rückwärtsgang der Maschine dem auftretenden Propellerschub zu widerstehen, letzterer ist kleiner als für Vorwärtsgang. Das Gewinde erhält zwecks Sicherung gegen Losdrehen der Mutter eine der Schraubensteigung entgegengesetzte Steigung. Vorwiegend 2 V2 Gänge auf 1 " engl.

Bezeichnet dg den Gewindedurchmesser, so hat man:

Nt

(476)

n-H

-j- • dl • kz = ~ 2900 bis 3000 •

Ist der Durchmesser der Ausbohrung o₀, so ist:

r4-f)

/'

~ 5 bis 7 • Y -

Nt

n-H'

(477)

Mutter dur chines ser:

Abb. 152.

1) = 1,4 bis 1,7 mal äußerem Gewindedurchmesser,

Mutterhöhe:

h = 0,7 bis 0,9 mal äußerem Gewindedurchmesser.

Runde Muttern erhalten zum Anziehen entweder vorspringende Knaggen oder Schlitze.

Abdichtung des Stevenrohrs im Propeller.

5. Die Abdichtung der Schraubenwelle gegen den Propeller wird dadurch erreicht, daß man den Wellenüberzug bis in eine Aussparung der Nabe reichen läßt und in den Zwischen aum Kautschukringe oder sonst geeignetes Packungsmaterial (Tuckspackung) einpreßt (Abb. 152 und 162). In Abb. 152 n Nabe, k und f Gummi. Stopfbüchsen an dieser Stelle vgl. S. 203.

Zahlentafel Nr. 67.

Abmessungen ausgeführter Schraubenwellen.

Durchmesser........... ......................

Stärke des Ueberzuges zwischen den Lagern ...

in den Lagern.........

216,0

17,0

Konuslänge

Konusdurchmesser, hinten......

„    vorne.......

Konusgewinde, Gang auf 1 Zoll

mm

18,5

530,0

175,0

215,0

4,0

CM , lOiOOtM^ GO H GO H CO CM ³ lO 03 CM

349,0

25,4

949,0

286,0

286,0

3,0

CD I 05 -H rN CD CO kO T—I tH G7i 1-0 CO ³    07) (M CO

22

22

1409

CD GO CO

t*H t>-

CO CO

420

22

332

420

2 Va

XIV. Lösbare Kupplungen.

1. Kupplungen zwischen Schraubenwellen und Wellenleitung.

Abb. 153.

if

7di

•€

Schalenkupplung.

a) Schalenkupplung (Abb. 153) mit Federn in beiden Wellenenden. a) Material: Gußeisen, Stahlguß oder geschmiedeter Stahl.

Bezeichnungen.

St,

ds Durchmesser der Schraubenwelle, l Länge der Kupplung, h f Flanschenstärke, da äußerer Durchmesser, di Durchmesser der Bohrung, a Entfernung der Schrauben, i Anzahl der Schrauben,

Durchmesser der Schrauben,

Ni Anzahl der zu übertragenden PS. n minütliche Umdrehungen. kt zulässige Beanspruchung auf Verdrehung, kg/qcm,

ks zulässige Beanspruchung auf Abscherung, kg/qcm,

ss Anstrengung auf Drehung bzw. Abscherung, kg/qcm.

13*

ß) Beanspruchung. Verdrehung:

0,2-

(*ï*)

Jv,

• kt == 71 620 • —*

(480)

Also die auftretende Anstrengung:

4 == 358 100 •

da

—-j = 200 kg/qcm.

(481)

Abscherung:

l da “f" di

• k, = 71 620 •

(da di) • 2 ■

Also die auftretende Abscherungsanstrengung:

= (sf^fh ' ^ - 225 bis 300 kg/qcm-

(482)

(483)

7) Abmessungen: Aeußerer Durchmesser:

(484)

(485)

da = ~ 1,4 • bis 1,6 • c4.

Innerer Durchmesser:

di = ds — 4 bis 10 mm.

Stärke des Flansches:

(486)

5/ = 0,5 bis 0,7 • ds,

lf ist jedenfalls nicht schwächer zu wählen, als daß x 0,12 • ds bis 0,33 • 8S wird, vergl. Abb. 153.

Länge der Hülse:

oder:

l = — 2,7 •    + 150 mm bis 250 mm

l = — 0,1 • ds- (1 • i — 1).

(487)

(487 a)

Kerndurchmesser der Bolzen:

8S = 0,45 bis 0,55 •

y ¹ • (dg — d,)

(488)

(489)

8, = — 0,2 • ds -j- 5 bis 10 mm.

Anzahl der Schrauben:

i = - 0,6 •

m-

(490)

Abstand der Schrauben:

(491)

b = — 0,7 - ds bis 0,8 • ds.

Abstand der Schrauben vom Ende:

(492)

c = — 0,3 • ds.

Abstand der Bolzen vom Wellenmittel:

(493)

a = 0,6 • ds 2 bis 4 mm bis 0,65 • ds + 8 mm.

Stegstärke zwischen den Schrauben:

(494)

-0,6 • 8, bis 0,7 • 8,.

Zur Sicherung der Lage der Schraubenwelle wird in eine Nut an ihrem Ende eingedreht und ein zweiteiliger Ring eingelegt.

Ringbreite etwa: 0,10 ■ ds bis 0,16 * d§, (20 bis 30 mm), dieselbe Breite erhält der vor der Nut hegende Bund.

Häufig findet sich vor der Kupplung ein Bund auf der Welle gegen den sich die Vorderseite der Kupplung legt, um ein Vorwärtsschieben der Schraubenwelle zu hindern oder der innerhalb der Kupplung liegende Teil der letzten Tunnelwelle wird um einige Millimeter kleiner im Durchmesser gehalten, als der übrige Teil der Welle; besser ist es mit Rücksicht auf die Verschwächung durch die Feder, den Wellenteil in der Hülse einige Millimeter stärker zu halten, als die übrige Welle und Anordnung eines Bundes vor der Hülse.

Abt). 154.

-1

b) Muffenkupp-

lungen.

Ausführungsformen Abb. 154 und Abb. 155. dx = ~ 1,8 • ds bis . ds, l = 1,8 • ds bis ,9 . ds, 8 = — 0,4 • ds.

c) Scheibenkupplungen (Abb. 156) mit zwei abweichenden Aus-führungsformen des angeschmiedeten Flansches.

Die Schraubenwelle erhält einen aufgepreßten und durch Feder gesicherten Flansch.

mms

Muffenkupplung.

Bezeichnungen.

ds Wellendurchmesser, cm, r Schraubenkreisdurchmesser, Flanschstärke, hs Schraubendurchmesser,

D Flanschdurchmesser, l Flanschlänge,

Abb. 155.

i Anzahl der Schrauben,

Ni Anzahl der PS., n minütliche Umdrehungen, ki zulässige Biegungsbeanspruchung, f = 0,15 — 0,25 Reibungskoeffizient zwischen den Kupplungsscheiben.

a) Beanspruchung:

Verdrehung:

0,2 • d! ■ kt

71 620 • —

- 36 dg,

(495)

Belastung der Schrauben: ~ 300 • 8?,

14

demnach :

Ni

= 71 620    ,

n

Muffenkupplung.

i — ~ 0,48 •

dl

8| -r ~

= - 955 •

daraus die Schraubenzahl:

1 N,

81

(496)

Biegung:

Ni

0,1 • 81 • kh = 71 620 • —

i = 358 100 •

daraus die Schraubenzahl: für kb kann bis 800 kg/qcm gegangen werden.

5/

8S³ • h n

(497)

Für Schalenkupplungen meist i = 2 Keile (Anzug — 0,01),

,,    1 Feder im aufgezogenen Flansch.

Der größere Wert der Formeln (496) und (497) ist zu wählen, ß) Abmessungen:

Schraubendurchmesser:

8, = — 0,12 • ds + 10 bis 15 mm,

(498)

Schraubenkreis dur chmes s er:

2 • r = 1,86 • ds -f 30 bis 45 mm,

(499)

Flanschdurchmesser:

D — 2 • ds + 60 bis 80 mm,

(500)

Flanschstärke: 8/ = 0,2• ds + 15 bis 25 mm,

(501)

Abb. 156.

MUT f

'Ä

Flanschlänge:

l — dsi Nabendurchm esser: d, = 1,4 • ds bis 1,6 - dg, (503)

Stärke des zweiteiligen Sicherungsringes:

c = 20—30 mm,

(502)

'HL

->

<-

-Q

d,

Stärke des Bundes: g = 20—30 mm.

<-

r_-: >

Bei Verwendung eines ungeteilten Sicherungsringes wird der auf das abgesetzte Propellerwellende geschobene Ring häufig durch eine Mutter gesichert.

d) Keile und Federn zur Befestigung der lösbaren Kupplungen.

Scheibenkupplung.

Keilbreite 6, Keilhöhe A, Länge l. Bohrung der Kupplung di, zu übertragende Leistung Nt PS. mit n minuthchen Umdrehungen.

b = -450000-h = 0,5 b.

i • l • di

• —- mm

(504)

„ Flanschen „

¹

Z. d. V. d. Ing. Bd. 46, Nr. 22, 24.

²

Länge,

Y spezifisches Gewicht, kg, vk Geschwindigkeit in Seemeilen stündlich, Se effektiver Propellerschub,

³

i

2. Lose Kupplungen für Kriegsschiffe zwischen Maschine und Druckwelle.

a) Ausführungsformen:

Meist Flanschenkupplungen mit etwa 10 bis 20 mm Flanschenabstand, Klauenkupplungen finden sich seltener.

Die Zapfen in dem Flansche der Kurbelwelle, durch Nut und Feder geführt, sind meist ausgebohrt und lassen sich durch Drehung von Schrauben-spindeln. denen die Bohrung der Zapfen als Mutter dient, leicht aus den ausgebuchsten Löchern des Flansches herausziehen. Die Zapfen sind häufig an den Seiten abgeflacht. Die Bohrung der Bolzen dient zugleich zur Zuführung von Schmiermaterial zur Bolzenfläche. Man findet auch Anordnungen, bei denen der Flansch auf der Kurbelwelle durch Hebel nach vorn verschoben wird.

Abscherung: i - db • lb • ks • r = 71620 • —,

Ar

b) Beanspruchung der Bolzen und Abmessungen. dh Durchmesser der Bolzen, lb eingreifende Länge der Bolzen, i Anzahl der Bolzen, 2 • r Bolzenkreisdurchmesser, kbl ks kg/qcm, zulässige Biegungs-bzw. Abscherungsbeanspruchung.

Biegung unter Annahme gleichförmig verteilten Druckes auf die Länge lb:

71 620 ₇ Ah 2 'lb‘ n

0,1 • dl • kb • i • r =

(505)

fi, *    .

¹ r kh • i n Bei Voraussetzung des Kraftangriffs am Ende der Bolzen:

db = 71 •

Nt

db = ~ 89

Nt

(506)

db = 71 620 •

Als Mittelwert kann gewählt werden: für vier Bolzen:

db = - 1,8 •

n i • lb • r • ks

(507)

pAcm

r n

(508)

für sechs Bolzen:

db = 1,6 •

{/N,

\ —- cm.

r n

Ferner :

2 . r — ~ 1,8 • dh bis 2,5 • db) lb = ~ 0,95 • db bis 1,8 • db.

(509)

(510)

Beispiel. Für einen Panzerkreuzer Ah = 7000, n = 115, i = 4 ist z. B. ausgeführt:

db = 75, lb = 90, 2 • r = während sich nach obigen Formeln ergibt:

160 mm,

db = 71, lb = 65 bis 128, r = 128 bis 175 mm.

3. Wellenbremse.

Zweiteiliges, unten scharnierartig befestigtes Bremsband, bei Handelsschiffen um einen Flansch der Tunnelwelle, bei Kriegsschiffen häufig am Flansch der losen Kupplung angreifend. Bremsband mit Holz ausgefüttert oder Rillen auf dem Flanschumfang. Anzug durch Spindel mit Rechts- und Linksgewinde durch Handrad, häufig unter Einschaltung von Schnecke und Schneckenrad.

Die Bremsscheibe findet sich bei Kriegsschiffen häufig auf dem ovalen Flansch der losen Kupplung durch Keile und Kopf schrauben befestigt,

XV. Stevenrohr.

Ausführungen vergl.

Tafel:    4,

Abb.: 11—20,    1—11,    16—17,    13,16,    12—16.

1.    Material. Handelsschiffe: Gußeisen, Stahlguß. Kriegsschiffe: Bronze, häufig von besonderem Stahlrohr umschlossen, auch wohl einfaches Stahlrohr.

2.    Anordnung (Abb. 157, 158, 159). Aus einem Stück, längere Stevenrohre in der Mitte geteilt, unterstützt und durch Flanschen verbunden, bei

23a,

36,

40,

56,

IT"

~o|

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Abb. 157

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11

es

tr

Stevenrohr.

cc

r__

leichten Kriegsschiffen dreiteilig, Mittelstück aus Bronze- oder Messingblech oder zwischengesetztem Stahlrohr.

Verbindung mit dem Tunnelschott durch Plansch und zweiteilige Stopfbüchse häufig mit gemein

schaftlicher Anzugsvorrichtung für die Stopfbüchsen- -s-m-

schrauben (Abb. 159, 161), hinten genau im Steven    Np-~S6Z-

eingepaßt und durch Mutter mit feinem Gewinde    ™--

gesichert.

¥\

Auflagerung der Schraubenwelle im Schiff an zwei Stellen, bei Zweischraubenschiffen eine dritte Auflagerung im Wellenbock, die häufig über diesen nach vorne reicht. Auf der Hinterseite des Wellenbocks häufig zwischen diesem und Nabe ein zweiteiliger durchbrochener und in den Durchbrechungen mit Holzstücken ausgefütterter Druckring.

Abb. 159.

\°

',o

s®.

i:

TFT

-iS

St

Anziehvorrichtung für die vordere Stevenrohrstopfbüchse (vergl. Abb. 161, S. 203).

Eine dritte Auflagerung der Welle im Rudersteven hinter der Schraube ist nicht zu empfehlen und kommt nur noch sehr selten vor. HQ

Zwischen Wellenbock und Hintersteven ist die Welle häufig mit einem Schutzrohr umgeben.

3. Abmessungen (Abb. 157).

Stevenrohr:

Wandstärke in der Mitte, Gußeisen:

8 = ~ 0,08 • ds -f 10 bis 12 mm,

Bronze:

8 = — 0,04 • ds + 5 mm,

Wandstärke über den Lagerstellen der Welle vorn und hinten:

8j = ~ 0,12 • d,+ 15 bis 0,14 • ds 4- 20 mm, (513)

Bundhöhe an der Vorderseite des Hinterstevens:

(511)

(512)

b = ~ 12—18 mm,

Verstärkung an d er Auf lagerung vorne: — 10—20 mm,

Flanschstärke am Tunnelschott:

8f = 0,1 • ds + 15 — 20 mm, Flanschdurchmesser am Tunnelschott:

D = 2,2 ds bis 2,6 • ds.

Abb. 158.

Stevenrohr.

-0Z8

086

)00k

OßZ

<—ozzr

4690

4. Bronzebüch sen zur Aufnahme der Pockliolzstreifen werden manchmal zweiteilig mit horizontalen Fugen ausgeführt. Vorteilhaft ist es dabei, die Fugen nach der Seite hin, von der aus die Büchsen herausgezogen werden sollen, etwas ansteigen zu lassen, auch finden sich die Büchsen ein-oder zweimal abgesetzt angeordnet, wodurch die Erneuerung der Pockholz-streifen erleichtert wird. An den Stoßstellen werden die Kanten der Streifen zur Erleichterung der Wasserzirkulation oft etwas ausgekehlt oder es werden einige Längsnuten angeordnet.

Die hintere Buchse mit außenliegendem Flansch wird gegen das Stevenrohr mit Kopfschrauben befestigt.

Abmessungen:

Die gesamte Lagerlänge L in cm ist mindestens so zu bemessen, daß wenn Qs kg das Propellergewicht und Gw kg das Gewicht der Schraubenwelle :

(514)

• (2 • Qs + Gw) cm.

ds

L __ 0,2 bis 0,25

W andstärke :

a = 0,04 • ds -f- 2 bis 5 mm, Länge, vorne: lv — — 1,4 ■ ds bis 2,4 • dS) Länge, hinten: 4 = — 3,3 ds bis 4,6 • ds, Gesamtlänge: L

(515)

(516)

(517)

(518)

4 + 4 = ~ 5,2 • ds bis 7 • ds Stärke etwa vorhandener Längsrippen zur Aufnahme der

~ 10—12 mm.

P o ckh olzs t reifen:

0,8—0,9 mal der Pockholzdicke.

5. Weissmetallbüchsen mit Ölschmierung.

Bei Anwendung von Weißmetallbuchsen mündet in das Stevenrohr ein Standrohr, so daß das Oel im Stevenrohr unter genügendem Druck steht, um Wassereintritt von außen zu verhindern.

0,03 • ds -f- 12 mm.

Höhe der Rippen:

W andstärke:

(519)

Albb. 160.

Hii

Stevenrohr nach Cedervall.

6. Gusseisenbüchsen (Abb. 159) ohne Pockholz mit Längsrillen und W asserschmierung.

W andstärke:

(520)

Ersatz

~ 0,04 • ds -f- 10 mm.

7. Pockholzausfütterung im tragenden Teil aus Hirnholz, durch Weißmetallstreifen hat sich wenig bewährt.

Entweder zwischen Rippen der Büchsen eingelegt oder die Streifen direkt nebeneinander und an der höchsten Stelle und den Seiten ein Bronzestreifen.

Die Pockholzstreifen werden wenig feucht eingelegt und auf einen 1 bis 2 mm größeren Durchmesser als derjenige der Welle mit dem Ueberzug beträgt, abgedreht. Vorzuziehen ist es, die ganz auf gequollenen Stäbe auszudrehen, so daß sie nicht ganz stramm auf den Ueberzug passen.

Abb. 161.

iii

â

_JfJ

Hl

MBK2L

Stevenrohrstopfbüehse.

Stärke der Pockholzstreifen:

0,1 • ds für ds = 200 mm,

~ 0,2 • ds für ds = 300—600 mm, ~ 2 bis 2,5 mal der Stärke,

Breite

Bronzener Trennungsstreifen, Stärke: — 0,04 • cU,

55

55

Abb. 162.

Abb. 163.

/// ///.

41

Hintere Stevenrohrstopfbüchse.

Hintere Stevenrohrstopfbüehse nach Cedervall.

Spielraum zwischen Pockholz und Wellenüberzug: 0,004 • ds + 0,5 mm.

Auswechseln des Pockholzes wird erforderlich, wenn sich der Spielraum durch Abnutzung auf ~ 0,01 ds + 1,25 mm vergrößert hat, ds bedeutet hier den Durchmesser einschließlich Wellenüberzug.

8. Stevenrohrstopfbüchsen (Abb. 157 bis 159, 161).

a)    Vordere Stopfbüchse.

Lichter Durchmesser:

1,04 • ds + 50 bis 75 mm,

Tiefe des Packungsraumes:

t = 0,55 ds bis 1,2 • ds.

b)    Hintere Stevenrohrstopfbüehse bei Anwendung von Weißmetallbüchsen mit Oelschmierung.

Die Abb. 162—164 zeigen einige Anordnungen.

Ahb. 164.

e yP

31p»

<⁵²¹>

sw«

(522)

Hintere Stevenrohrstopfbüehse.

w Welle, n Nabe, r Schutzring, p Packung, in Abb. 162 hohler halbkreisförmiger Kautschukring, /* Scheiben aus Fiberpackung, Abb. 164, e elastische Scheibe.

Diese Stopfbüchsen zeigen jedoch im Betriebe häufig Anstände, allgemeinere Anwendung haben sie nicht gefunden.

Zahlentafel Nr. 68.

Abmessungen ausgeführter Stevenrohre.

Durchmesser der Schraubenwelle

216 ¹ 282    349

356 I 378

420

Lichter Durchmesser zwischen den Lagern.......

„    , vorn ..

hinten

??

.5 *

?? ?? Wandstärke zwischen den Lagern

im Tunnelschott.....

„ Steven...........

Bundhöhe vor dem Steven.......

Lagerlänge, vorn................

, hinten..............

Lichter Durchmesser der Büchse, vorn .

„    , hinten

vorn . „    , hinten

••

Wandstärke

??

??

Stärke der Pockholzstäbe........................

Breite „    „    .......................

Flanschstärke der Tunnelschott-Stopfbüchse......

Flanschdurchmesser der Tunnelschott - Stopfbüchse. Packungstiefo

??

ooooooooooooooooo

3 3 § S É b ÎS 3 3 8 Ś SS 3 § b 3 I

co co co    »o r-co co    cd

SSêSgBg§8§§gfcggSKi

| 3 Sä g 8 £ Kl I gf ES s s g III

ooooooüiooioooioiü’coœaio

489,0

463,5

463,5

50.8 82,5

63.8

13,5

610,0

1219,0

432,0

432,0

15,5

15,5

20,0

80,0

57,0

781,0

229,0

oooooö oöbbocobk)bbo

|f § Ä SB e sf III sspcä sf II

0000000000000C7<0000

Achter Abschnitt.

Die Steuerungen der Schiffsmaschinen.

I. Schieberelemente.

Bezeichnungen.

i innere Überdeckung, in, im, in, oben i₀, unten iu für die einzelnen Zylinder, v lineare Voreilung, oben v₀, unten vu,

8 Voreilungswinkel,

s Schieberhub, H Kolbenhub, D Zylinderdurchmesser.

r Exzentrizität, rh, rm, rn für die einzelnen Zylinder,

h Kanalhöhe, hn. hm, hn, oben ha, unten hu für die einzelnen Zylinder, e äußere Überdeckung, en, em, en, oben e₀, unten eu für die einzelnen Zylinder,

1. Schieberhub s und Exzentrizität r.

Angenähert ist:

s = 2 • r.

r = 3,3 bis 4 • ]/ H

mm

(523)

(524)

bei größeren Huben die größeren Werte der Koeffizienten.

Mit Berücksichtigung des Hubes Hm, Zylinderdurchmessers Dm.t der Umdrehungszahl n und der Kanalbreite bm kann annähernd gesetzt werden:

D² • H • n

400

m.

(525)

Unter Zugrundelegung der Kanalhöhe h findet man:

•2 • r = 2 • h bis 3,2 • h.

Für gewöhnlich findet sich bei ausgeführten Maschinen für:

(526)

Hochdruckzylinder

Mitteldruckzylinder

Niederdruckzylinder

rn — en -j- 0,68 bis 0,72 • hn

rm — em + 0,72 bis 0,77 • hm

rn = ~ en + 0,75 bis 8,2 • hn

In der Regel wird die Exzentrizität für die Schieber der verschiedenen Zylinder fast gleich gemacht, damit die Dampfverteilung für verschiedene Expansionsgrade in den einzelnen Zylindern nicht zu sehr ab weicht.

2. Voreinströmung, lineares Voreilen, v, hängt wesentlich von der Umdrehungszahl n ab.

Im Mittel ist bei ganz ausgelegter Steuerung:

100

(527)

Diesem Werte entspricht etwa ein Winkel von ~ 6° bis 12° für die Kurbel. Auf der Bodenseite ist die lineare Voreilung vu etwa 1,5 bis 2 mal größer, als auf der Deckelseite.

Zahlentafel Nr. 69.

Werte der linearen Voreilung v₀ und vu

v₀, oben

vu, unten

Niederdruck

zylinder

Hochdruck

zylinder

Hochdruck- Mitteldruckzylinder    zylinder

Mitteldruck- Mederdruckzylinder    zylinder

Frachtdampfer................

Fracht- und Passagierdampfer

Schnelldampfer..............

Panzerschiffe, große Kreuzer .

Kleine Kreuzer .............

Torpedoboote und Torpedobootszerstörer ..............

0,065 • r 0,085 • r 0,105 • r 0,125 • r 0,145 • r

0,165 • r

0,075 • r 0,095 • r 0,120 • r 0,140 • r 0,175 • r

0,190 • r

0,080 • r 0,105 • r 0,130 • r 0,155 • r 0,180 • r

0,210-r

0,13 • r 0,15 • r 0,16 • r 0,18 • r 0,20 • r

0,22 • r

0,15 • r 0,17-r 0,19 • r 0,21 • r 0,23 • r

0,25 • r

0,170-r 0,195 • r 0,230 • r 0,260 • r 0,280 • r

0,300 • r

Füllung e, ygl. S. 39.

3. Vorausströnmng:

Zwischen 0,06 • H und 0,25 • H schwankend.

Mittelwerte sind:

Hochdruckzylinder

Mitteldruckzylinder

a = 65—120

Niederdruckzylinder

n~ 120—220

n —220—400

n = 65—120

n — 120—220

n— 220—400

= 65—12o|ra— 120—220

n — 220—400

Deckelseite .. Bodeuseite ...

0,06 • H 0,07 • H

0,10 • H 0,12 • H

0,15 • H

0,20 • H

0,080 • H 0,095 • H

0,15 • H 0,18 • H

0,20 • H 0,24 • H

0,10 • H 0,18 • H 0,12 • H 0,20 • H

0,25 • H 0,30 • H

4. Kompression:

Enddruck =

Zweifach-Expansions-

maschinen

Dreifaeh-Expansionsmaschinen

Vierfach-Expansionsmaschinen

Einströmungsdruck

Hoch

druck

zylinder

Nieder

druck

zylinder

_0,9 • Einströmungsdruck

Hochdruckzylinder

Mittel

druck

zylinder

Nieder-

druck-

zylinder

Hoch

druck

zylinder

0,8 bis 0,85 • Einströmungsdruck

1. Mittel-druck-

2. Mitteldruckzylinder zylinder

Nieder

druck

zylinder

Deckelseite .. Bodenseite...

0,06 • H 0,15 • H 0,07 • H 0,17 • H

0,05 • H 0,06 • H

0,12 • H 0,14 • H

0,15 • H 0,18 • H

0,015 • H 0,050 • H

0,080 • H 0,080 • H 0,12 • H 0,095 • H 0,095 • H 0,15 • H

28 Drei-

Im allgemeinen ist der Enddruck der Kompression bei Vierfach- und Dreifach-Expansionsmaschinen etwas geringer als bei Zweifach-Expansionsmaschinen. Die obigen Zahlen sind Mittelwerte von 11 Zweifach fach- und 9 Vierfach-Expansionsmaschinen. Da jedoch die Größe der Vorausströmung einen wesentlichen Einfluß auf die Größe der Kompression hat (große Kompression, kleine Vorausströmung), so findet sich die Kompression in sehr weiten Grenzen schwankend.

Bei negativer innerer Überdeckung ist der Ausströmungskanal in der Mittelstellung des Schiebers schon um eine kleine Größe geöffnet, die äußere Überdeckung e muß dann so groß sein, daß die gesamte Länge des Schieberlappens größer ist als die Kanalhöhe h.

Kanal quer schnitte am Zylinder vergl. S. 79.

5. Innere Einströmung.

Für Flachschieber ist Entlastung erforderlich, daher Ausbildung als Kolbenschieber vorzuziehen.

zur

y eranlassung für innere Einströmung gibt meist bequeme Dampfzuführung Mitte des Schiebergehäuses oder bequeme Dampfableitung von dessen Enden.

6. Zusammenhang zwischen den Schieberelementen.

Ein

strömung

erfolgt

Expansion

erfolgt

Vorein

strömung

Beginn der Ausströmung

Schluss der Ausströmung

Voraus

strömung

Grösste

Kanalöffnung

Voreilungswinkel

nimmt zu nimmt ab

früher

später

früher

später

wächst nimmt ab

früher

später

früher

später

wächst nimmt ab

ungeändert

ungeändert

Äußere Überdeckung    ^

später

früher

früher

später

nimmt ab wächst

nimmt ab nimmt zu

Innere Überdeckung

nimmt zu nimmt ab

später

früher

früher

später

nimmt ab nimmt zu

II. Darstellung der Schieberbewegung in Beziehung zur Kolbenbewegung.

1. Diagramm von Schorch (Abb. 165).

Kreis um Mx mit den Radien OM = MOx — r, K₀ oberer, Ku unterer Totpunkt der Kurbel, 0 und 0, Stellungen der Exzenterkurbel bei den Kurbel-stellungen Ku und K₀.

0a und 0X b _L auf dem horizontalen Durchmesser ÄX, Kreisbogen mit der Länge X der Exzenterstange als Radius durch a oder b geschlagen, schneiden die Linie Y Y in c, der Mittellage der Schieberstellung, bei gleicher Voreilung auf beiden Zylinderseiten.

Kreisbogen durch Punkte auf dem Umfange des Kreises um M mit der Länge X als Radius geschlagen, schneiden Y Y in der entsprechenden Schieberstellung. x „

Die Abstände der Punkte auf dem Umfange des Kreises um M von dem durch a und b mit X geschlagenen Kreisbogen ab, ergeben die Schieberausweichungen aus der Mittellage für die entsprechende Stellung des Exzenterradius.

eu — cd = äußere Überdeckung unten, en = cdx = äußere Überdeckung oben, schlage Kreisbogen durch d und dx mit X als Radius, die Entfernungen 0f\\ Y Y und Olfi\\YY ergeben die Größe der Voreinströmungen vu unten und v0 oben.

Abb. 165.

90%,

eu⁺h„

io⁺h₍

0,

58% s

ül

jv

\9i

\\ L

el

eo

Cs

^eU⁺hU

A'o'l'o

\eu

(eoł

\ >96%

VT

-

ï y-^9%

Zl

Diagramm von Scborcli.

gd — hu Kanalöffnung unten, gx dx = h₀ Kanalöffnung oben. Kreisbogen mit X als Radius durch g und gx ergeben in den Abständen der Punkte des Umfanges auf dem Kreise um M von diesen Kreisbogen die Kanalöffnung entsprechend der Lage der Exzenterkurbel.

cm = i₀ innere Überdeckung oben, cm, = iu nere Überdeckung unten, cn = hu-\-iu, cnx — h₀ -f in. Kreisbogen mit X urch m, mxx nx nx. Die Abstände der Punkte des Umfanges des Kreises um Mx von diesen Kreisbogen ergeben die Schieberausweichungen bei Beginn der Ausströmung und voller Ausströmung oben und unten.

Man hat demnach folgende Dampfverteilung :

Expansion, Anfang Vorausströmung, Anfang Kompression, Anfang Voreinströmung, Anfang

Exzenter- Schieberweg

kurbel

Exzenter

kurbel

Schieber

weg

Exzenter- Schieberkurbel

weg

Exzenter

kurbel

Schieber-

weg

unten

oben

Ml

Cu

MII

MIII

MIV

?U

Ml

Co

*'o

e0

Stellt 00 x die Kolbenweglinie dar, so entspricht 0 dem unteren Totpunkt Kw Ox dem oberen Totpunkt A”₀. Bogen OZ und OxZx mit der Pleuelstangenlänge L als Radius, Mittelpunkt auf der verlängerten 00 v Die Kolbenwege sind die zu 00x parallelen Abstände der Punkte des Kreisumfanges um M bis zu den Bogen OZ bzw. OxZv Die Verhältnisse dieser

Abb. 166.

z¹?

c-

e=i

Statt <p lies S.

Diagramm von Zeuner.

Strecken zu den entsprechenden Schieberausweichungen ergeben in °/₀ des ganzen Kolbenhubes den Eintritt der Dampfverteilungsperioden, wie für Beginn der Expansion, Beginn der Vorausströmung usw., in Abb. 165 eingeschrieben.

2. Entwurf der Schiebersteuerung;, Schieberdiagramine.¹)

a)    Einem gegebenen Dampfdiagramm entsprechend sind die Schieberelemente so zu ermitteln, daß die geforderte Dampf Verteilung erfüllt wird.

Gegeben: Füllung und lineares Voreilen.

Die Kanalweite h ist auf Grund der Kolbengeschwindigkeit und des Zylinderquerschnitts, vgl. S. 79, zu wählen, so daß die Kanalbreite b möglichst groß, h möglichst klein wird.

b)    Zeuner-Diagramm (Abb. 166) für die Deckelseite.

Projektion der Punkte I, II, .. .VI ai y y nach 1, 2, ... 6, A und B durch Bogen 6 A und 2 B mit Radius bestimmt, /£. BOC = CO A, dadurch ist Voreilungswinkel 8 — DO C bestimmt, CO = OE — r 34 Vorausströmung. Äußere Überdeckung : e — OH — OI. Innere Überdeckung -4- i = OK — OL. Bei negativer innerer Überdeckung ist i entgegengesetzt (Abb. 166) punktiert.

Beginn der einströmung j Einströmung

Vor-

Grösste

Kanalöffnung

Expansion

Voraus-

strömung

Ausströmung Kompression

Kolbenweg Kurbelstellung.

61

OA bis 01

01

7—8

OR bis OS

2—3

OB bis OT

3—4

OT bis 04

4—5

04 bis OU

5-6

OU bis OA

Für genügende Genauigkeit muß das Zeun er -Diagramm in großem Maßstabe gezeichnet werden, besonders bei großer Füllung und kleiner Voreilung ist es schwierig, die Überlappung zu messen, daher ist es zweckmäßig

Abb. 168

Abb. 167.

VT

- -o-

NO

■H-

',0

y/

:X

iÜVl—|i3 iV

Diagramm von Z e u n e r.

Diagramm von Bilgram.

(Abb. 167 *) aus den Mitten der Exzenterkreise die Kreisbogen xx und yy zu schlagen und nachdem die Lage von BO, mittels Bogen durch 2 gefunden, den Abschnitt von xx und 'yy auf BO zu messen, dann ist:

PQ = HO = e.

Berücksichtigung der Pleuelstangenlänge ohne Bogenprojektion vgl. Abb. 195 S. 222.

c) Bilgram-Diagramm (Abb. 168).

Einziger Unterschied gegen das Zeun er-Diagramm, daß Überdeckungen und Kanalhöhe von den Punkten C und E aus gemessen sind. Die Bezeichnungen entsprechen denen der Abb. 166.

Beispiel für eine ausgeführte Steuerung (Abb. 169). Die Bezeichnungen entsprechen denen der Abb. 166. Die Berücksichtigung der Pleuelstangenlänge ist aus der Abb. 169 ersichtlich. Die Abmessungen auf Deckelund Bodenseite sind mit den Indices o und u bezeichnet.

*) Nach Prof. M. Boulvin. Wilda, Die Schiffsmaschinen.

III. Abmessungen der Schieber.

Bezeichnungen.

Penn -

S Wandstärke,

8t Stärke des Rückens,

5₂ Stärke der Überlappung, h„i Kanalhöhe für den Muschelschieber, ä, Einströmungs - Kanalhöhe, Trickschieber, fh Querschnitt des Hilfskanals, Trickschieber w Weite des Hilfskanals, Trickschieber, h Kanalhöhe im Schieberspiegel Schieber,

ä, Kanalhöhe im Schieber, Penn-Schieber pc Kondensatordruck, kg/qem,

B größte Schieberbreite,

H größte Schieberhöhe, p Schieberkastendruck, kg/qcm, f Größe der Schieberrückenfläche, pa Auspuffspannung im Zylinder, kg/qcm, f„ Ausströmungsquerschnitt,

Ka andrückende Schieberkraft ohne Entlastung,

K'a andrückende Schieberkraft mit Entlastung, d Durchmesser des Entlastungskolbens,

! G Gewicht des Schiebers, dk Durchmesser der verlängerten Schieberstange.

Abb. 169.

«t

MN = 0.5.H, NA « L,

A 0 * H,

X '$>v

' de

tefff

\ ToçCo^o”

ÏÏV8

ft

hu

s/X

Ä-#

Unten, Bolïom

1. Flachschieber.

Schieberdiagramm.

a) M u s c h e 1 s c h i e b e r. Wandstärke:

o = 0,5 bis 0,8 Zylinderwandstärke.

Bezeichnet p kg/qcm, den größten auf den Rücken des Schiebers wirkenden Druck, H cm, seine größte Höhe, parallel zur Zylinderachse, B cm, seine Breite, so ist:

p-H-B

- 2 • o • (H + B) • kd:

p-H-B 2-(H + B)- V

für kd finden sich meist nur sehr geringe Werte:

kd = 20—80 kg/qcm.

Bei sehr großen Flachschiebern ist verchiedentlich eine, wenn auch geringe Durchbiegung beobachtet worden.

Für die Stärke des Rückens in der Nähe der Seitenwan düngen hat man zur Kontrolle:

nur

8₁ = -0,00012 bis 0.00018

■V

R⁴ • jff⁴

Stärke der Überlappung:

Bi + H

_ • p cm.

4 r

(529)

8₂ — — 0,9 bis 1,4 Zylinderwandstärke.

b) Trickschieber (Abb. 170 und Tafel 5, Abb. 1, Tafel 14, Abb. 3—8, Tafel 38, Abb. 12 — 14).

Abb. 170.

mm

S -t-qrh--}

'1

La

T*

h£r

Ar

_____

ÎTE

2 h,+c

fl

Trickschiebei⁻.

Zweck und Anordnung.

Vergrößerung des der Einströmung dienenden Kanalquerschnitts bei geringen Kanalöffnungen. Länge ein wenig größer, als der einfache Muschelschieber; durch den durchsetzenden Kanal ergibt sich doppelte Einströmung. Höhe des Einströmungsquerschnittes in der Gleitfläche:

h — c + 2 hi

Höhe des Einströmungsquerschnittes im Schieber: h: — 0,3 bis 0,5 • hm

(530)

(531)

hm Kanalhöhe des Muschelschiebers, fm Kanalquerschnitt für den Muschelschieber.

Querschnitt des Hilfskanals:

fn = - 0.5 • fm.

(532)

Weite des Hilfskanals:

w > hx

Bei größerer Breite ist der Hilfskanal durch Rippen zu versteifen. Stärke der Wandungen: 8, 8, und 8₂ wie beim Muschelschieber. Ferner ist: m -\- ex — ~ e -f- mn c und c, brauchen nur so breit zu sein, um dampfdichten Abschluß zu gewährleisten.

-IS

Kleinste zulässige Werte: c = c₁ = — 10—12 mm,

r = — e -f 2 • h

Exzentrizität:

Abb. 171.

Æ-

15

Kolben

III

N___

11

Kolben

liA Wü

Ujj

Schieber von Thom.

der Hilfskanal darf nicht über die Mittelöffnung im Spiegel gelangen, daher muß bei der Mittellage: n — r +mindestens 10 bis 12 mm sein.

c) Thom - Schieber (Abb. 171), nur für Niederdruckzylinder angewendet. Kurz vor Beginn der Kompression verbindet der Hilfskanal beide Zylinderenden, so daß Dampf auf die Ausströmungsseite über tritt, wodurch am Ende der Kompression im Niederdruckzylinder eine erhöhte Spannung herrscht, um den Massenkräften der hin- und hergehenden Steuerungsteile entgegenzuwirken, jedoch ist der beabsichtigte Vorteil in nur geringem Maße vorhanden, da der überströmende Dampf stark gedrosselt wird und die Überströmung nur sehr kurze Zeit dauert.

Abb. 172.

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SS

fe-a6%

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IM

Penn-Schieber.

d) Penn-Schieber (Abb. 172), und

Tafel:    2,    15,    20—21,    25,    32,    47,

Abb.: 30-35, 1-7,    23-29, 23-29, 1-10, 1-5.

für Mitteldruck- und Niederdruckzylinder verwendet.

Zweck: Verminderung des Schieberhubes, Einströmung meist zweifach, seltener dreifach.

Bei zweifacher Einströmung (Abb. 172):

Höhe des Kanals im Schieberspiegel: h = 0,5 • hm,

Höhe des Kanals im Schieber:

r — i,

Abb. 173.

(533)

Exzentrizität: 0,5 derjenigen des gleichwertigen Muschelschiebers, c mindestens 20 mm, um Dampfabschluß zu gewährleisten, meist zwischen 30 und 45 mm. w und so zu bemessen, daß die Kanalquerschnitte mindestens 0,5 bzw. 0,25 der gesamten Einströmungsquerschnitte erhalten.

«82-

Wandstärken wie heim Muschelschieber.

Abb. 172 zeigt die üblichen Abmessungen, öc Zylinder-wandstärke.

e) Dachschieber, Rahmenschieber (Abb. 173), mit nahezu völliger Entlastung.

Der Schieber gleitet zwischen dem Schieherspiegel und einer sich der Länge nach auf dem Schieberspiegel aufstützenden kräftigen Haube mit denselben Gleitflächen wie eigentlichen Spiegel, Ein- und Ausströmung auf beiden Seiten des Schiebers, Verhinderung des Ver-schiebens der Haube durch Knaggen, Anpressung durch Federn.

CM

CSJ

Si

H li

I' ¹

Dachschieber.

Marine.

Abb. 173 zeigt die Ausführung für einen Kreuzer der niederländischen

Zahlentafel Nr. 70.

Abmessungen ausgeführter Flachschieber.

Penn-Schieber

Trickschieber

Zylinderdurchmesser.........

Kolbenhub.................

Schieb erlmb..................

Einströmungskanal, Höhe in der

Gleitfläche..................

Einströmungskanal, Breite in

der Gleitfläche..............

Ausströmungskanal, Höhe in

der Gleitfläche .............

Ausströmungskanal, Breite in

der Gleitfläche..............

Ganze Schieberhöhe..........

Ganze Schieberbreite.........

Steghöhe für dampfdichten Abschluß......................

Wandstärke .des Rückens Stärke der Überdeckungen.... 28,6 Höhe des Schiebers senkrecht zur Gleitfläche Lichte Höhe der Seitenkanäle. 104 Schieberstangendurchmesser ...    102

Hilfseinströmungskanal im Schieber, Höhe

Ausströmungskanal im Schieber, 86,5 Höhe

1067

1829

1143 1143 ¹ 1295 109,5 196,8, 165

2à50,8 2 à 73 2 à 59

1295

1000

864

158,7

864

1003

991

31,7

19

264

102

109,5

165

650

65

1574! 838

228,6

1574

1191

1695

35

19

28,6

264

108

102

101,6

41

106

2 à 59

2 à 38

1219

870

157

197

1219

949

870

1341

790

970

1016

1067

178

100

813

304

813

775

813

25

20

14,3

14

25

25

36

15,8

31,7

19

16

32

15,8 20

11    19

19 38

208

103

95

95

37,6

101

220 295 25    134

372 350

60

60

88

88

134

88

88

25    75    75

59    137 i 137

110

226

78

78

54

131

40

82

82

40

60

240    254 166

44

80 ! 208

70    89

70    57

55,6    48

79

82,5

28

17,5

22    70

19 57 12 28

f) Rückenentlastungen für Flachschieber.

a) Bezeichnet fe qcm die Summe der Querschnitte aller Einströmungs-Öffnungen, fa qcm denjenigen der Ausströmungsöffnung, p kg/qcm absolut den Schieberkastendruck, pa kg/qcm absolut die Auspuffspannung im Zylinder, f qcm die Größe der Rückenfläche des Schiebers, die unter dem entlastenden Kondensatordruck pc kg/qcm steht, so beträgt die andrückende Kraft

Ka = ~p-{B-H—0,h-fe) — fa-pa kg.

(434)

Bei Penn-Schiebern für Niederdruckzylinder beträgt der entlastete Teil des Rückens:

f = 0,33 bis 0,5 - ß-H.

Die andrückende Kraft Ka wird demnach unter Berücksichtigung der Entlastung :

Ka = Ka — (0,25 bis 0,5 • B • H)pc im Mittel: 0,4 • B -H -pc kg K'a = p (Ä - JST— 0,5 - r.) —    -1>b = 0,4 - J? - J3T-(p — jpÄ)kg.

Durchschnittlich beträgt der Flächendruck zwischen Schieber und Gleitfläche auf die Projektion des ganzen Schieberrückens bezogen etwa: 0.5 bis 0,8 kg/qcm.

Beispiel für einen ausgeführten Penn-Niederdruckschieber ist:

B = 180 cm,

/' = 11 600 qcm, p = 1,2 kg/qcm, pa — 0,25 kg/qcm, pc = 0,2 kg/qcm. Demnach wird, ohne Rücksichtnahme auf die Entlastung die andrückende

Ka = -26 125 kg.

Mit Rücksichtnahme auf die Entlastung:

Ka = 26125— 11600 = 14 525 kg.

H = 144,5 cm,

(535)

fe = 26 000 qcm, fa = 3000 qcm

Kraft:

Bei Annahme einer entlasteten Fläche von 0,4 -B -H = 10 400 qcm würde sich:

ergeben.

K'a = 15 725 kg

Da zwischen Schieber und Gleitfläche eine Berührungsfläche von — 8850 qcm vorhanden ist, so beträgt der Flächendruck

für den unentlasteten Schieber: 26 125:8850 — 2,95 kg/qcm

: 15 725:8850 = 1,78    „

entlasteten

Abb. 176.

Abb. 178.

Abb. 174.

Abb. 175.

m

IliJ

Abb. 177.

¹

Ausführliche Behandlung der Schiebersteuerungen und der verschiedenen Dar-stellungsweisen (Müller-, Zeuner-, Ellipsen-, Sinoiden-Diagramm vgl. Bertin-Wilda „Der Schiffsmaschinenbau, S. 103—179, Verlag von Gebrüder Jänecke, Hannover 1902.

r:

Eückenentlastungen.

Auf die Projektion der gesamten Rückenfläche bezogen ergibt sich ein Druck zwischen Schieber und Spiegel für:

„ - 0,6

den unentlasteten Schieber von — 1 kg/qcm „ entlasteten

ß) Anordnung der Entlastung für Flachschieber.

Verbindung des Entlastungsraumes mit dem Kondensator. Typische Formen zeigen Abb. 174—183 und Tafel 14, 15, 21.

Abb. 8 Bronzering R in den Rippen S des Schieberkastendeckels geführt ; durch Federn, eingelegte Gummiplatte und Asbestzwischenlage angepreßt.

Abb. 9 Abdichtung durch Ramsbottom-Ring, Anpressung durch Feder. Àbb. 10 Abdichtung durch Ramsbottom-Ringe, Anpressung durch von außen nachstellbare Schrauben.

Abb. 179.

JZL

Abb. 181.

Abb. 182.

\g

sis

Abb. 174—176 für Maschinen mit 10 bis 12 kg/qcm Kesseldruck.

Abb. 177 für leicht gebaute Maschinen bis 15 kg/qcm Kesseldruck.

Abb. 178, 179 und 181 Abdichtung durch dreieckige Ringe, Hinterlage von Federn, nachstellbar, ausgeführt für Kriegsschiffe bis 20 kg/qcm Kesseldruck.

Abb. 178 und 179 ausgeführt für Handelsschiffsmaschinen mit 12—14 kg/qcm

[sTp qqpI n rn plr

Tafel 21 Abb. 23—29 und Abb. 183 Membran-Abdichtung.

Tafel 14 Abb. 6—8 runder Rahmen auf dem Schieberrücken verschraubt, in Aussparungen des Rahmens eingelegter Ring, gegen den Schieberdeckel angepreßt, Abdichtung durch seitlich eingelegte Federn.

Verläßliche Anordnungen sind zurzeit kaum vorhanden, Abb. 180 für einen Kreuzer.

Abb. 180.

•1

Rücken

entlastungen.

Abb. 183.

Y) Gewichts - Entlas tungsko lb en.

Material: Gußeisen, Stahlguß, bei Torpedobooten auch wohl Bronze.

Befestigung auf der verlängerten Schieberstange mittels Konus und Gewinde. Massive Scheibe oder mit besonderem Rand für 2—3 federnde Gußeisen- oder Stahlringe, Oberseite meist mit dem Kondensator verbunden. Gehäuse Gußeisen mit aufgeschraubtem Deckel. Bezeichnet G kg das Gewicht des Schiebers, p kg/qcm absolut den Schieberkastendruck, pc kg/qcm den Kondensatorendruck, dk cm den Durchmesser der verlängerten Schieberstange, so ist zu setzen:

Rückenentlastung.

|!

__ pi,28■(?• + <ą-p

P -Pr.

cm.

(536)

Beispiel. Für den Niederdruckzylinder einer Vierfach-Expansionsmaschine ist G — 950 kg, dk — 40 mm, p = — 2 kg/qcm, pc — 0,20 kg/qcm. Es folgt :

1,28 • 950 + • 16 • 2

Rückenentlastung.

1,8

= 256 mm

(ausgeführt 260 mm).

S) Hilfszylinder von Joy (Abb. 184, 185).

Zweck, Ausgleich des Schiebergewichts und der Beschleuniguiigskräfte von Schieber und Steuerungsgestänge.

Anordnung für große Flach- und Kolbenschieber in Mitteldruck- und Niederdruckzylindern auf der verlängerten Schieberstange.

Wirkungsweise. Dampfeinströmung durch ab, ab', Einströmungskanal führt ringförmig um den Zylinder. Ausströmung durch EE und E'E'. Im Kolben Einströmung durch a₁bl und a\ b\. In der Nähe der tiefsten

Abb. 184.

Abb. 185. r\^ oben.hip.

-- - -dl

SS

’l

ai

ai

. IIP

UlE'.'fU JlF

« I'—1~

Ï I

<c

bi

unben, bobbonv

D ampfdiagr amm zum Hilfsschieber von J o y.

».

ÜH

Abb. 187.

P~3

ffe=3

Hilfsschieber von J o y.

.■ iip

Abb. 186.

i-i

e-At

I1L

_J

mû

■-

Kolbenschieber.

Kolbenschieber.

Kolbenstellung tritt der Dampf durch ab und a]bl unter den Kolben. Die Einströmung ist beendet, wenn der Kolben in dieselbe Lage beim Aufgang kommt. Einströmungsperiode des Hilfsschiebers gleich der Voreinströmung. Ausströmung beginnt, wenn cxdx die Kante cd frei gibt, Kompression beginnt, wenn der Kolben in dieselbe Lage zurückgelangt. Die Ausströmung des Hilfsschiebers ist gleich der Vorausströmung. Die Einströmung auf der Unterseite ist zum Ausgleich des Schiebergewichts größer als auf der Oberseite.

Abb. 185 zeigt die Dampfverteilung.

Ende der

Oberseite

Unterseite

Beginn der V oreinströmung

Ende der

Beginn der

Einströmung Vorausströmung Ausströmung

bi

(I

Abb. 188.

Der Abdampf geht meist in den Schieberkasten des betreffenden Zylinders. Arbeitsverbrauch 15—25 PS. je nach Größe der Maschine.

tätM

m:

m

'J- z

vr-

Wandstärke der Einsätze vgl. S. 77. a. Ausführungsformen.

Kolben direkt auf der Schieberstange befestigt (Tafel 55, Abb. 3) oder Kolben auf einem Verbindungsrohr auf geschraubt, letzteres häufig aus zwei Teilen bestehend, durch Flanschen in der Mitte verbunden (Abb. 187,188).

14

20

25,

55,

Abb. 189.

!»

!

:

^ •

1

\\

Kolbenschieber.

Kolbenschieber.

Rohrschieber, Führung der Kolbenstange durch Naben, mittels Rippen mit dem Rohr verbunden. Deckelschrauben, Bronze, Muntzmetall usw. b. Abdichtung.

Bei Hilfsmaschinen (Abb. 186) und leicht gebauten Kriegsschiffen häufig ohne besondere Abdichtung (Tafel 55, Abb. 13).

Abdichtung durch federnde Ringe mit hintergelegten Federn oder vorwiegend aufgeschnittene und an der Schnittstelle wieder durch — ł/₂" Schrauben verbundene Ringe, die ein Einlegen von Zwischenlagen zwecks Nachspannung ermöglichen, feste Ringe sind weniger zu empfehlen.

Zahlentafel Nr. 71.

Abmessungen ausgeführter Kolbenschieber.

Zylinderdurchmesser..........

Kolbenhub...................

Schieberhub..................

Lichter Durchmesser oben/unten Äußerer Durchmesser des Gehäuses oben/unten..........

Höhe des Einsatzes...........

Höhe der Einströmungsöffnungen .................

Breite der Einströmungs-

Öffnungen ..................

Anzahl der Einströmungsöffnungen .................

Höhe der Abdichtung.........

Dicke der Abdichtung .......

Durchmesser des Kanals im

Schieber....................

Wandstärke des Kanals im

Schieber....................

Dicke der Schieberstangenhiilse Durchmesser der Schieberstange Durchmesser der Deckelschrauben ..................

Anzahl der Deckelschrauben .. Einströmung..................

US

549

302

942

540

144/138

166

650

324/321

171/162 397/387 298    1048

301/299

341/327

348

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1175

438/418 356/343 510/490 442/403

295

346/443

Exz.470

445/440

1400

1143

Exz.420    196

800/795 311/306,5

360

348

500

466

860

509

361/351

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120

90

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außen

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innen

Abb. 191.

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Offene Exzenterstangen.

Gekreuzte Exzenterstangen.

III. Umsteuerungen.

1. Die Umsteuerung von Stephenson.

a) Anordnung und Wirkungsweise.

*) Vorwärtsexzenter O V und Rückwärtsexzenter OR in der Regel symmetrisch zur Kurbelrichtung O K unter den Winkeln 90 + 8.

Bei unsymmetrischer Anordnung der Exzenter zur Kurbeirichtung läßt sich die lineare Voreilung für den Vorwärtsgang annähernd konstant halten, wobei aber eine Verschlechterung für den Rückwärtsgang eintritt. ß) Anordnung der Exzenterstangen.

Offene Exzenterstangen (Abb. 190) sind vorhanden, wenn bei unterer Totpunktstellung der Kurbel die beiden Angriffspunkte einer Exzenterstange am Exzenter und an der Kulisse auf derselben Seite der Vertikalen durch die Wellenmitte liegen.

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Abb. 192.

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Abb. 193.

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Statt OQ lies Oq.

Kulissensteuerung von Stephenson.

Gekreuzte Stangen (Abb. 191), wenn die Angriffspunkte je einer Exzenterstange bei derselben Lage der Kurbel auf verschiedenen Seiten der Vertikalen liegen.

Die Anordnung offener oder gekreuzter Stangen richtet sich nach der Anordnung der Maschine, die erstere Anordnung ist die häufigere.

1') Wirkungsweise (Abb. 192 und 193).

Während für Vorwärtsgang bei ganzer Auslage der Kulisse die Bewegung des Schiebers durch das Vorwärtsexzenter OV, für Rückwärtsgang durch das Rückwärtsexzenter O R bestimmt wird, wirken in beliebiger Stellung der Kulisse beide Exzenter auf die Schieberbewegung ein. Der Einfluß beider Exzenter läßt sich durch die Wirkung eines Ersatzexzenters darstellen, dessen Größe und Voreilungswinkel sich für jede Auslage der Kulisse ändert.

Der Angriffspunkt der Exzenterstange an dem Ersatzexzenter liegt für verschiedene Auslagen der Kulisse auf eine Kurve, deren Gestalt nach den vereinfachenden Voraussetzungen verschieden ist (Parabel, Spirale, Kreis).

Unterschied der Wirkungsweise offener und gekreuzter

Stangen.

Hauptunterschied liegt in der Voreilung. Offene Stangen kommen häufiger zur Verwendung, weil in der Regel eine Zunahme der Voreilung (offene Stangen) einer Abnahme (gekreuzte Stangen) vorzuziehen ist und beim Einrücken der Kulisse bei beiden Anordnungen die Expansion eher beginnt; außerdem nimmt die Kanalöffnung bei offenen Stangen bei Einrückung der Kulisse langsamer ab, als bei gekreuzten Stangen.

b) Bestimmung des Ersatzexzenters, Scheitelkurve, Lage der Kulisse bei beliebiger Auslage.

<x) Stellungen der Kulisse bei beliebiger Auslage und verschiedenen Kurbellagen.

Den verschiedenen Stellungen der Kurbel während einer Umdrehung (Abb. 192. 193).

Schlage von 1, 2.... 7 und 1', 2'... .7' mit der Länge der Exzenterstangen Kreisbogen anfa₂....a₇ und b₂....b₁ und lege die Endpunkte der Kulisse so auf je zwei sich entsprechende Bogen, daß der Punkt (>, der die für den Vorwärtsgang in Betracht kommende Hälfte der Kulisse in dem Verhältnis der gewünschten Auslage teilt, auf der Vertikalen durch 0 liegt.

Hat demnach die Kulisse bei der Auslage 0 (Mittelstellung) die Lage A B, so bezeichnen die Punkte:

Q ii Qu Qz

die Auslagen 0,25, 0,5, 0.75 für den Vorwärtsgang und die Punkte Q[. Q'₂₁ Qi die Auslagen 0,25, 0,5, 0,75 für den Rückwärtsgang die für die in Betracht kommende Auslage und Umdrehungsrichtung der Kurbel auf der Vertikalen durch 0 zu liegen haben. Die auf einanderfolgenden Lagen der Punkte Q auf der Vertikalen durch 0 geben dann die Stellungen xt, x₂₎ x₃....x₁ des Schiebers bei den entsprechenden Kurbellagen an.

In Abb. 192 entspricht die Lage der Kulisse An Bq dem Punkt Q auf AR Kulissenauslage (Füllung) von 0,48.

ß) Ermittlung der Größe und Voreilungswinkels des Ersatzexzenters.

Bezeichnet AQBQ die Lage der Kulisse für die Auslage Q (Abb. 192) in der Totpunktlage OK der Kurbel, ist also Q in die Lage x₀ gekommen, so ergibt sich die Größe Ou und der Voreilungswinkel o, des Ersatzexzenters für diese Lage der Kulisse, wenn:

AB — AqBq = l} QB = x₀Bq — ln QA — x₀AQ = l₂ = l— lt

gesetzt werden, indem XX ± OU, YY ± 0 K, an OU und OB die Winkel ß und ß, angetragen werden und EO in s in dem Verhältnis:

OE: Os = l:L

sowie Ex0 in t in dem Verhältnis: 0E{ : Ot = l:l₂ geteilt werden, so daß: Os = OE-h- und Ot = OE. •

Die Parallelen zu OE und OEt durch s und t schneiden sich in dem Endpunkt u des Ersatzexzenters Ou, dessen Voreilungswinkel 8j = IIOu ist.

Für die Mittellage AB (Auslage Null) der Kulisse ergibt sich das Ersatz-exzenter Oq, wenn die Strecke Om (m Schnittpunkt vom XX mit AO) in n halbiert und nq\\ OB gezogen wird.

Für die Zwecke der Praxis ergibt sich die Scheitelkurve genügend genau durch einen durch die Punkte F, q und R geschlagenen Kreisbogen.

Für gekreuzte Stangen ergibt sich auf Grund einer ganz entsprechenden Konstruktion für die Scheitelkurve eine dem Wellenmittelpunkt die erhabene Seite zuwendende Kurve (Abb. 194).

Abb. 194.

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Zeuner-Diagnimm.

In etwas einfacherer Weise ergibt sich die als Kreisbogen gezeichnete Scheitelkurve, wenn VC = ¹ l₂ VB (Abb. 194) im Verhältnis l\2L geteilt und für

CIJ = VC-

offene Stangen:

gekreuzte Stangen:

Ô) Ist die Scheitelkurve bekannt, so ergibt sich Größe und Lage des Ersatzexzenters für eine beliebige Auslage der Kulisse (s. Abb.), indem man für den Vorwärtsgang den Bogen VD für offene Stangen in u in demselben Verhältnisteile, wie der der Auslage der Kulisse (s. Abb.) entsprechende Punkt Q, die Kulissenhälfte für Vorwärtsgang teilt. Dem Ersatzexzenter Ou entspricht der Voreilwinkel 8 (Abb. 194), für Rückwärtsgang ist entsprechend Bogen DB zu teilen.

Für gekreuzte Stangen ist die Teilung auf dem Bogen VD{R vorzunehmen.

e) Ist die Konstruktion der Kulisse derart, daß bei irgend einer Auslage der Stein sich über die Angriffspunkte der Exzenterstange hinwegbewegt hat, sich also nicht zwischen oder gerade über den Angriffspunkten befindet, so ist das in Frage kommende Ersatzexzenter durch die Lage eines Punktes P

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Abb. 195.

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Zeuner-Diagramm.

für den Vorwärtsgang und l\ für den Rückwärtsgang bestimmt, die auf der Verlängerung der Scheitelkurve liegen, so daß der in Betracht kommende Teil der Scheitelkurve in demselben Verhältnis geteilt wird, wie der entsprechende Teil des Kulissenbogens.

:) Die Gleichung der Scheitelkurve unter Annahme einer Parabel lautet. L = Länge der Exzenterstange:

• x² ± £/• • sin o ±

•r • cos 8

(537)

oder, wenn die Kulisse um a aus ihrer Mittellage ausgelegt ist:

l² — 4 • a²

• cos 0^ , X

wobei + für offene, — für gekreuzte Stangen gilt,

r₍) Die Anordnung offener und gekreuzter Stangen auf die Dampf Verteilung ergibt sich aus folgender Zusammenstellung.

Bei eingerückter Kulisse ändern sich die Schieberelemente folgendermaßen:

• cos 8

(538)

Ersatz

exzenter

V oreilungs winkel des

Ersatzexzenters

Schieber

bub

Kanal

öffnung

Voreilung

Ende der j Kom-Füllung ! pression

Voraus-

strömung

Offene Stangen . . Gekreuzte Stangen

nimmt ab nimmt zu nimmt ab nimmt ab nimmt zu früher nimmt ab nimmt zu nimmt ab nimmt ab nimmt ab früher

nimmt zu nimmt zu nimmt ab nimmt ab

Der Schieber hub nimmt bei offenen Stangen schneller ab als bei gekreuzten. Als Nachteil der Verminderung des Schieberhubes ist die damit verbundene Verkleinerung der Kanalquerschnitte zu bezeichnen, als Vorteil die Verhinderung der allzu großen Zunahme der Voreilung.

i>) Die Ausweichung ; des Schiebers aus seiner Mittellage für eine Auslage a der Kulisse aus der Mittellage und für einen beliebigen Kurbelwinkel cp ergibt sich zu:

r • j^sin Ô dr

r — 4-a²

2 -l-L

• cos 3 ) • cos cp ±

• cos 8 • sin cp I.

(539)

Das obere Zeichen gilt für offene, das untere für gekreuzte Stangen. Schreibt inan die Gleichung in der Form:

(540)

so lassen sich mit Hilfe der Zahlentafeln 72, 73, 74 die Werte von ? schnell als Vielfaches für verschiedene Kurbelstellungen, Voreilungswinkel, Kulissenauslagen und Verhältnisse von l : L finden, indem man aus Zahlentafel Nr. 73 den mit l : L multiplizierten Wert von «/, der zu 8 und cp gehört, zu dem entsprechenden Wert von z aus Zahlentafel Nr. 74, addiert und die Summe für Vorwärtsgang zu dem betreffenden Wert von x aus Zahlentafel Nr. 72 hinzuaddiert,für Rückwärtsgang von diesem abzieht. Zwischenwerte von 8 sind zu interpolieren.

Beispiel: Für eine Dreifach-Expansionsmaschine ist die Exzentrizität r = 95 nun, die Länge der Kulisse l — 570 mm, die Länge der Exzenterstange L = 2150 mm.

Wie groß ist die Schieberausweichung $ bei Vorwärtsgang für eine Auslage a = 0,75 der Kulisse aus der Mittelstellung bei dem Kurbelwinkel z> = 150°, 8 = 40°.

Es folgt:

jo,556 +(■

570

2150

• 0,145 + 0,287)j

83.5 mm.

Zahlentafel Nr. 72

73

74.

Zahlentafel Nr. 72.

Werte von x Gleichung (540).

Den unterstrichenen Werten von cp entsprechen negative Werte von x.

Werte von cp

Yoreilungswinkel o

24    26    28    30 ! 32    34

36

38    40    42    44

46 ; 48

50

52

30 150 210 330 0,352 0,379 0,407 0,433 0,453| 0,485 0,508 0,534 0,556 0,572 0,600 0,624 0,644: o,664 0,682

60 120 240 300 0,203 0,219

0,235 0,250 0,265 0,279 0,299 0,308 0,321 0,335 0,347 0,359

0,394

90 270

0° 180 360

0,406

0,588; 0,616 0,643₍ 0,669 0,695 0,719 0,743

0,766 0,788

Zahlentafel Nr. 73.

Werte von y Gleichung (540).

Den unterstrichenen Werten von cp entsprechen negative Werte von y.

Auslage der Kulisse aus n der Mittellage ? für Vorwärtsoder Rückwärtsgang

Voreilungswinkel 5

24 , 26

.28

30    32    34    36    38    40    42    44    46

48

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0,320 0,311 0,256 0,249 0,149 0,145

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Zahlentafel Nr. 74.

Werte von z, Gleichung (540).

Den unterstrichenen Werten von cp entsprechen negative Werte von

Auslage de Kulisse aus ,, der Mittellage P für Vorwärtsoder Rückwärtsgang

Voreilungswinkel 5

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Bei größter Füllung für Vorwärts- und Rückwärtsgang ist L die Entfernung des Schiebers vom Wellenmittel 0 (offene und gekreuzte Stangen), Hub des Schiebers: 2-r (offene und gekreuzte Stangen).

c) Länge der Exzenterstange, Krümmung und Aufhängung der Kulissen.

*) Entfernung des Schiebers vom Wellenmittel 0 bei der Mittelstellung der Kulisse (Abb. 190, 191).

Höchste Stellung

Tiefste Stellung |

Mittelstellung

Schieberhub

Offene Stangen ... Gekreuzte Stangen

L • cos Yi + OF L • cos Y2 + ÖF,

L-cos y 2 — OF L• cos Yi —OFi

0,5 • L (cos Yi + cos y₂) 0,5 -L • (cos Yi + cos y₂)

L • (cos Yi — cos Y2) “b 2 • OF 2 • OFx —L • (cos Yi — cos y₂)

ß) Länge der Exzenterstange ist möglichst groß zu wählen, vgl.

S. 234.

Y) Angriffspunkt der Exzenterstangen.

In der Mittellinie der Kulisse bei Stangenkulissen.

Unterhalb der Mittellinie der Kulisse bei Schlitzkulissen. Bei schiefer Kulissenstellung ist hier eine geringe Tieferstellung des Steins vorhanden, also kleine Änderung der Dampfverteilung.

8) Krümmung der Kulisse.

Der mittlere Bogen der Kulisse ist möglichst annähernd mit dem Radius L der Exzenterstange vom Mittelpunkt des Exzenters aus zu schlagen.

Als Mittelpunkt wird auch manchmal der Schnittpunkt des horizontalen Durchmessers des Exzenterkreises mit der Geraden gewählt, die bei ganz für den Vorwärtsgang ausgelegter Kulisse, die Mitte der Kulisse mit dem Endpunkt des Rückwärtsexzenters verbindet, wenn die Kurbel in ihrem Totpunkt steht, Radius ebenfalls — L.

Pfeilhöhe der Kulisse (Abb. 190, 191):

f — 0,5 • L • (2 — cos Yj — cos y₂)-

(541)

e) Länge der Kulisse zwischen den Angriff spunkten der Exzenter stangen :

5,5 • r bis 6,5 • r.

ZU

;) Aufhängung der Kulisse in der Mitte der Kulisse häufig für Kriegsschiffe, um gleiche Dampfverteilung für beide Drehrichtungen der Kurbel erhalten, am Angriffspunkt der Vorwärtsexzenterstange, meist bei Handelsschiffen, wobei die Dampfverteilung für den Vorwärtsgang günstiger, für den Rückwärtsgang ungünstiger wird.

d) Neuentwurf einer Kulissensteuerung.

Die Dampfverteilung durch das Indikatordiagramm ist als gegeben anzusehen (Abb. 194, 195) und die größte Füllung, die Vorausströmung und die Kompression zugrunde zu legen.

Unter diesen Annahmen ergibt sich Voreilwinkel, Exzentrizität und die Einlaß- und Auslaßüberdeckung, deren Größen hierin ihrem gegenseitigen Verhältnis auftreten. Besonders ist darauf zu achten, daß das lineare Voreilen groß genug ausfällt.

Die Kanalhöhe h ist dann in das Schieberdiagramm einzutragen und möglichst so klein, daß bei der größten Füllung der Einlaß ganz oder wenigstens annähernd freigegeben wird.

Bei der Wahl der Kanalhöhe ist jedoch darauf zu achten, daß der ganze Kanalquerschnitt genügend groß und die Dampfgeschwindigkeit nicht unzulässig klein wird.

Wilda, Die Schiffsmaschinen.

Nach der Annahme von h steht der Maßstab des Schieberdiagramms fest und damit auch das Ausführungsmaß der größten Exzentrizität. Fällt diese zu groß aus und erscheint die Änderung der Kanalweite im Diagramm nicht zulässig, so ist ein Schieber mit mehrfacher Eröffnung und eventuell ein größerer Wert der Kanalweite zu wählen, so daß sich kleinere Werte für die Abmessung der Exzentrizitäten ergeben.

Nach Festlegung der Schieberelemente für die größte Füllung ist die Konstruktion für etwa zwei Zwischenlagen der Kulisse zu wiederholen, wobei, wenn sich z. B. unzulässige Werte für die Kompression ergeben, häufig einzelne Elemente für die größte Füllung geändert werden müssen.

d) Steuerungsgestänge.

a) Größte Kraft S zur Bewegung des Schiebers.

1. S setzt sich für stehende Maschinen zusammen aus dem Gewicht G des Schiebers, den auftretenden Reibungswiderständen W und der Beschleunigungskraft J des Schiebers.

S = G + W+J.

Da das Gewicht G beim Entwurf in den seltensten Fällen bekannt ist, so pflegt man die Schieberreibung so groß vorzunehmen, daß G und J mit berücksichtigt werden.

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2. Die Sc hi eher reib un g W besteht im wesentlichen aus der durch die Anpressungksraft Ka des Schiebers gegen die Gleitfläche entstehenden Reibung d der nicht bestimmbaren Stopfbüchsenreibung.

Für Flachschieber wird der Anpressungsdruck Ka durch den für jede Schieberstellung veränderlichen Unterschied der Dampfdrücke auf die Fläche F des Schieberrückens und die Innenseite des Schiebers bestimmt.

Bezeichnet p den Druckunterschied, f den Reibungskoeffizienten, so setzt man:

Ka = F-p = H-B-p,

W = F-p - f = H-B-p- f. W — 2 - h - b - p - f.

(542)

(546) oder seltener:

Für Kolbenschieber ist W bestimmt durch die Reibung der Dichtungsringe gegen die Gleitfläche, wenn Dampf hinter erstere getreten ist.

Bei Mehrfach-Expansionsmaschinen wird für alle Zylinder als Reibung diejenige des am meisten belasteten Flachschiebers, in der Regel desjenigen im Niederdruckzylinder, gewählt.

Werte von f.

In Wirklichkeit ist für sämtliche Zylinder f kaum größer als ~ 0,05— 0,08.

Für die Berechnung des Gestänges pflegt man jedoch zu setzen für:

Hochdrnckzylinder

Mittel druckzylinder

Niederdruckzylinder

f = 0,12—0,16

f = 0,18—20

f — 0,16—0,20

Werte von p kg/qcm: Für gewöhnlich ist es völlig genügend p — 2 kg/qcm zu wählen, wenn der Niederdruckzylinder Flachschieber besitzt und zu setzen:

S = 0,4 • F = 0,4 - B - H kg oder was ebenfalls genügend starke Verhältnisse ergibt:

S — 1,6 • h • b kg,

(544)

(545)

3. Sind außer dem Niederdruckzylinder noch andere Zylinder mit Flachschiebern versehen, so kann der in Rechnung zu stellende Druck p kg/qcm (Überdruck) aus folgender Zahlentafel entnommen werden.

Zahlentafel Nr. 75.

Druck p kg/qcm auf die Schieberfläche.

Kesselüberdruck kg/qcm

Zweifach-

Expansions

maschine

Ureifach-Expansionsmaschine

Vierfach-

Expansions

maschine

5    6 ! 7    8    9    10

11

12

13

14

15    14 15 16

1111

>> o ö 3

-äsl

ilfi

=:?•? «•

£-5

>-S Qj Pu •

a> o •

•    H- -

£ | I Ol Cß 1    1

»nS

« i iS

10

11

4—5 4,5—5,5 1,2—2 1,3—2,2

12

13

14

15

5—6 5,5—6,5 6—7,5 6,5—8 1,4—2,41,6—2,6 1,8—2,8 2—3

ÏO ®

H l>(3^ r⁻

T-4

4. Für schnellaufende Maschinen kann der Be-schleunigungsdruck J Bedeutung gewinnen.

G • r • w²

Abb. 196.

98 000

kg,

(546)

worin r in cm einzusetzen ist.

Demnach ist für schnellaufende Maschinen zu setzen:

S = 0,4 • F + 0,00001 • G • r . w² kg.

Beispiel. Für eine Dreifach - Expansionsmaschine von Nt = 2500 PS beträgt die Rückenfläche des Mitteldruckschiebers (Trick) 89,5 • 91,4 cm, diejenige des Niederdruckzylinders (Penn)

116,5-152,4 cm, der Kesselüberdruck beträgt 15 kg/qcm.

Demnach beträgt die für die Schieberbewegung aufzuwendende Kraft im Mittel nach Zahlentafel Nr. 75.

Mitteldruckzylinder :

8 = 89,5- 91,4 • 6,75 • 0,19 = 10 500 kg,

Niederdruckzylinder :

S = 116,5 • 152,4 - 2,5 • 0,18 = 8 000 kg.

Das Gestänge ist also auf etwa 10 000 kg zu berechnen.

Nach Formel Nr. 544 würde sich ergeben:

S — ~ 0,4 • 116,5 • 152,4 = 7100 kg.

ß) Schieberstange (Abb. 196) und Tafel: 68, 47,

Abb.: 17,    6.

Material: Schmiedestahl, auf Kriegsschiffen häufig in Öl getemperter Nickelstahl.

Muttern häufig aus Komposition.

1. Berechnung der Abmessungen. Kerndurchmesser im Gewinde: d cm.    \W5J7WJ

Stangen für Flachschieber.

Beanspruchung auf Zug:

Handelsschiffe: kz = 100 — 300 kg/qcm

d = 0,103 • Y8 cm bis 0,07 • J/S Kriegsschiffe: kz — 300—550 kg/qcm

d — 0,065 • Y & cm bis 0,055 • Y&

(546 a)

AB.

1

|U;I

ff

2*|

f!

Schieberstange.

cm

cm.

Legt man, wie meist üblich, den Kerndurchmesser dn der Niederdruck-Schieberstange zugrunde, so kann auch gesetzt werden:

cm.

dn = ~ 0,05 • V~S + 0,6

Stangen für Kolbenschieber.

Beträgt p kg/qcm der Druck im Schieberkasten und ist D cm der größte Durchmesser des Kolbenschiebers, so kann gesetzt werden für Maschinen mit Kolbenschiebern für alle Zylinder:

d — 0,01 (p + 7) • D cm.

Für d ist der größte Wert zu wählen, der sich für die einzelnen Kolbenschieber ergibt.

Für die Schieberstange des Grundschiebers bei Expansionssteuerungen ist d wegen der vermehrten Reibung um 5—8 % zu vergrößern.

Durchmesser der Schieberstange in der Stopfbüchse:

dx = 1,5 -d bis 1,8 * d,

Durchmesser der Schieberstange in der Führung:

d₂ = 1,05 • dl bis 1,12 - d{,

Der Querschnitt in der Führung findet sich auch quadratisch.

Anzug der Stange zur Aufnahme des den Schieber tragenden Stahlringes: 1:4 bis 1:6.

(547 a)

Schieberstangen köpf. Lagerlänge lz cm, Lagerdurchmesser dz cm lz = 0, 75 • dz bis dz, z • lz • k = S,

= 50 kg/qcm bis 75 kg/qcm,

dz

0,1 •|/(Sr cm bis 0,15 • ]/ $ cm

Dnrchmesser der Deckelbolzen: ds

— 0,5 • d + 5 mm.

Abb. 197.

TH

2. Bei seitlicher Lage der Schieberkasten gegen die Zylinder wird die Einschaltung eines doppelarmigen Hebels zwischen Kulissenstein und Schieberstange erforderlich (Abb. 197).

Schieberstangenende häufig Gabelung des Hebels. Material Stahlguß mit I Querschnitt, geschmiedeter Stahl mit I Querschnitt. Über oder unterhalb des Hebelangriffs Führung der Schieberstange erforderlich.

Am

Bezeichnen a und a, in cm die Hebelarme vom Drehpunkt bis zur Schieberstange bzw. zum Kulissenstein, b und h in cm. die

Schieberstangenhebel.

h = ~ 0,3 • a bis 0,4 a,

b = — 40 bis 60 —

a • kb

Breite und Höhe am Drehpunkt, so kann gewählt werden: für I Querschnitt :

cm, das gegabelte Ende erhält als Breite für die:

¹

D, = VC-

gemacht wird, L = Länge der Exzenterstange.

Die durch VDR bzw. VD,R gelegten Kreisbogen entsprechen den Scheitelkurven für offene bzw. gekreuzte Stangen.

Die Dampf Verteilungsperioden 1\ II' usw. (Abb. 194) entsprechen der nicht ganz ausgelegten Kulisse mit dem Voreilungswinkel 8'. Für größte Füllung sind die Exzenterkreise punktiert eingetragen.

b. — ~ ²/₃ • b bis ³/₄ • b.

Ci

an der Schieberstange auf S, Zapfen an der Kulisse auf' S • —

Abü. 198.

1,

J,

tN

°i!

Vo'

pd°!

,1

Dieselben Abmessungen oder etwas schwächeres b für X Querschnitt, für Stahlguß: kb = ~ 350 kg/qcm, für Schmiedestahl: kb = —550 kg/qcin.

Dabei ist vorausgesetzt, daß der Übertragungshebel gerade oder nicht sehr stark gekröpft ist.

Die Zapfen des Hebels sind zu berechnen : Drehzapfen auf

S • (a + af)

ax

Zapfen

cfi

Traverse für Antrieb von zwei Schiebern.

Zahlentafel Nr. 76.

Abmessungen ausgeführter Schieberstangen.

Durchmesser der Stange in der Führung.....

Durchmesser der Stange zwischen Führung und

Schieber ...............................

Durchmesser der Stange im Schieber.......

Durchmesser der Stange für den Entlastungskolben ..................................

Höhe des Konus........................... „

Durchmesser des Ringes zum Tragen des

Schiebers...............

Breite des Stangenkopfes ..

Stärke des Stangenkopfes .

Kopf bolzen, Durchmesser ..

Entfernung der Kopfbolzen

mm

95 2 0

102 □

102 □

71

71

17

ii

77

**

. Zoll .. mm

95,2

76,2

57

92

iOCDCOHO OCO Ji O

tH CM (M

70

57

89

57

44

67

44

64

127

229

127

67

1V4

152

235

63

1V4

159

Der Antrieb von zwei Schiebern von einem Kulissenstein (Abb. 198 und 199) erfolgt durch Traversen, Stahlguß oder geschmiedeter Stahl, die gute -Führung erhalten müssen. Die Traversen sind als Freiträger durch die Schieberkraft S beansprucht. Augen in den Traversen oval.

y) Die Kulisse.

Material. Für Frachtdampfer findet sich nicht selten Schmiedeeisen, meist für Handelsdampfer Stahlguß, für Kriegsschiffe geschmiedeter Stahl.

Abb. 199.

Bi

<0.

Ott---

inSL

W//////////////////////////////////* I

4    —1._I =

io- -1------

fc • X __

fl

TUT

-N

Tür

JHL

_o_

L.L

Traverse für Antrieb von zwei Schiebern.

1. Anordnung.

Rahmen für kleine Maschinen, für Barkassen usw. und für Radschiffsmaschinen.

Abb. 200.

iW

Wtmm

Kulisse für Barkassen.

15,    22,    38,

8—9, 7—8. 31—32.

Aufhängung am Ende (Abb. 201), Aufhängung in der Mitte (Abb. 202) für zwei verschiedene Ausführungen.

Schildkulissen, Abb. 203 und Tafel:

Abb. :

Ausschließlich für größere Maschinen, für Heusinger- (Walschaert-) Steuerungen häufig Taschenkulissen.

(Abb. 200.) Kulisse für Beiboote amerikanischer Konstruktion*), bei denen die Zapfen in die Schieberstange warm eingesetzt sind.

2. Abmessungen der Kulissen.

Schlitzkulisse (Abb. 201 und 202).

Entfernung a der Angriffspunkte der Exzenterstangen:

a = 5,5 • r bis 6 • r.

Mittlere Sehnenlänge at im Schlitz, d Kerndurchmesser der Schieberstange, a, = — 8.8 • d -f- 40 mm.

Kb

Höhe h:

h = 1,06 •

cm

(548)

(549)

(550)

oder :

kb — 300—400 kg/qcm h = — 1,1 • d + 10.

Abb. 201.

Abb. 202.

er

i,

Schlitzkuhsse.

Breite b :

oder:

Zur Kontrolle:

b — — 1,1 • d + 1 cm,

b — 1,05 'h bis 1,15 * Ä. b • er, • k — — 3,5 • S,

k — — 30 kg/qcm. m = — 1,4 • h bis 1.7 • h.

(551)

(552)

Höhe m des Schlitzes:

Auge dz für den Zapfen der Exzenterstange: mit Büchse: mit Lagerschalen:

Auge für den Zapfen der Hängestange. Angriff der Hängestange am Ende der Kulisse:

d'z = — 0,5 • b bis 0.52 • b.

d:. = —0,85 -b, dz — — b.

(553)

Zur Kontrolle:

Angriff der Hängestangen in der Mitte der Kulisse: d'z = -0,70 -b.

Zur Kontrolle:

d'z = - 1,74 •

kh a

(554)

*) Schiffbau, Bd. 4, S. 664.

Schild kulisse.

Außerdem muß sein für beide Fälle:

"1 T ■

k = 40—75 kg/qcm.

Entfernung der Angriffspunkte der Exzenterstangen:

a = 5,5 • r bis 6,5 • r.

Entfernung der Distanzbolzen:

(556)

a , = 10 • r bis 13,25 - r.

Schild: Höhe h, Dicke b:

(557)

h — 0,21 • a bis 0,25 • a.

Die kleineren Koeffizienten für stärkere Schieberstangen:

h = ~ • 2,75 • b bis 3,15-6,

h — 1,44 bis 1,55 •

Ÿs-ï

Kb

cm

kb = 300—825 kg/qcm, die größeren Werte für Kriegsschiffe. Lichter Abstand c der Schilde:

c = ~ 2,26 • 6, Kulissenstein Bronze, c = ~ 3 • b. Kulissenstein Stahlguß mit Bronzefutter. Durchmesser der Zapfen dz für die Exzenterstangen:

ys

d₂ — ~ 1,58 •

le = 0,85 • de bis dz.

dz > 0,7    cm; k — ~ 40—75 kg/qcm.

d' = ~ 0,35 • h.

Durchmesser dA der Zapfen für die Hängestangen:

ß / ö

d, = -2,2-f Ä

(558)

Lä nge:

Zur Kontrolle:

(559)

Durchmesser d' der Distanzstücke :

(560)

außerdem muß sein:

d,> Ÿ-

’-O Ls»

; k — 40—75 kg/qcm.

8) Kulissenstein.

Tafel:    38,

Abb.: 33—6,    25—26.

K K 00,

1. Schlitzkulisse. Zapfen des Kulissensteins:

zur Kontrolle:

dz = 1,58 •

i/ä

f b ’

Kb

(560 a)

dz = ~ 0,7 •

Länge des Steines: l = ~ 0,28 • a bis 0,3 • a,

k ⁼ 40—80 kg/qcm,

(560 b)

l'h — = k ’

zur Kontrolle:

Je = 20—50 kg/qcm, die größeren Werte für Kriegsschiffe. Höhe des Steines: m = 1,4 -h bis 1,7 -h (Abb. 202).

Hi©

&.....-m-

il

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-O ■ o

Ahb. 203.

¥l

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Ï

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!;

Schildkulisse, Kulissenstein und Kulissenhängestange.

'VW

i*

TTT

wis

Ez=!

igg

SS

fStPbU

Zn

LOT

2. Schildkulisse (Abb. 203).

Länge l des Steines: l = 0,38 • a bis 0,48 • a

(560 c)

zur Kontrolle:

l-b

k = 20—50 kg/qcm

Zapfendurchmesser: dz = 0,5 • h bis 0,55 • h (Stein aus Bronze). dz = — h (Stein aus Stahl), lz = 0,8 • dz bis d7 )

(560 d)

Zapfenläuge: zur Kontrolle:

(560 e)

k ==- 40—80 kg/qcm.

s) Exzenterstange (Abb. 210) und Tafel:    13,

Abb.: 7—12, 27—30, 27—30, 10—24.

Material, geschmiedeter Stahl, bei Torpedobooten häufig Nickelstahl. Die Gabeln auch wohl aus Stahlguß und auf die Stange gekeilt.

Abmessungen des gegabelten Endes vgl. S. 37. Pleuelstangen. Schaft meist runder Querschnitt.

Durchmesser d₀ unterhalb der Gabel: d₀ = ~ 0,9 ■ d,

Durchmesser du über dem Exzenter:

du = — d für Kriegsschiffe, du = ~ d -f- 15 bis 20 mm, Handelsschiffe, du = 1,2 • d₀ bis 1.4 • d(n die kleineren Werte für kurze Stangen. Verjüngung der Stangen etwa 1:60 bis 1: 70.

Druckbeanspruchung: kd = 40—60 kg/qcm bei kleinen, 60—90 kg/qcm bei großen Maschinen.

Rechteckiger Querschnitt für Maschinen mit höheren Umdrehungszahlen theoretisch vorzuziehen, jedoch runde Stangen aus praktischen Gründen zweckmäßiger. Querschnitt f₀ = b₀ • h₀ unterhalb der Gabel, fu am Exzenter:

fo=~ °;⁵ ' fu bis 0,7 • fu.

Die Stangendicke schwankt zwischen 0,3 bis 0,65 mal Stangenbreite.

Zur Kontrolle : d\ • bzw. f₀=

Bei sehr langen Stangen von der Länge l, Beanspruchung auf Zerknicken, vgl. S. 37, Pleuelstangen.

Stiftschrauben vom Durchmesser ds zur Befestigung auf dem Exzenterbügel. ds = ~ 0,5 • d -f 5 mm

38

47

55,

d Schieberstangendurchmesser.

(560f)

(560g)

(560 h)

kz

= 140 bis 430 kg/qcm

oder :

ds = - 0,82

■VÏ

; kz = 120 bis 450 kg/qcm.

Abstand der Schrauben für den Stangenfuß so klein wie möglich. Stärke des unteren Befestigungsflansches etwa 1,2 • ds.

Zahlentafel Nr. 77.

Abmessungen ausgeführter Schildkulissen.

Krümmungsradius...............................

Sehnenlänge zwischen den Distanzstücken.......

Sehnenlänge zwischen den Exzenterstangenzapfen

Höhe der Schilde...............................

Dicke der Schilde.............................

Lichte Weite zwischen den Schilden.............

Durchmesser der Exzenterstangenzapfen.........

Länge der Exzenterstangenzapfen..............

Durchmesser der Zapfen für die Hängestange....

Länge der Zapfen für die Hängestange..........

Durchmesser der Distanzholzen, Zoll............

Länge des Kulissensteins.......................

Länge des Bronzefutters........................

Durchmesser des Zapfen für die Schieberstange..

Länge des Zapfens für die Schieberstange......

Höhe des Kulissensteins.......................

2084

914

483

95

35

102

70

54

51

57

203

254

95

64

170

2629

915

508

102

35

114

76

60

57

63

1V4

203

254

95

73

191

3010

1029

3175

534

102

48

143

89

73

70

71

l⁵/8

229

305

152

102

210

1042

635

108

38

136

83

57

51

57

l³/s

191

305

108

102

184

Zwecks Vermeidung gekröpfter Stangen oder unsymmetrischer Gabeln werden öfter zwei Vorwärtsexzen ter, eines zu jeder Seite der Kulisse, und ein Rückwärtsexzenter angeordnet.

$) Exzenterscheiben (Abb. 210) und Tafel:

Abb.: 30—44

55,

38,

7-12,    1—6.    44—46,    27-30,    27—30,    19-24.

Material: Meist beide Hälften aus Stahlguß oder Gußeisen, für Kriegsschiffe aus geschmiedetem Stahl.

1. Anordnung: Alle Exzenter möglichst gleich, Anordnung auf dem Kupplungsflansch möglichst zu vermeiden. Anordnungen des Randes (Abb. 205—210), zusammengegossene Vorwärts- und

Abt). 204.

um

2,

13,

22,

25,

47

Abb. 205.

Abb. 206,

Abb. 207.

Abb. 208.

Abb. 209.

+v*o,i5bi Billi

*- b ~r

Exzenterscheiben und Bügel.

Rückwärtsexzenter (Abb. 204) nur bei kleinen Maschinen, für Barkassen finden sich die Scheiben auch ganz aus Bronze gegossen.

Zu vermeiden ist die Verbindung des auf der Welle auf gekeilten Rücke wärtsexzenters mit dem Vorwärtsexzenter durch Bolzen, die in ersterm-befestigt sind und durch ovale Löcher des letzteren hindurchgehen, wegen der ungünstigen Übertragung der Schieberstangenkraft.

2. Abmessungen. Breite b:

b — 0,14-]/ S bis 0,2 •'[/'S cm für n < 100, b — — 0.063 • \/S \// n • |7 n cm für n >> ICK).

.X

V.

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Abb. 210.

Gfi

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Z:

YÆA

rtp

'—bi

Vt~tjp

n/ t

...

Passende Werte ergibt ebenfalls: 6 = — 0,5 • {r + dw) oder b =

— 1,2 {r + d) = — d + 1,5 cm.

d Schieberstangendurchmesser.

b-D-k = S.

Für Kriegsschiffe findet man b etwa 12—15 mm größer. Zur Kontrolle hat man:

D Durchmesser der Exzenterscheibe.

Flächendruck k für Handelsschiffe 4—6 kg/qcm, man findet bis 10 kg/qcm, für Kriegsschiffe 5—12 kg/qcm.

Jedenfalls muß für die übliche Ausfütterung des Bügels mit Weißmetall

sein :

cm

S • n 20000

6, = -1,3-6.

Äußerer Scheibendurchmesser:

D == 2 • r 4- dw + b ; 1) = — 4,75 • b bis 5,5 • b D = - 1,2 - (dw + 2 - r).

Verbindungsbolzen beider Scheibenhälften, Zugbeanspruchung kz < 300 kg/qcm.

S = -0,4-6 bis 0,35 -6+0,5 cm Ô = 0,5 • d + 0,5 cm.

Abstand der Schrauben : 2-a = 1,2- d w bis 1,4 >dw.

Kleinste Stärke s der Scheiben in radialer Richtung:

(563)

oder :

Durchmesser : oder:

(464)

(565)

Stahlguß 0,3-6 — 0,4-6,

Gußeisen

s — 0,55 • 6 bis 0,75 • 6,

Schmiedestahl 0,25 • 6 — 0,3 • 6.

Befinden sich Aussparungen in der Scheibe, so beträgt die Dicke der Rippen parallel zur Welle zwischen 25 und 50 mm.

Die Vorsprünge bzw. Vertiefungen zur Sicherung^ der Lage des Bügels sind etwa 0,15-6, hoch und breit zu machen (Abb. 205).

Befestigung der Scheiben auf der Welle:

Durch Keile 0,45 • 6 bis 0,5 • 6 breit und — 0,25 • 6 hoch.

Um eine Änderung der Aufkeilung der Scheibe zu ermöglichen, wird die Keilnut in der Scheibe nicht selten breiter gemacht, als die in der Weile und der frei bleibende Raum durch stählerne Paßstücke ausgefüllt.

Zahlentafel Nr. 78.

Abmessungen ausgeführter Exzenterscheiben.

Wellendurchmesser...................

Exzentrizität..........................

Äußerer Sclieibendurchmesser .....

Breite der Scheibe . ................

Mitte bis Mitte Yerbindungsschraube ..    „

Durchmesser der Yerbindungsschrauben, Zoll

mm

273

82.5

533

108

324

l³/s

: 330

89

349

349

584

82,5

98,5

rH O

616

740

102 108 368    451

l³/s    l³/4

140

470

CM <ja

6-(?lOCOGOr>

CO rH tH tP tH

412

114

768

159

546

55.

47,

rj Exzenterbügel (Abb. 210) und Tafel: 13    22,    25,    38:

Abb.: 7-12, 1-6, 47—49, 27—30, 27-30, 16-18.

1. Material. Vorwiegend Stahlfassonguß mit Weißmetallausfütterung, Bronze für kleine, geschmiedeter Stahl für leicht gebaute Kriegsschiffe.

Gußeisen mit Weißmetallausfütterung, häufig auf billig gebauten Fracht

dampfern.

Bronzeausfütterung zwischen Bügel und Scheibe findet sich selten.

2. Abmessungen.

Entfernung der Bügelschrauben je nach der Höhe der Flanschen, so nahe an einander als möglich.

2 -ci₂ = 2 • dw bis 2,5 • d

(566)

Durchmesser der Bügelschrauben, (feines Gewinde) o, = — 0,4 • b bis 0.35 -6 + 0,5 cm.

= ~ 0,05 • V~S bis 0,085 • {/S 100 bis 450 kg/qcm.

Auf Zug berechnet: ô für Beanspruchungen kz =

Größte Breite der Bügel über die Flanschen gemessen:

a₃ — 2,25 • dw bis 2,8 • dw.

Stärke y des Bügels unterhalb des Fußes der Exzenterstange aus:

cm

(567)

(568)

i • y² • b * K — 0,5 • S • a...

(569)

oder :

'■V

Hierin ist zu setzen für:

Gußeisen

Schmiedeeisen

Stahlguß

Geschmiedeter Stahl

Bronze

kb kg/qcm = 100—300 c = 0,15—0,09

400—500    500—750

0,075-0,068    ! 0,068—0,055

500—900

0,068-0,05

400

0,075

Bügelstärke sx am unteren Teil des Bügels:

sx = cx • b.

(570)

Hierin ist zu setzen für:

Gußeisen

Stahlguß

Schmiedestahl

Bronze

0,4

0,35

0,65

cx = -0,55

Passende Werte erhält man ebenfalls für Stahlguß

s, = 0,3 • d + 1,2 cm,

Nach den Flanschen zu läßt man sl häufig etwas abnehmen.

Die Höhe der Flanschen ergibt sich aus dem gewählten Abstand 2 • a3 der Schrauben.

Die Stärke der Weißmetalleinlage schwankt zwischen 12 und 20 mm.

Zahlentafel Nr. 79.

Abmessungen ausgeführter Exzenterbügel.

aus

Bronze

sj = 0,4 - d -F 1,2 cm.

Gusseisen

Bronze

Stahlguss

Gusseisen

Stahlguss

Gusseisen

Gusseisen

mm 273 „    533

Wellendurchmesser.................

Durchmesser der Exzenterscheibe...

Mitte bis Mitte Verbindungsschraube......... „    597

Durchmesser der Verbindungsschrauben. Zoll engl. 13/8 Höhe beider Flanschen, einschl. Paßstück....

Größte Breite des Bügels, über die Flanschen gemessen.................................

mm 437

„ 686

330

584

419

05 ZD O ^tH ^ rH GOm'CO COtDC^HCO

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00 t>0 Q -4 ^ 05    05 h-*-

054*

CO CO 03

756 768    971    793    902 : 1141

b) Kulissenhängestange u (Abb. 203) und Tafel:

Abb.: 10—11

15,

23,

33.

27-38.

10-15

Durchmesser: d₃ = 0.075 • ]/Q bis 0,095* ]/Q

Q vergl. unten.

Zapfen für die Hängestangen, Länge Z₄, Durchmesser e/₄,

cm,

(571)

(572)

l₄ = d₄ bis 1,1 d d₄ = 0,08 • ]/~Q bis 0,13 • l/Q d₄ = ~ 1,2 • d₃ bis 1,4* d₃, vergl. S. 232. Kerndurchmesser der Bolzen für die Köpfe der Hängestangen:

S₃ = 0,027 • VQ bis 0,036 • VQ

Die Kulissenhängestangen werden meist alle gleich hergestellt werden und sind nach den am stärksten beanspruchten, am Hauptumsteuerungshebel zu bemessen.

oder:

t) Umsteuerungswelle, Tafel:

15.

Abb.: 12-13

cm

cm.

GO CO

(573)

(574)

Material. Für Frachtdampfer Schmiedeeisen, Dampfer für Personenverkehr und Kriegsschiffe Stahl.

1.    Anordnung.

Lange Umsteuerungswellen werden meist in zwei durch Scheibenkupplungen verbundenen Stücken hergestellt, wobei, wenn möglich, der Umsteuerungshebel an den die Umsteuerungsmaschine angreift, zwischen den beiden Kupplungshälften verschraubt wird. Dieser Hebel ist möglichst nahe der Mitte der Welle anzuordnen.

2.    Abmessungen.

Zu berücksichtigen für die Bestimmung des Durchmessers sind die Momente, die für die Umstellung aller Kulissen maßgebend sind und die Umsteuerungswelle auf Verdrehen beanspruchen.

Bezeichnet i die Anzahl der umzusteuernden Kulissen, p den Radius des Umsteuerungshebels, Q die zum Umstellen einer Kulisse erforderliche Kraft,

Q • p = 0,2 • d\ * kt, kt == 200 bis 350 kg/qcm. d₅ = (0,22 + 0,03 * i •) * ŸQ⁷*

so gilt:

und da:

so ist der Durchmesser d₅:

cm.

(575)

(576)

3. Zur Ermittlung von Q kommt die Stellung der Kurbel unter 90° oder 270° zur Totpunktstellung in Frage. Für den Voreilungswinkel 8, dem Reibungskoeffizienten f der unter der Wirkung der Schieberstangenkraft S stehenden, beim Umsteuern der Kulisse auf einandergleitenden Flächen, hat man angenähert :

a • Q = (S -f S • /') • 2 • r • cos o, für die praktischen Verhältnisse genügt es, zu setzen:

Q = 0,3 • 8 bis 0,35 • 8.

Bei der Unbestimmtheit des Wertes von Q kann die Berücksichtigung der Aufkeilung der Kurbeln außer acht gelassen werden.

Man kann demnach setzen für Maschinen mit:

(577)

(578)

4 Kurbeln 0,34 • Q • p cm,

dh = 0,25-lf^-p

so daß die Durchmesser für Maschinen mit 1, 2, 3, 4 Kurbeln in dem Verhältnis: 1 :1,1 :1.25 :1,35 stehen.

0,28 -ŸQ-f

0,31 -ŸQ-f

i/ i

FürhohleUmsteuerungswellensind obige Werte von d₅ mit y ^^

zu multiplizieren, worin a <c 1 das Verhältnis des inneren zum äußeren Wellendurchmesser bezeichnet.

An den Stellen, an denen die Umststeuerhebel sitzen, ist es zweckmäßig, den Wellendurchmesser um 5 bis 10 mm zu verstärken.

Wird die Umsteuerungswelle dadurch, daß die Umsteuerungshebel nicht nahe an die Lager gesetzt werden können, auf Biegung beansprucht, so ist dieser dadurch Rechnung zu tragen, daß der Wellendurchmesser um 5—8% verstärkt wird, was unter allen Umständen genügt.

Umsteuerungshebel und Traversen (Abb. 211—213) und

Tafel:    15,

Abb.: 13—19,    34—42.

1.    Material. Umsteuerungshebel: Gußeisen, Stahlguß, geschmiedeter Stahl, Traversen Schmiedeeisen oder Stahl.

2.    Anordnung.

Haup tunisteuerhebel (Abb. 212), an den die Umsteuermaschine angreift und besonderer Umsteuerungshebel für jede Kulisse (Abb. 213), letztere mit Schlitz für die auf einen Schraubenspindel verstellbare Traverse an welche die Kulissenhängestangen angreifen.

Bei voll ausgelegter Kulisse für Rückwärtsgang der Maschine steht der Umsteuerungshebel nahezu parallel zur Richtung der Schieberstange, die Mittel-

Abb. 211

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38,

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Umsteuerungshebel.

Abb. 212.

Abb. 213.

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Umsteuerungshebel.

Umsteuerungshebel.

linie des vom Umsteuerungshebel beschriebenen Bogens findet sich meist nicht genau vertikal, sondern liegt häufig um etwa 5—8 ⁰ von der vertikalen Richtung abweichend, entsprechend einer Bogenlänge von 0,12 • p bis 0,13 - p von der Mittellinie nach der der Richtung der Schieberstange entgegengesetzten Seite (Abb. 214).

Eine Senkrechte auf die Richtung der Schieberstange errichtet in der Zapfenmitte des Kulissensteins, halbiert ungefähr die Sehne des Ausschlagbogens des Umsteuerungshebels.

0,8 • ]/ d.

Befestigung durch Warmaufziehen, Aufpressen und Federn von etwa cm Breite und 0,5 • ]/ d₅ cm Dicke.

Abb. 214.

3. Abmessungen.

Hauptums teuer hebel.

Angreifende Kraft: Q • i, die sich auf zwei Zapfen verteilt.

Abb. 215.

wm

!b

Aufkeilung der Umsteuerungshebel.

Traverse für Umsteuerungshebel.

Man rechnet genügend sicher, wenn man setzt: Stärke des Hebels an der Nabe (Abb. 212):

(579)

b = 0,7 • d₆ + 0,015 • p cm,

d₆ Durchmesser der Hebelzapfen.

Breite des Hebels an der Nabe:

h == 0,05 •

Vq

ro

cm.

(580)

Abb. 212 zeigt passende Verhältnisse für gußeiserne Hauptumsteuerungshebel, Abb. 213 für die Hebel der einzelnen Kulissen. Stahlgußhebel sind um etwa 12 °/₀ in den Abmessungen zu verkleinern, geschmiedete Hebel um

20-25 o/

Der Ausschlag der Umsteuerungshebel 65—90 °, Sehne des Auschlag-bogens etwa 6 • r.

4. Die übliche Ausführungsform der Traversen (Abb. 215). Zapfendurchmesser für Stahl:

d₆ = 0,06 • V Q • i

cm,

(581)

d₆ = 0,07-1/Q-i le = dz bis 1,2 • d₆ cm,

für Schmiedeeisen:

Zapfenlänge :

2. Steuerung von Klug.*)

a) Anordnung (Abb. 216, 217).

Exzenterradius r, Ee — Ene₀ = Eueu Exzenterstange, Angriffspunkt e der Schieberlenkstange S außerhalb des durch die Schwinge NV aufgehängten Punktes N der Exzenterstange Ee, E₀ e₀ und Eu eu Lagen der Exzenterstange in höchster bzw. tiefster Lage der Kurbel.

Äußere Einströmung, wenn der Winkel zwischen Exzenter und Kurbel 0°, innere Einströmung, wenn der Winkel zwischen Exzenter und

cm.

(582)

Eingehenderes vgl. Wilda-Berlin, „Der Schiffsmaschinenbauu, S. 140—147, Verlag von Gebrüder Jänecke, Hannover 1902.

16

Wilda, Die Schiffsmaschinen.

Kurbel 180°, nicht zu empfehlen, da sich die Dampf Verteilung für den Vorwärtsgang verschlechtert.

Sm entspricht der vertikalen Lage der Schieberlenkstange, 0 C horizontal, bei scharfgebauten Schiffen (Abb. 218) schräg nach oben, unter einem Winkel,

Abb. 216.

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Steuerung von Klug.

Abb. 217.

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den auch der Exzenterradius mit der Kurbel bilden muß, für größere Maschinen vorwiegend. In diesem Falle findet innere Einströmung durch die erforderliche

1/

Abt). 218.

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Q< x

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n.

WJ)

Abb. 217, 218: Steuerung von Klug.

Einschaltung eines doppelarmigen Hebels zwischen Schieber- und Schieberlenkstange statt.

CVn bzw. CR₀ Lage des Umsteuerungshebels für größte Auslage vorwärts bzw. rückwärts, CW Zwischenlage für kleinere Füllung vorwärts.

Durch Drehung des Umsteuerungshebels nach Vorwärts oder Rückwärts entsteht die entsprechende Kurbeldrehung. Neigung der Führungskurve von N gegen die Horizontale gleich der Größe des Neigungswinkels des Umsteuerungshebels.

Bewegung des Endpunktes e der Exzenterstange je nach der Auslage des Umsteuerungshebels auf Kurven, die dadurch erhalten werden, daß E in der Drehrichtung der Kurbel auf dem Exzenterkreis herumgeführt wird.

b) Bestimmung der Schieherelemente.

Für die größte Füllung Verzeichnung des Schieberdiagramms unter Benutzung eines Exzenterradius:

(583)

KO = r, =f • Vr. + fH. +y².tg!fl

vgl. Abb. 216.

ß = 15° bis 22°.

2 • ri — 2 • h bis 3 • h₎

h: Kanalhöhe.

Die Größe der auszuführenden Exzentrizität r ergibt sich, wenn im Schieberdiagramm die geforderte Dampfverteilung mit der Exzentrizität rx des Ersatzexzenters erreicht ist, für:

h = ~h

r — 0,9 • rx bis rt r === 0,9 • h bis 1,5 • h r läßt sich ermitteln aus:

zu:

oder:

lx = ~ 0,55 • l2 r — ~ 1,3 rx bis 1,5 r, r = 1,3 • A bis 2,25 • h.

(584)

rrl

' Vl\ + (*, +g²-tg²ß Beispiel. Für eine ausgeführte Maschine von 600 PS. ist für die Klugsteuerung des Hochdruckzylinders: h — 50 mm, — 306 mm, l₂ = 510 mm, rx = 60 mm, ß = 18°. Demnach würde sich nach Formel (    ) ergeben:

= 76 mm.

60 • 510

j/306² 4- 816² • 0,324²

Ausgeführt ist: r = 78 mm.

Lineare Voreilung konstant, da in den Totpunktlagen der Kurbel N mit C zusammenfällt.

Die Scheitelkurve Vx Rx ist eine Gerade. Für eine Auslage ßt entsprechend einer kleineren Füllung ist die Ersatzexzentrizität:

(585) bei der Konstruktion des Diagramms zugrunde zu legen (vgl. Abb. 216).

Vorgang beim Neuentwurf (vgl. S. 208). Zweckmäßig ist die Anwendung eines Steuerungsmodells.

Für die Untersuchung vorhandener Steuerungen können die den Dampfverteilungsperioden des Schiebers entsprechenden Kurbellagen gefunden werden, nachdem die den Dampfperioden entsprechenden Lagen der Punkte e auf den Bewegungskurven von e gefunden sind, indem die Schnittpunkte der Bewegungskurven von e mit den Kreisbogen bestimmt werden, die von dem oberen Endpunkt der Schieberlenkstange S mit der Länge von S geschlagen werden.

c) Abmessungen (Abb. 216):

lt = 0,55 • l₂ bis l2X L — lx + l₂ = 2-lx bis 2,8 • Zt, E₀ C — 5,1-r bis 7,1 -r

U = 4,5 r bis 7,5 r.

X = 5 • r bis 7 • r,

Sehne R{) V₀ = s = 1,15 • r bis 2,6 • r. Meist U₀ N = 77, jedoch oft V₀ N > U.

d) Wirkende Kräfte. )

ot) In der Schwinge Zug oder Druck.

Begrenzung der wechselnden Richtung des Exzenterdrucks (Abb. 219) Ex und E₂ Stellung des Exzenters beim Hubwechsel des Schiebers,

Abb. 219.

^ p die entsprechenden Stellungen der X&-¹ Schieberlenkstange seien lx Px und l₂ P₂, die Lagen der Schwinge seien WNX und WN₂.

Verlängere WNX bzw. WN₂ bis tM die entsprechende Richtung der 1 ' Schieberlenkstange in Tx bzw. T2 1 geschnitten wird, dann sind Tl Ex 1 und T₂ E₂ die Begrenzungslinien des 1 Exzenterdruckes.

Macht man ferner Tx M\ und T₂ M₂ gleich der in der Schieberlenkstange wirkenden Komponente der >i, Schieberkraft S, vgl. S. 226, und zieht Mx Qx || Ex Tx, M₂ Q₂1| E₂ T2X so sind: Qx Tx bzw. Q₂T₂ die in der Schwinge auftretenden Zug- bzw. Druckkräfte.

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¹

Zeitschrift des Vereins Deutscher Ingenieure, Bd. 42, Nr. 14, 15.

-Vc.

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Stangenkräfte bei der Klug-Steuerung

Mx Qj und M₂ Q₂ beanspruchen die Exzenterstangen auf Biegung, die Hebelarme sind die von Nx und N₂ auf Mx Qx und M₂ Q₂ gefällten Senkrechten Nx Lx bzw. N₂ Lv Das größere der Momente Mh = MXQX- Nx Lx oder Mh — M₂ Q₂ • N₂ L₂ ist zu benutzen.

Abb. 220.

ß) Exzenterstange (Abb. 220, Tafel 2, Abb.

39—44), als Balken mit rechteckigem Querschnitt x= ausgebildet, am freien Ende zur Aufnahme der Schieber- j¹ lenkstange und Schwinge ‘ gegabelt und mit dem Oberoder Unterteil des Bügels L aus einem Stück.    V

Höhe der Stange am Angriffspunkt der Schwinge h, gesamte Breite b.

gf 1Ï

im». ¹ yr,'_

h = ~ 4 • b bis 4,5 b, (586) kb = 350 bis 400 kg/qcm, h — 0,4 bis 0,45-)/^

Mb = Mj Qx • Nx Lx oder M₂ Q₂ • N₂ L₂ (Abb. 219).

•%

Exzenterstange der Klug-Steuerung.

An der Anschlußstelle der Stange an den Bügel hat man. wenn hx und bx die Querschnittsabmessungen sind, als Biegungsmomente:

Mh = TXQX-EXG oder T₂ Q₂ • E₂ G₂ (Abb. 219),

also :

[_L . I-

6 kb

woraus hx nach Annahme von b zu berechnen ist.

Die Richtungen der Exzenterdrucke und die Hebelarme auf die Richtungen der Kräfte in der Schwinge können ohne wesentliche Abweichung vom Exzentermittelpunkt 0 aus wirkend angenommen werden.

7) Umsteuerungshebel, Stahlguß oder geschmiedet.

Bei Anordnung einer Schwinge, Umsteuerhebel am Ende der Umsteuerungswelle als einfache Stirnkurhel ausgeführt, wenn die Schieberlenkstange von dem Aufhängep unkte der Schwinge freigeht, was sich in manchen Fällen durch Kröpfung der Schieberlenkstange erreichen läßt (Abb. 217), anderenfalls Ausbildung als meist unten geschlossene Gabel mit Gabelzapfen.

b-h² ₇

~ê~ '

(588)

Nach Abb. 221 ist für den Querschnitt I /, S Kraft in der Schieberlenkstange:

Bei Anordnung von zwei Schwingen, jede an einem Stirnzapfen angreifend (Abb. 221a).

0,5 -S

(• ⁺ ")

b²-h . = 6 'k>

(589)

Abb. 222.

Abb. 221b.

Abb. 221 a.

Abb. 221.

ff

-ff#

Ff

nrnr

.n.

UJ

Ahî

fê>

^±1

;:A4-A

TJmsteuerungshebel.

Das von T herrührende Drehmoment kann vernachlässigt werden woraus sich h nach Annahme von b berechnen läßt.

Stirnzapfen vom Durchmesser dz (Abb. 221b) aus:

•fH

(580)

dz=- 1,7

Der Querschnitt /\ =6, • hx am geschlossenen Ende der Gabel ist 25°/0 bis 35 o/₀ größer zu wählen als b • h.

Um den Aufhängepunkt der Schwinge veränderlich machen zu können, wird statt der Gabel häufig ein geschlossener Rahmen angeordnet (Abb. 222). 8) Umsteuerungswelle, Durchmesser du.

Man erhält genügende Durchmesser für:

du = 1,32 •

fl

b\ +h\

Für hohle Wellen von den Durchmessern du und dl ist, wenn:

= «5

4-(£)!

b\ 4- hf

du = 1,32-

3. Marshall-Steuerung.

a) Anordnung. Abweichend von der Klug - Steuerung durch den Angriff der Schieberlenkstange zwischen Kurbelwelle und Umsteuerungshebel.

Abb. 223.

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Steuerung von Marshall. Abb. 224.

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1 l( If g

Steuerung von Marshall.

Bei äußerer Einströmung Winkel zwischen Exzenter- und Kurbelradius 180 °, bei innerer Einströmung 0 °. Die Bewegung des Umsteuerhebels ist der Bewegung der Kurbel entgegengesetzt (Abb. 223, 224).

Für breitere Maschinenräume mit Außenkanalabschluß geeignet, bei scharfgebauten Schiffen Anordnung der Exzenterstange schräg nach oben (Abb. 226). Durch die Einschaltung des doppelarmigen Hebels wird Innenkanalabschluß erforderlich.

b) Bestimmung der Schieberelemente.

Schieberdiagramm zu unterwerfen mit Exzentrizität:

•1/l\ + l\ - tg²ß, ß = 20—300.

(591 a)

F₀O =

Abb. 225.

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Steuerung von Marshall.

Lineare Voreilung konstant aus demselben Grund, wie bei der Klug-Steuerung, Scheitelkurve F₀ R₀ ist eine Gerade, für eine Auslage ß, ist die Brsatzexzentrizität:

Abb. 226.

Im übrigen ist genau wie bei der Klug-Steuerung zu verfahren.

c) Abmessungen (Abb. 225). lx — ~ 0,6 • l₂ bis • l₂₎

= 1,45 • lt bis 2 • Z, oder + l₂ — 12 • r bis 15 • r.

x=yp~+ (h+i₂y

= ~ j/2,2 • l\ + r2 bis \/ 2,4 • l\ + r²,

U = F₀C = ~ 5 • r bis 8 r.

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VT''-

W//

a.

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*#

Die Ermittlung der in den Steuerungsteilen wirkenden Kräfte erfolgt ebenso wie bei der Klug-Steuerung.

Steuerung von Mars hall.

Die Biegungsmomente, deren Hebelarme auf den Angriffspunkt der Schieberlenkstange zu beziehen sind, fallen im allgemeinen kleiner aus als bei der Klug-Steuerung, weshalb auch die Umsteuerungswelle kleineren Durchmesser erhalten kann.

Ausführung der Gestängeteile im übrigen wie bei der Klug-Steuerung.

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Abb. 227.

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Steuerung von J o y.

Abb. 228.

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4. J oy-Steuerung für Maschinen bis 500 PS. (Abb. 227- 229a).

a)    Anordnung. Ableitung der Schieberbewegung von einem Punkt der Pleuelstange in ihrem unteren Drittel (Abb. 228) mit

~~T~ möglichst langer Schwinge, um die Darnpf-verteilung für Vorwärtsgung günstig zu gestalten oder Einschaltung eines angenäherten Ellipsenlenkers (Abb. 227, 229).

In der Totpunktlage der Kurbel steht die Schieberlenkstange w fast vertikal.

Äußerer Abschluß bei Angriff der Schieberlenkstange w (Abb. 229) am Ende E der Schwinge E M, innerer Abschluß, wenn E zwischen C und der Zylinderachse liegt (Abb. 229 a).

E Zur Ermittlung der Lage des Angriffspunkts M der Schwinge EM an B G, mache B₀II = CD und ermittle den j Schnittpunkt M₀ der Senkrechten in der ---[-—Mitte von HC mit B₀F.

b)    Bestimmung der Schieber-

elemente.

Das Schieberdiagramm ist zu entwerfen für größte Füllung, bei Anwendung eines Ellipsenlenkers bei äußerer Einströmung (Abb. 229) mit der Exzentrizität ri :

Steuerung von J o y.

Innere Einströmung (Abb. 229 a):

Der Schieberweg beträgt (+■ äußere, —innere Einströmung):

*i - *₂

t₂ l±{f — l₂)

*i

? = A • -A

• cos cp ± A •

± (*i — *₂) L

• tg ß sin cp

Abb. 229.

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Steuerung von J o y.

-V¹

-lX'

Bei direktem Angriff an der Pleuelstange (Abb. 228) ist:

4l = i.

c) Abmessungen.

Zahlentafel Nr. 80.

Gestänge Verhältnisse für L = 1 bei verschiedenen Werten von A:A.

L/B

t₂

il

ß°

lO

CO ^

d) Für die Ermittlung der in den Steuerungsteilen wirkenden Kräfte genügt es, für die Schieberstellung im Hub Wechsel, die in E angreifende zu G M senkrechte Komponente A⁷ zu ermitteln und

a) für äußere Einströmung den Querschnitt bei P (Abb. 229) mit

dem Biegungsmoment : Mb = N • zu bestimmen.

ß). Bei innerer Einströmung (Abb. 229a) ist für den Querschnitt bei E das Biegungsmoment :

Mh = N-

(594)

zugrunde zu legen.

Der Querschnitt bei M der Stange B G ist bestimmt durch das Biegungsmoment :

(595)

äußere Einströmung : Mb = N •

und

innere Einströmung: Mb — N•

• (d - g.

(596)

angegeben.

Graphisch läßt sich ebenso verfahren, wie bei der Klug-Steuerung

Beispiel: Für eine ausgeführte Maschine von 525 PS beträgt bei äußerer Einströmung :

R = 325 mm, L = 1325 mm, lt — 520 mm, l₂ — 435 mm,

G = 535 mm, t₂ = 275 mm, Schiebergewicht: S = 680 kg.

Für den Querschnitt bei P der Stange EM folgt demnach, wenn: h = ~ 4- 6, kb = 300 kg/qcm,

b .h²

. 300 = 680 • 8,5; h = ~ 72 111m. b

Also der Querschnitt: b-h = —13 qcm (ausgeführt 14,5 qcm). Für den Querschnitt bei M der Stange GB\ hl — 4*6,

680 • 8,5 • 27,5 • 26

-, hr = — 52 mm.

b • —A • 300 = b

Also der Querschnitt: b • h --

Trotzdem die Gestänge wesentlich auf Zug oder Druck beansprucht werden, erscheint die obige angenäherte Bestimmung unter Berücksichtigung der ganz unvermeidlichen Biegungsmomente sicherer und ergibt auch praktisch brauchbare Resultate.

43,5 • 53,5

— 7 qcm (ausgeführt 7,4 qcm).

5. Steuerung von Lang und Walch (Abb. 230), in der amerikanischen Handelsmarine mehrfach ausgeführt.

a)    Anordnung. Maschinen welle W mit auf gekeiltem Exzenter, Kulisse C in der Ebene von E mit Kulissenstein K und an diesem angreifende Schieberstange S. In der Ebene der Mitteltangente der Kulisse C der feste Zapfen Z, zugleich Drehpunkt für einen Winkelhebel mit den Armen A und B, wobei B mit der Kulisse durch Zapfen X beweglich verbunden, A durch Zapfen D an dem Exzenterring angelenkt ist. Auf der entgegengesetzten Seite von D ist in Zapfen E des Exzenters die Stange G mit dem Zapfen F der Kulisse drehbar verbunden.

b)    Arbeitsweise. Bei Drehung der Welle wird durch Winkelhebel A B die Kulisse gegen die Welle hin- und herbewegt, so daß auch die Schieberstange S eine entsprechende Bewegung ausführt und Zapfen D sich auf

einem Kreisbogen bewegt. Zapfen E beschreibt dabei eine Ellipse, deren große Achse das Schwingungsmaß der Kulisse um den Zapfen X darstellt, so daß die Bewegung von X nach der Welle hin und von ihr fort, gleich der doppelten Überdeckung vermehrt um die doppelte Voreilung des Schiebers ist, dementsprechend ist der Hub des Exzenters und der Winkelhebel einzurichten.

Der Lage des Kulissensteins K in X entspricht ein Ausschlag e + v. Die Kanalöffnung des Schiebers bei anderen Lagen von K wird von der Kulisse C abgeleitet, demnach muß C durch die Zapfen E und F eine solche Schwingung ausführen, daß dem Schieber die der vollen Kanalöffnung entsprechende Bewegung mitgeteilt wird.

Ü berdeckung und V or-eilung werden durch das Exzenter erzeugt, während es seinen Hub in der einen Richtung ausführt, die Kanalöffnung erfolgt durch    /

ändern lassen.

Die Voreilung wird nicht durch die Schwingungen der Kulisse, sondern durch ihre Umstellung mittels des sich um eine konstante Größe bewegenden Zapfens A hervorgerufen, so daß die Voreilung konstant sein muß.

Die verschiedenen Phasen der Dampf Verteilung und die zugehörigen Lagen der Steuerung ergeben sich nach Abb. 230 folgendermaßen:_

2(e+vT*~ ç

iG

Al

Abb. 230.

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'7

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3'

»TV

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Steuerung von Lang und Walch.

Kurbel

Exzenter-

mitte

Stellung des Zapfens E

vorwärts rückwärts

vorwärts vorwärts rückwärts

j*.§

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W W

X o: W

g 3* s-

d cd ^ ^ O:

oben

iH 05 CO

i—I Ol CO

IY

IV'

4"

4'

Beginn der Einströmung-

Kanal voll geöffnet......

Beginn der Expansion ...

Da die Steuerung dicht an die Maschinenwelle gelegt werden kann, so lassen sich lange Schieberstangen verwenden, außerdem werden die Kanäle beim Vorwärts- und beim Rückwärtsgang schnell geschlossen.

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5'

6'

5"

6"

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6. Steuerung von Heusinger von Waldegg (Wal-schaert) (Abb. 231, 232). a) Anordnung.

Ein unter 900 oder 180° zur Kurbel aufgekeiltes Exzenter (Abb. 231) greift an das Ende B, der um ihre Mitte C drehbaren Kulisse. Der Kulissenstein greift mittels Stange in P, an die Schwinge, deren Ende Q von der Pleuelstange angetrieben wird. Angriff der Schieberstange in S, am Ende der Schwinge (äußere Einströmung) oder zwischen P und Q (Abb. 231) innere Einströmung.

Bei 90° und 180° Aufkeilung des Exzenters kann dieselbe Dampfverteilung erzielt werden, wenn der

Kulissen stein auf verschiedenen Hälften der Kulisse arbeitet.

Scheitelkurve gerade Linie, Voreilung konstant,

Abb- 231a.

tu Abb. 232.

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Abb. 231.

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rAbb. 231—232: Steuerungen t..■. von Heusinger.

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vm.

X.

weil P bei Veränderung der Stellung der Stange MP seine Lage behält.

Winkel NBO = ~ 90° oder um einen kleinen y größer. Krümmungsradius der Kulisse = PM.

fr

b) Bestimmung der Schieberelemente.

Das Schieberdiagramm ist für größte Füllung zu entwerfen mit einem Exzenterradius rl :

bei äußerer Einströmung (Abb. 231)

(597)

bei innerer Einströmung (Abb. 231a)

■vW

ql = 2 • R bis 2,5 A,

#2 = 0,45 • R bis 0,55 • A, *)a = 2 • A bis 3,2 • A,

)b = 1,8 • A bis 2 • R, m = 1,5 • A bis 2 • A.

c) Abmessungen: r = ~ 0,25 ■ R bis 0,35 • R, = ~9-² ³ jR bis 10,5 A, t =0,7 • r bis 0,9 • A,

12 = 5,75 • r bis 8,5 r,

12 = 0,95 • R bis 1,1 • R,

ß = 12-20 °.

Beispiel. Für eine Vierfach-Expansionsmaschine mit Heusinger-Steuerung, äußere Einströmung, ist aus dem Schieberdiagramm rx = 216 mm für größte Füllung ermittelt.

Abb. 233.

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/ M,

Handumsteuerung.

Da doppelte Einströmung auf jeder Zylinderseite stattfindet, ist für den Schieberhub : 2 •

Die wesentlichen Abmessungen sind:

A = 675 mm, lx = 146 mm, /₂ = 1260 mm, = 250 mm, t₂

rx

= 216 mm angenommen.

585 mm, y = 0

Daraus folgt für die dem Exzenter zu gebende Exzentrizität:

/ 585 \2 V 250/

108² • 1260² — 675² • 146²

1406²

r = 157,5 mm (ausgeführt 160 mm).

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Abb. 234.

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Handumsteuerung.

7. Um steuerungs Vorrichtungen.

a) Handumsteuerung bis etwa 400—500 PS.

Für kleine Maschinen Umsteuerung durch Handhebel auf der Umsteuerungswelle.

Größere Maschinen, Übertragung der Bewegung durch Schraubenspindel oder Schneckenradgetriebe (Abb. 233 und Abb. 234).

Bei Anwendung von Schneckengetrieben ist ein Zapfenlager der Schnecke zur Aufnahme des achsialen Schubes als Kammlager auszubilden.

b) Umsteuerungsmaschinen.

a) • mit rotierender Welle (Rundlauf-Umsteuerungsmaschinen) Anordnung (Abb. 235—239). Je nach Größe der Hauptmaschinen mit 1 oder 2 Dampfzylindern, vgl. auch Tafel 60, Abb. 1—3, Tafel 61, Abb. 18—20.

Abb. 235.

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Umsteuerungsmaschine mit rotierender Welle.

Abb. 236.

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Umsteuerungsmaschine mit rotierender Welle.

Anordnung mit Wechselschieber in besonderem Schieberkasten werden seltener verwendet.

Meist werden Drehschieber verwendet, die zwei Schiebergesichter besitzen (Abb. 238 und Tafel 60, Abb. 1—13), von denen das eine mit Außen-, das andere mit Inneneinströmung arbeitet. Schwungrad häufig mit Einrichtung für Verwendung als Maschinendrehvorrichtung (Abb. 239).

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Abb. 239.

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Abb. 237—239: Umsteuerungsmaschine mit rotierender Welle.

Der Schieber meist mit Überdeckungen = ~ 0 ausgeführt, ß) Direkt wirkende Umsteuerungsmaschinen (Abb. 239—244 und Tafel 61, Abb. 16—33).

Ausführungen mit und ohne Bremszylinder, in letzterem Pall (Abb. 243) erhalten die Schieber (einfache Muschelschieber) zweckmäßige äußere Überlappungen mit dreieckigem Ausschnitt, wodurch in der Nähe der Totpunktlage des

Abb. 240.

Abb. 240 a.

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-HB-

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Rundlauf-Umsteuerungsmaschine.

Kolbens eine Verengung der Kanalöffnungen erfolgt und die Kolbenbewegung am Hubende ruhig vor sich geht.

Bei Ausführungen mit Bremszylindern werden diese mit und ohne besondere Steuerung durch Kolbenschieber angeordnet.

Umsteuerungsmaschine, System Brown.

Der Dampfzylinder erhält Muschelschieber mit geringer Überdeckung. Dampfzuführung aus der Haupt- und Hilfsdampfleitung, Abdampf in den Hauptkondensator.

Umlegen des Umsteuerhebels durch direkten Angriff der Kolbenstange des Bremszylinders (Tafel 61, Abb. 21, 22) oder durch Zugstangen am Kreuzkopf der Kolbenstange (Abb. 242).

Bei sehr großen Anlagen ist außerdem häufig noch Hilfsumsteuerung durch eine kleine Rundlaufmaschine vorhanden, die durch Schnecke, Schneckenrad und Zahnstange auf die Umsteuerwelle wirkt.

Abb. 241.

Abb. 242.

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Umsteuerungsmaschinen, System Brown.

Anordnung um die Schieber in die Mittellage zu bringen, vgl. Abb. 242, 244.

c) Abmessungen.

a) Rundlauf-Umsteuerungsmaschinen.

Bezeichnungen.

S • s • (2 • i -f 0,75)

(598)

cm.

d Zylinderdurchmesser, cm, h Hub, cm,

Anzahl der Zylinder der Umsteuerungsmaschine,

i Anzahl der Zylinder der Hauptmaschine, s Schieberhub, cm, a = d: h,

Anzahl der Umdrehungen der Umsteuerungsmaschine, um von vorwärts auf rückwärts umzusteuern,

Zylinderdurchmesser.

d = 1,1 •

pk Kesseldruck, Überdruck kg/qcm,

S größte Schieberstangenkraft, kg, diejenige des Niederdruckzylinders zu wählen (vgl. S. 227),

<7- Durchmesser der Umsteuerungswelle, cm, t Teilung des Schneckenrades bzw. Steigung der Schnecke, cm,

B Radius des Teilkreises des Schneckenrades, dw Durchmesser der Schneckenwelle.

a • m • n • pk

Es genügt im allgemeinen:

d = 5,6-1/-

f a •

Abb. 243.

m •pk • n

cm.

Hierin ist anzunehmen:

S = ~ 2 • B • H,

20—30 (man findet bis 50).

Minütliche Umdrehungszahl der Umsteuerungsmaschine 120—150.

Durchmesser der Schneckenwelle:

d. = 0,15-d-VTÖöK

a = 0,9 bis 1,25,

LU.

S'.::

(599)

Kurhelwelle der Umsteuerungsmaschine: Kurbelarme, Höhe der Kurbelarme senkrecht Welle ~ 1,2 • dw,

Breite der Kurbelarme parallel zur Weile ~ 0,6o • dw. Kurbelzapfendurchmesser : dz = 0,13 -d-\/pk, Länge lz = — 1,2 - dt.

zur

UM

Umsteuerungsmaschine.

Verzahnung.

Material

Schnecke

Schneckenrad

Harte Bronze Gußeisen Stahlguß

Am besten mindergut zu vermeiden

Stahl

Stahl oder Gußeisen Stahlguß

Zulässige Beanspruchungen :

Gußeisen

Stahlguß

Deltametall

Phosphorbronze

Gußstahl

kg/qcm 250—400

300-550

500—700

450-700

500—900

Diese Werte können unbedenklich genommen werden. Zähnezahl z des Schneckenrades:

(600)

dl

cP a -pk

z = ~ 7 75 •

Abb. 244.

Teilung bzw. Steigung (eingängige Schnecke) :

4-

t = 1,1 '^5    \

(601)

rades :

Radius des Teilkreises des Schnecken-

(602)

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i!

!l

!l

i|

R = 0,159 • z • t. Kranzbreite des Zahnrades:

b — t bis 1,5 3, Kopfhöhe der Zähne:

0,28 •t bis 3 • ć, Fußhöhe der Zähne:

0,36 • t bis 0,4 • t,

Stärke der Zähne im Teilkreis:

0,47 • t bis 0,49 • £,

Stärke der Zähne am Fuß:

0,5 • t bis 0,6 • t,

Durchmesser des Teilkreises der Schnecke :

2,5 • t bis 3 4.

lV»ij I

III

t!

t-jJ

Aufgesetzte Schnecken aus Bronze:

Wandstärke der aufgesetzten Bronzeschnecken ~ 0,5 't

Länge des Gewindes der Schnecke mindestens 3 • t.

Schnecken aus Stahl mit der Welle ein Stück:

Bremszylinder der Umsteuerungsmasehinen, System Brown.

1,6 ■ t bis 2,4 • t.

Der Durchmesser der Schnecke ist so klein als möglich zu halten.

Kranzstärke des Zahnrades ~ 0,5 • t.

Armstärke etwa gleich der Kranzstärke, Armhöhe an der Nabe ~ 2,5 • t bis 3 • t.

DM M

Abb. 245.

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Maschinendrehvorrichtung.

Abb. 246 a.

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ß) Direkt wirkende Um-steuerungsmaschinen (System Brown oder ähnliche Anordnungen). Zylinderdurchmesser:

S ■ s • i

* ’Pk

Es genügt zu setzen:

d = 1,1 •

d = 4,34 •

Hierin ist:

cm.

cm.

^ = 0,75 bis 1,1.

(603)

(604)

Kolhenf lâche des Bremszylinders

0,35 bis 0,5 • d² • ~

4

Kolbenstangendurchmesser 0,2 bis 0,25 • d.

Zugstangendurchmesser, je einer Zugstange 0,15 bis 0,2 ■ d.

Anordnung des Bremszylinders (Abb. 244 und Tafel 61, Abb. 23 bis 27).

8. Maschinendrehvorrich

tungen.

a) A n o r d n un g (Abb. 245—249 und Tafel 60, Abb. 34, 35).

Bei kleinen Maschinen Drehung durch Handhebel auf der Schneckenwelle, bei größeren Einschaltung von zwei Schneckengetrieben mit sorgfältig gefrästen Zähnen.

Schneckenrad häufig auf der Kurbelwelle auf einem Kupplungsflansch, Material Gußeisen oder Stahlguß, auf Kriegsschiffen mit besonderem Zahnkranz aus Bronze, die Schnecken meist mit ihrer Welle aus einem Stück, seltener aus Bronze und auf die Welle aufgeschoben. Das große Schneckenrad meist geteilt, mit Armen oder voller, durch runde Löcher erleichterter Wand.

Getriebewelle vertikal, horizontal oder geneigt.

Ein- und Ausrückung der Zwischenwelle durch Handrad und Schnecke, wobei ihre Bewegung um einen Endpunkt oder einen Punkt der Zwischen welle erfolgt. Bewegliche Lagerung, Anwendung von Kurbeln, Exzentern oder Stützzapfen. (Vgl. Abb. 245—246 a).

b) Abmessungen.

Bezeichnungen.

D Durchmesser des Schneckenrades auf der Kurbelwelle, cm,

5 Durchmesser des kleinen Schneckenrades, cm,

i? Kadius der Kurbel, cm,

T, t Teilung bzw. Steigung des großen und kleinen Getriebes,

G/i Gewicht der auf- und abgehenden Teile einschl. Keibungswiderstämde, kg,

Gw Widerstand von Wellenleitung und Propeller, kg,

dw Wellendurchmesser, cm, d Zylinderdurchmesser der Drehmaschine, cm, h Hub der Drehmaschine, cm, a — d:h, u Gesamt Übersetzung zwischen Drehvor- ! Z, z Zähnezahlen der Schneckenräder des

großen und kleinen Getriebes, ul,u₂ Übersetzungen des großen und kleinen j j> Dampfdruck, bei dem die Drehvorrichtung

noch arbeiten soll, kg/qcm Überdruck.

richtung und Kurbelwelle,

Getriebes,

i Anzahl der Zylinder der Drehvorrichtung,

Abb. 248.

f'yj

a) Das Gewicht Gn der auf- und abgehenden Teile (Kolben, Kolbenstange usw.) beträgt einschl. der Reibung etwa: Gn = 4 kg bis 9 kg für 1 PS., je nach der Bauart der Maschine.

loj

Der von der Wellenleitung und dem Propeller herrührende, der Drehung der Maschine entgegenwirkende Widerstand Gw:

Gw = — 0,4 bis 1,6 kg für 1 PS.

Welle:

Das Moment an der

■ïoS

P dw

1,57 ’ 2 ’

worin Pdie am Kurbelradius B angreifenden, bei der Drehung zu bewegenden Gewichte darstellen. Im Mittel ist

R = ~ 1,2 • dw bis 1,5 • d

Mw =

demnach :

Mw = ~ 1,2 • Nt • dw bis 3,8 • N{ • dw

(605)

Ob

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''PĘWf

IO,

'x==ri

r¹- -'-'-i

oder mit genügender Annäherung:

Mw ==

9    d    d

ü ri uw i fi f **w

TT A‘ 2 W'T‘ 2 ’

(606)

worin f den Reibungskoeffizienten zwischen Wellenleitung und Lagern darstellt. Für f — ~0,16 folgt:

Mw = 0,08 • dw (4 • Gn + GJ.

(607)

Als Drehkraft am Kurbelradius B wird häufig eine Kraft von: 0,125 • Dl kg bzw. 0,25 • Dl kg bei Vorhandensein von 1 oder 2 Niederdruckzylindern zugrunde gelegt, so daß sich als Drehmoment MR an der Kurbel ergibt:

MR = 0,063 • Dl • H bzw. 0,125 • Dl • H cm/kg.

Dl

Abb. 249.

cb

Maschinendrehvorrichtung.

ß) Durchmesser d der Zylinder der Drehmaschine, i Anzahl der Zylinder, u Gesamtübersetzung zwischen Maschine und Welle.

d = 6 bis 7 • dw-

V-M

r a • i • u

cm

(608)

a z= d:h = 0,75 bis 1,

unter der Voraussetzung, daß die Drehvorrichtung mit einem Mindestdruck von 3 kg/qcm in Tätigkeit treten kann.

Häufig wird als Betriebsdruck der Drehmaschine ~ 0,4 • pk angenommen, dann ist statt 6—7 in Gleichung (608) zu setzen 3—4.

Beispiel. Für eine Dreifach-Expansionsmaschine von 5000PS. beträgt der Wellendurchmesser dw — 457 mm, die Gesamtübersetzung u — 1800. Der Kesseldruck 17,6 kg/qcm, die Hauptmaschine soll in ^ 6 Minuten gedreht werden. Demnach wird

die minütliche Umdrehungszahl: n = 300.

Die Drehung soll noch mit ~ 7 kg/qcm Kesseldruck ermöglicht werden, a = 1, i = 1, demnach wird:

— 4 - 45,1-}/

= ~ 15 cm.

1800

Zur einmaligen Drehung der Kurbel welle sind 1200 bis 3000 Umdrehungen der Drehvorrichtung erforderlich, minütliche Umdrehungszahl n = 250 bis 350 (manchmal bis 480).

Durchmesser D des Schneckenrades auf der Kurbelwelle:

(609)

D = ~ 3 • dw bis 5 • dw oder D = ~ 2,5 • R bis 3,3 • R.

■y) Schnecken und Schneckenräder.

Gesamtübersetzung: u = ul •. w₂, wobei passend = — 0,5 • w₂, u = Z • z.

Die Teilung des großen Getriebes:

Gußeisen :

T = 0,009 bis 0,01 • d •

(610)

Stahlguß :

T = 0,0085 •    •

V-i

die Teilung des kleinen Getriebes:

Gußeisen :

t = 0,0075 — 0,008 • f? •

•p•u- T

D-z

(611)

Stahlguß :

t = 0,0070 bis 0,0072 • d t — 35 bis 62 mm,

,y±

D-S

ferner ist:

Z = 7,5 bis 10 •

i?

s ta

8 = 0,319 • z • t cm.

J" Z

Für die übrigen Verhältnisse der Verzahnung gelten die Angaben S. 260.

Neunter Abschnitt.

Kurbeltrieb und Massenausgleich.

I. Der Kurbeltrieb.

Bezeichnungen.

7717

7117

xm Kolbenweg von der Hubmitte, x₀ beliebiger Kolbenweg,

R Kurbelradius,

L Pleuelstangenlänge,

cp Kurbelwinkel, vom oberen Totpunkte an gerechnet,

v veränderliche Umfangsgeschwindigkeit, vm mittlere Umfangsgeschwindigkeit, n minütliche Umdrehungszahl, w veränderliche Winkelgeschwindigkeit,

<um mittlere Winkelgesclrwindigkeit, c veränderliche Kreuzkopf- (Kolben-) geschwindigkeit, cm mittlere Kreuzkopf (Kolben-) geschwindigkeit,

jk Kolbenbeschleunigung für vm, j Kolbenbeschleunigung für v, z, Tangentialbeschleunigung für v, zr Radialbeschleunigung für v, zv vertikale Komponente der Beschleunigung für v,

zh horizontale Komponente derBeschleunigung für v,

z'v vertikale Komponente derBeschleunigung für v

z/[ horizontale Komponente der Beschleunigung für v

N Druck auf die Gleitbahn,

F effektive Kolbenkraft,

Q Kraft in der Pleuelstange,

T Tangentialkraft,

7’max, Tmin größte und kleinste Tangentialkraft,,

Tm mittlere Tangentialkraft,

Tr resultierende Tangentialkraft,

D Druck in der Kichtung des Kurbelradius, S Druck auf das Kurbellager,

G₀ Gewicht der vertikal auf- und abgehenden Teile,

(?!, G2, ć?₃, (?₄ Gewichte von Kolben, Kolbenstange, Kreuzkopf und dem oberen Teil der Pleuelstange,

Gp Gewicht der Pleuelstange, t Gewicht der hin- und hergehenden Teile für 1 qcm Kolbenfläche,

L Länge der Pleuelstange,

G Entfernung des Schwerpunkts der Pleuelstange vom Kreuzkopfzapfen, l₂ Entfernung des Schwerpunkts der Pleuelstange vom Kurbelzapfen, l Länge eines mit der Pleuelstange gleichschwingenden Pendels,

B Beschleunigungsdruck der vertikal bewegten Teile für v,

Bvm Beschleunigungsdruck der vertikal bewegten Teile für vm,

D Zylinderdurchmesser,

5 Ungleichförmigkeitsgrad.

1. BewegungsVerhältnisse im Kurbeltrieb.

a) Kolbenweg.

a) Kolbenweg x₀ für einen beliebigen Kurbelwinkel cp von der oberen Totpunktlage des Kolbens aus gerechnet:

x₀ — R • (1 — cos

cp) ± L •    — j/l —    - • sin cp^ J

(612)

angenähert, für praktische Zwecke genügend genau:

1 E²

xn = E • (1 — cos cp) ± — ■

• sin² cp.

(613)

ß) Kolb en weg xm von der Hub mitte: xm = R • cos cp — L •

[- U - (x 'sin A ]

((>14)

angenähert : oder:

xm = R • cos cp —

Sonderfälle:

xm = R • cos 9--—

R²

• sin² cp.

(615)

• sin² cp -|^1 + ₄

1 Ri

sin⁴ cp + .. .J. (616)

90°

180°

x° —

K4- ¹

B+3 ~L

2-R

R • (1 — cos 9)

Zahlentafel Nr. 81.

Werte von cos 9, cos² cp, sin cp, sin² • cp, sin⁴9.

0 0    15 0 ¹ 30 0    45 o go 0

75°    90°    105 0    120°    135°    150°    165°    180°

0,9660 0,8660 0,707 0,9330 0,7500 0,500

cos 9 cos² cp

cos 29    1 0,8660 0,5000    0

ppp

Oi tO Oi

8SS

0,2590

0,0671

0,8660

—    0,2590 — 0,500 — 0,707 — 0,8660 — 0,9660

0,0671    0,250    0,500    0,7500    0,9330

—    0,8660 — 0,500    0

0,5009    0,8660

tH rH t-H

I b i'

10

-e -e 'e

000

ppp lo o\ Pi gco

0 0-4

0,5000    0,2590

0,2500    0,0670

0,0625    0,0045

000

y) Konstruktion des Kolbenweges x₀ (Abb. 250, 251).

Bogen 11 und 22 mit L als Radius, Mittelpunkt auf K₀KU\ x₀ — Ka (L endlich), x₀ = K₍₎ d für L —

Abb. 250.

oo.

zapfens.

Abb. 251 0 0j = R² : L²,x₀ = ATn a, L endlich, b) Umfangsgeschwindigkeit des Kurbel

4)

Xo

Veränderliche Umfangsgeschwindigkeit v :

Die Bestimmung der veränderlichen Umfangsgeschwindigkeit v aus dem Tangentialdruckdiagramm,

(617)

, \ vgl. S. 273, 277, kann zu befriedigenden Ergebnissen \ nicht führen, weil in diesem die Trägheitskräfte der Y" 1 rotierenden Teile unberücksichtigt bleiben und außerdem die Geschwindigkeitsschwankungen von den ₂ äußeren wechselnden Widerständen und dem inneren ^ Widerstand der Maschine und Wellenleitung ab-hängen, die im Tangentialdruckdiagramm nicht zur Darstehung kommen.

Der Verlauf der veränderlichen Umfangsgeschwindigkeit v während einer Umdrehung läßt sich für praktische Zwecke genügend genau aus folgender Zusammenstellung ermitteln :

iO

fKu

Konstruktion des Kolbenweges

0° oberer Totpunkt 0,8 • vm

30°

60°

1 ,2 * V m

90 0

120°

0,8 • vm

150°

Vm

180°

1,1 bis 1,2 • vm

210°

vm

240°

0,75 bis 0,8 • vm

270°

Vm

300⁰ I 330⁰

1,2 ‘Vm

Vm

360°

Mittlere Umfangsgeschwindigkeit :

= 0,1047 -R-n = 1,571 • cm.

(618)

2 • w • R - n

60

c) Winkelgeschwindigkeit <» im Kurbelkreis: ot) Veränderliche Winkelgeschwindigkeit:

dt

(619)

ß) Mittlere Winkelgeschwindigkeit :

2 -it-n

= 0,1047 • n.

d) Kolben- (Kreuzkopf-) Geschwindigkeit.

a) Veränderliche Kolbengeschwindigkeit c :

sin (a Ji ß)

v----o—

cos ß

1,571 -cM •

V ■ (sin ? 4- Y • ^

«>m

60

(620)

=- 0,1047 - R-n-

sin (a ± ß)

cos ß

• sin 2 cp j

sin (a ß)

cos ß

(621)

sin cp • ^

- cos cp^ (622)

oder:

c = R - <u - sin cp •

COS CS

cs cs

-4 ^

(623)

sin² cp

ß) Sonderfälle:

a = 0 ⁰ und 180 ⁰

90°

ß = 0, c = 0

('max

vm

cos ß ¹ L

? = ig?

= 0,0667 -R-n.

7) Mittlere Kolbengeschwindigkeit cm :

2 - R-n

30

(624)

Abb. 251.

ko

*o ;

R 0|l ‘ I

LJS

ir~ :

L²

v=R

Abb. 252.

[Ko

(W

|Ku

Ku

Konstruktion des Kolbenweges.

Konstruktion der Kolbengesehwindigkeit.

T) Konstruktion der Kolbengeschwindigkeit c (Abb. 252).

Für die Kurbel Stellung OK mache Ka = v, ziehe ab ±K₀KU bis zur Richtung der Pleuelstange, dann ist:

c = ab in demselben Maßstab wie v.

¹

Zeitschrift des Vereins Deutscher Ingenieure, Bd. 42, Nr. 14, 15.

²

Die größeren Werte für äußere, die kleineren für innere Einströmung.

³

Die kleineren Werte für äußere, die größeren für innere Einströmung.

Ist der Maßstab von v gleich der Länge von R gewählt, so ist:

c = Od.

e) Kolbenbeschleunigung. a) Für veränderliches v:

dv

dt

■ (sin cp + -g7^7'sin 2 cp)

v¹

• (cos cp --f- ^ • cos 2 cp)

ß) Für unveränderliches vm :

jk = 0.010966 • Ä • n² •

cos cp -f

tat«

y • cos 2 cp + sin⁴ cp

(626)

J¹ = —‘ \C0S ? + L

• cos

2?)

(527)

y) Sonderfälle:

a = 180 ⁰

•5 + 1)

À,.» - "ïî ■ (l- §)

JkO

Für L = 00 wird die größte Beschleunigung bzw. Verzögerung

•    •    •    V~m

Jk<¹> JkO ' '^fclSO ' ~J£

Zahlentafel Nr. 82.

R

Werte von -y • cos 2 cp und cos cp -f

• cos 2 cp.

15

30

45

60

75

90

105 ! 120

135

150

165

180

Oi|    !-¹•    M.

cos cp+ — • cos 2 cp

1,286 1,214    1,009    0,707    0,357    0,011 - 0,286 — 0,507    — 0,643 — 0,707 — 0,723    — 0,718 - 0,71414

1,250 1,183    0,991    0,707    0,375    0,042 — 0,250 — 0,467    — 0,625j—0,707 — 0,741    — 0,749— 0,750

1,222 1,158    0,977    0,707i    0,389    0,067 — 0,222 — 0,451    — 0,61lj— 0,707 — 0,755    — 0,774 — 0,778

1,200 1,139    0,966    0,707    0,400    0,086 — 0,200 — 0,432    — 0,600 — 0,707 — 0,766    - 0,793 — 0,800

|^i    ü=j    1^

0,286

0,250

0,248 0,143 0 0,217 0,125 0

— 0,143 — 0,248

— 0,286 — 0,248 — 0,143

0,143

0,248

0,286 •/¹

0,222

0,192

0,111

— 0,125 — 0,217

— 0,250

— 0,111—0,192

— 0,222

—    0,217 — 0,125

—    0,192 — 0,111

0,125

0,217

0,250

0,111    0,192

0,222

0,200 0,173

0,100 0

— 0,100

— 0,173

— 0,200

— 0,173 — 0,100

0,100

0,173

0,200

8) Konstruktion der Kolbenbeschleunigung (Abb. 25d)

D K = L, O K — L. Wähle vm = Ka = B, M Schnittpunkt von K 0 und DM J_ D₍₎ Ku. d Schnittpunkt von DK und der Horizontalen durch 0. Ziehe MD, b Schnitt des aus M durch K geschlagenen Bogens mit Md. Ziehe bc = vm = R, senkrecht Md. Schneidet Mc das Lot auf Md in e und ist ef\\KD bis zum Schnitt f mit dö gezogen, so ist jk = fd = Dz Beschleunigung von Z), in dem Maßstab von OK gemessen, wobei OC=B- tu² ist. Für die höchste und tiefste Lage des Kreuzkopfes D{) bzw. Du ist: h = °9 — DJ und j₁₈₀ = Om = Duiv.

Abb. 253.

K---Jo----

Po

r

Die Kurve tzw stellt den Verlauf der Beschleunigungen des Kreuzkopfes während des Hubes 2 • B dar.

rs

Für L =

90°

90

wird tzw eine Gerade, die Dlt Du halbiert, da jf) Ji8o ist.

PC-

f) Beschleunigung des Kurbelzapfens (Abb. 254).

a) Bei veränderlicher Umfangsgeschwindigkeit v :

In tangentialer Richtung (Tangentialbeschleunigung) :

dv

v'm=R

J180

~ if-

(628)

90°

Abb. 254.

vA

N'tCJ

IC

a/90/\/d

9H

um

r%o >

Ku vm = R

Konstruktion der Kolbenbeschleunigung.

[Ku

Beschleunigung des Kurbelzapfens.

In radialer Richtung (Radialbeschleunigung) :

£r R.

(629)

In vertikaler Richtung:

e„ = -o" * cos ? +

dv

dt

• sin cp.

(630)

In horizontaler Richtung:

t;²

dv

R •Sin;? +

ß) Bei konstanter Umfangsgeschwindigkeit vm :

In vertikaler Richtung:

ev — ~~ • cos cp = 0,01097 • B • n² • cos cp.

eA =

^rcos?-

(631)

(632)

In horizontaler Richtung:

v²

£n —

• sin <p = 0,01097 • R • n² • sin cp.

(633)

y) Sonderfälle:

0°

90 0

180 0

2. Kräfte am Kurbeltrieb (Abb. 255). a) Vom Dampfdruck herrührende Kräfte.

ot) Effektive Kolbenkraft P.

Differenz der Kräfte, die von dem Dampfdruck auf beiden Kolbenseiten ausgeübt werden.

ß) Druck auf die Gleitbahn:

N — P- tgß = 1P-y) Kraft in der Pleuelstange:

Abb. 255.

IN

iQ!

•P’tgß.

(634)

il

cos ß

(635)

8) Tangentialkraft des Kolbendrucks:

T = P-

sin (cp + ß)

cos ß

(636)

e) Druck in der Richtung des Kurbel

JL

radius:

D = P-

cos (cp + ß)

cos ß

(637)

£) Druck auf das Kurbellager:

cosß

V cos² (cp + • ß) + sin² -(cp + ß)

Wirkende Kräfte am Kurbeltrieb.

cos ß '

(638)

Tj) Sonderfälle.

cp = 0

90°

? + ß = 90"

p.

p <;:v

P-

-p.tgß

OPh

cos ß

cos ß

cos 3

Werte von

Zahlentafel Nr. 83.

sin (y + ß)

cos ß

für verschiedene

H fco

cp°

15    30    45

60 ! 75    90

105

120    135    150    165 l 180

8*1 tö

T“!

ÎQ

üx

0,328 0,(524 0,852

0,991

1,040

1,035

0,891

0,604 0,412 0,207 0,0171

0,321 0,608 0,825

0,978

1,030

1,103

0,901

0,623 0,427 0,224 0,0230

0,317 0,596 0,817

0,965

1,020

1,020

0,909

0,630 0,442 0,238 0,0290

0,310 0,588 0,808

0,955

1,015

1,015

0,914

0,652 0,456 0,246 0,0350

Altb. 256.

Abb. 257.

Boden

BoH-om

Deckel

18

•G

bi

Indikatordiagramm.

'S

Abb. 258.

aÄ

;kq\ US

ikN

tiberdruck diagramm.

61

b)    Konstruktion der effektiven Kolbenkraft P (Überdruckdiagramm) (Abb. 256).

Von der Linie XX sind die sich aus dem Indikatordiagramm (Abb. 257) ergebenden, aufwärts gerichteten Kolbenkräfte ab usw. nach oben, die abwärts gerichteten a, bx usw. nach unten aufgetragen.

c)    Konstruktion der Tangentialkraft T(Abb. 258) von der effektiven Kolbenkraft P herrührend.

Verlängere die Richtung der Kurbelradien:

^30

YM,

Î90I

60

■j i.

K\ 2n

io ;

⁷9

'Ttn 1^180 -__—''^210

Tangentialdruckdiagramm.

KIS0 usw.

um die in den entsprechenden Kolbenstellungen wirkenden Kolbendrücke

Ktio'd, K

Ki o *

Wilda, Die Schiffsmaschinen.

#00 -b, K.

K₂₁₀ • f usw.

und ziehe parallel zu ch bis zum Schnitt mit den entsprechenden Richtungen der Pleuelstange die Tangentialdrücke:

T

x 30

Der Verlauf der Tangentialdrucke während einer Umdrehung ergibt sich, wenn: die Strecken

radial an

T

-*■61)

T

-*-90

1 20

150

usw.

T T

■*■ 0) .

30)

T

-* 60)

T

-*9 0)

USW.

-^9 0)

angetragen werden und die die Endpunkte verbindende Kurve gezeichnet wird, oder auf einer Strecke von der Länge 2 • R • tt, in den den Kurbellagen entsprechenden Punkten (Abb. 259)

30)

-^6 0)

USW.

0,    30,    60.    90,

die Tangentialkräfte T₀, T

30)

T T

-*■ 60)

90)

180 usw.

T,2 0 USW.

als Ordinaten aufgetragen werden und die die Endpunkte verbindende Kurve verzeichnet wird.

Der mittlere Tangentialdruck Tm ist nach Darstellung (Abb. 258 und Abb. 259):

Abb. 260.

Tm = 0,637 •

+F.

Abb. 259.

3) Das Gewicht Gv der vertikal auf- und abgehenden Teile ist in allen

h'

F.

©_ Kolbenlagen abwärts gerichtet und in

* ^ Abb. 256 im Maßstab des Dampfdrucks « auf 1 qcm der Kolbenfläche bezogen nach der Bodenseite hin aufgetragen, als ^ Gerade GG.

Gv ist die Summe der Gewichte vom Kolben Gt, Kolbenstange G₂, Kreuzkopf G₃, eines Teils G₄ des Gewichts der Pleuelstange Gp.

Gv = G, + G₂ -f G₃ -f Gr Es ist jedoch zu empfehlen für die Wirkung der auf- und abgehenden Gewichte einfach zu setzen:

Gv — Gi + G₂ -j- G₃ + Gp. (639) Demnach ist in Abb. 256:

h = Gv • j~yi

'S

2.R.ÏÏ

’i

Tangentialdiagramm.

Gewichtsverteilung der Pleuelstange.

Zahlentafel Mittelwerte für die Als Mittelwerte können angenommen werden für die Gewielits-

Handelschiffsmaschinen

Hochdruck

zylinder

Mitteldruck

zylinder

Niederdruck

zylinder

Gewiekt auf 1 qcm Kolbenfläche von Gi + ^2 + <?₃ -f Gp, kg/qcm

1,2-1,65

0,8-0.90

0,25—0,30

Gewicht auf 1 qcm Kolbenfläche von Gi 4* G₂ 4- Gs -f- G₄, kg/qcm

0,6—0,67

0,3-0,35

0,12—0,25

Mit Berücksichtigung des Gewichts Gv hat man in Abb. 256 demnach: Auf der Bodenseite die Strecken u,

„    „ Deckelseite „

als wirksame Dampfdrücke.

a) Bestimmung des Gewichts G₄ des als auf- und abgehend zu betrachtenden Teils der Pleuelstange.

Unter Vernachlässigung der Schwingung der Pleuelstange und Annahme einer parallelen Bewegung zur Zylinderachse genügt es, unter Rücksichtnahme auf die Gewichtsverteilung in der Pleuelstange zu setzen (Abb. 260)

(640)

— Gp ~L‘

Man kommt der Wahrheit ziemlich nahe, wenn gesetzt wird:

Gi = ~ 0,38 • Gp bis 0,4 • Gv.

S Schwerpunkt, lx und l₂ durch Ausbalancieren einfach zu ermitteln. Es ist auch genügend genau das in S angreifend gedachte Gewicht auf den Kreuzkopf zu reduzieren, Gleichung (260).

b) Genauere Ermittlung von Gi (Abb. 260).

Man bestimme zunächst die Schwingungslänge l — 0 T eines an einem Faden aufgehängten Lotes, das mit der in 0 aufgehängten Pleuelstange gleich schwingt, dann ist das Trägheitsmoment J der Pleuelstange in bezug auf 0 :

9

g — 9,81 m Beschleunigung der Schwere, /, durch Ausbalancieren gefunden.

^•(/-zj² =

9

worin p den Trägheitsradius der Masse —

G

bedeutet und —— die Masse darstelt, die in T in der Entfernung l — von S ^    G

—— in 0 konzentriert gedacht wird.

Nach bekannten Regeln der Mechanik muß sein:

Gp j G, 7 -2- und : —• l

9

Ga = Gp •

— Q___

~    '    + P₂ '

Ferner ist:

Gt

Gp

angreifen müßte, wenn

Nr. 84.

(641)

(642)

Gp

(643)

Iü.p2

9

bezogen auf den Schwerpunkt S

y•<*-<,) = 0,    = «,•(«-*,)

(i-iy

(644)

(645)

Gewichts Wirkung.

Wirkung bzw. für die Gewichte der Massenwirkung.

Panzerschiffe, Grosse Kreuzer

Kleine Kreuzer

Torpedoboote und Torpedobootszerstörer

Mitteldruck- j druck-zylinder j Zylinder

Hoch-

Nieder

druck

zylinder

Hoch

druck

zylinder

Mittel

druck

zylinder

Nieder

druck

zylinder

Hoch

druck

zylinder

Mittel

druck

zylinder

Nieder

druck

zylinder

0,7—1 I 0,3—0,4

0,15—0,20 0,25—0,4 0,18-0,26j0,12—0,16 0,18—0,20

0,10—0,12

0,09-0,10

0,4—0,65 0,3 -0,4

0,12-0,18

0,24 -0,3 0,12-0,20 0,09-0,14 0,12—0,13

0,06- 0,076

0,05- 0,07

Beispiel. Für eine Pleuelstange: L = 2,100 m ist ermittelt = 1,350 m, l = 1,828 m, Gp = 1325 kg.

Demnach ist: p² = 1,35 • (1,828 — 1,35) = 0,G45

p = 0,803.

Also folgt für den in 0 konzentrierten Teil (des Gewichts Gp = 1325 kg

G, = 340 kg,

für den in T konzentrierten Teil:

G₅ = 979 kg.

Nach Gleichung (640) würde sich ergeben:

= - 422 kg.

G, = 1325•

2100 — 1350

2100

4. Einfluss des Beharrungsvermögens der beweglichen Teile (Beschleunigungsdruck B).

B ist bei der verzögerten Bewegung des Kolbens zu addieren, bei der beschleunigten Bewegung zu subtrahieren.

Größe des Beschleunigungsdrucks:

a) Für veränderliche Umfangsgeschwindigkeit v:

;

Be =

■J =

dv

v in

oder :

• sin 2 cp) + -g-

• (sin cp +

2 • L

b) Für konstante Umfangsgeschwindigkeit vm:

dt

L²

• (cos cp 4- -£- • cos 2 cp). (646)

vm

= 0,010 966 • B • n²...

cos ? 4-

R²

• cos 2 cp 4- sin⁴ cp

kg (647)

Br

'm

& 3»

{cos cp 4- ~ • cos 2 cpjkg.

(648)

In letzterer Form meist verwendet,

c) Sonderfälle:

80

&v vm G R \ g ' K \ Lj

Auf 1 qcm Kolbenfläche bezogen ist der Beschleunigungsdruck:

b = B-

D².tt

= 1,274 •

In Abb. 256 sind die Werte von b von G G aus durch die Kurve bb eingetragen.

Annahme gleichförmiger Umfangsgeschwindigkeit v Gestängedruck beim Kolbenniedergang auf das 1,7 fache des normalen ansteigen kann.”)

Durch die Ungleichförmigkeit der Umfangsgeschwindigkeit v der Kurbel erfolgt eine starke Erhöhung der Beschleunigungsdrücke gegenüber der

so daß der wirksame

*) Zeitschrift des Vereins deutscher Ingenieure, Bd. 46, Nr. 24.

Abb. 261 zeigt den Verlauf der Beschleunigungsdrucke für die einzelnen Zylinder und den resultierenden Beschleunigungsdruck (R) für die Vierfach-Expansionsmaschine des Beispiels S. 23.

Der effektive Kolben druck ist demnach bestimmt durch die Strecken m für die Bodenseite, r für die Deckelseite (Abh. 256).

5. Darstellung des Tangentialdrucks für Mehrfach- Expansionsmaschinen.

a) Tangentialdruckdiagramm. Auf einer Strecke 2-t- • R sind unter Zugrunde- t3o legung der Drücke m und r -für die verschiedenen Kolben- j₂o Stellungen die Tangentialdrücke nach Zahlentafel Nr. 83 oder Abb. 259 als Ordinaten in den zugehörigen Kurbellagen für g jeden Zylinder aufzutragen.

Durch Addition der zeitlich zusammenfallenden Tan- 4 Sr gentialdrucke der einzelnen Zylinder ergibt sich die Tangentialkraftkurve der Maschine.

Abb. 261.

Nach oben gerichtete resultierende Massenkraft 3,40 t.

3,60 t.

unten

i -o

±20

\/

Yf

-Ä \    / hl lRfl/ \

Beschleunigungsdruckdiagramm.

Aus dieser sind dann zu ermitteln: b) der mittlere Tangentialdruck:

ferner :

Ulld ^max - f max • Dn •

Tm = 71620-

Tmax : Tm und T

max •

: T’min

ID

(648 a)

ünin

Abb. 262.

-r-3 kg/qcm

Nj- 1923

N-, = ZZZZ

t„ = T.-.Dl-±-,

Als mittlere Werte können gesetzt werden:

Pm = 5A66kg/qci>

Pm= 2.597 kg /((cra

T

-*■ max •

während : Tt

Tm*x : Tm = 1,2 bis 1,35

: r„in = 1,0-2,

max Temax

= — 1,6 bis 2

• T’emin ⁼ ~~ 3    5.

:T

H.I)

HP

MD. J.P

ist:

Te momentane Drehkraft.

Der Ungleichförmigkeitsgrad

7 max 7'min

.    (648 b)

^__

c) Exp erimentelle Ermittlung der Drehkraftkurve durch Messung derzeitlich zugehörigenW ellen-verdrehung, der die momentane Drehkraft Te proportional ist, vgl. S. 10.

R • lw

Die mittlere effektive Drehkraft Tem wird demnach durch die mittlere Höhe der Kurve der Wellenverdrehungen dargestellt.

Die effektive Drehkraft ist nach den Versuchen von Fr ah Föttinger*) den Tangentialkräften der Maschine nicht proportional.

Ni : 152 5.6

Pm = A.59lkg^A

1 N.D

2 N.D

Überdruckdiagramme-

1 L.P.

2.L.P.

Te = 165600

(alle Maße in cm).

*) Jahrbuch der Schiffsbautechnischen Gesellschaft 1903.

d) Beispiel. Für einen Doppelschraubenkreuzer ist das Tangentialdruckdiagramm zu ermitteln mit Berücksichtigung der Gewichtswirkung der Gestänge und des Beschleunigungsdrucks, vgl. Abb. 262.

Die Hauptabmessungen sind:

Ni = 7027 PS., Hub H = 0,95 m, L — 1,90 m, n Die Indikatordiagramme, vgl. Abb. 12, S. 24.

loi, vm = 6,515 m.

I Du

: Dm

Dni

Dn 2

Zylinderdurchmesser.............

Kolbenflächen...................

Gewichte :

Kolben Gt ......................

Kolbenstange, Kreuzkopf G₂ + G 3

Pleuelstange Gp.................

Reduziertes Gewicht des Luftpumpenkolbens

und Stange.............................

Reduziert. Gewicht der Pleuelstange <?₄ =0,4* Gp kg

Gi + G1 + G3 + GP.........

Gv — G1 + G2 + G3 + Gi • •

(G₁ + G₂ + G₃+G₄): Dl-4

qcm

kg

kg

kg

kg

kg

kg

0,91    1,41    1,54    ¹    1,54

6503    15 614    18 500    18 500

505

1313

1855

742,0

3673

2560

980

1313

1855

1002

1045

1002

1631

1045

1631

124

742,0    652,4

652,54

4148

3678

3802

3035

2699

2823

#0 I

so)

B₀ bzw. H₁₈₀:Z).2.+

kg/qcm 0,138

) +29 400 1 —17 600

kg

kg/q cm j

0,164    1,46

+ 34 800 + 30900 — 20 900 —18 550 1,88    1,67

0,152

+ 32 300 —19 400

1,13

1,00

r-r th

Abb. 263.

T.'n.-ix = 10082 5 ki]

U-

-J

_Tm = 00900 kq

s;

NA

_0-d

oTeä

CS

+4"-

5*?

gRekfl qcm

HK' 373kg qcm

kq gern

Tangentialdruckdiagramm.

Größe des Tangentialdmcks für verschiedene Lagen der einzelnen Kurbeln (Abb. 263).

cp ¹¹

0    15

180    195

30    45    60

210 225 240

75    90

255    270

105    120

285    300

135 j 150    165    180*

315 ! 330    345    360

Hochćlruck-zylinder .... kg Mitteldruckzylinder. ... kg i. Niederdruckzylinder.... kg

6    475 3 700

7    400 6 475

925

2 775

2.

zylinder.... kg

0    1800

0    2 775:

5    550 7 400    9 200    13 875    21 300    26 800| 29 600.    29 600    24 050,12 025

13 875 23 100 35 200 7 400 12 950 17 575

oooooooo

Resultierender Tangentialdruck bei den Stellungen der Hochdruckkurbel

kg

59 200 77 700 86 950 96 200103600 101750 86 950 87 900 84100 55 500 74 000 85 HX) 96 200 99 900 90 650 83 250l 90 650 92 500

77 700 68 450 52 700 68 450

54    600

55    500

55 500 58 800

Aus dem Diagramm (Abb. 263) ergibt sich:

2min

Tmax = 100 825 kg 52 910 „

80 900 „

Auf' die Niederdmckzylinder-Kolbenflâche reduziert folgt demnach: ^max = 5,45 kg/qcm

Unin = 2-86 kg/qcm

tm = 4,373 kg/qcm,

ferner :

: Tm = 1,246 Tmax : Tmiü = 1,905. Tmax — Tmin 100 825 - 52 910

nax

Tm

80 900

= 0,592.

6. Ermittlung des Verlaufs der Tangentialkraftkurve für neuzuerbauende Maschinen.

a) Da die genaue Ermittlung des Verlaufs der Tangentialkraftkurve von vornherein unmöglich ist, so kann ein Einblick nur dadurch erzielt werden, daß man die Indikatordiagramme ausgeführter ähnlicher Maschinen mit dem Volumendiagrammen der zu erbauenden Maschinen, vgl. S. 58, vergleicht.

b) Ein Annäherungsverfahren von GümbeP) gestattet mit einiger Sicherheit den Verlauf der Tangentialdrucklinie anzugeben. Die Fläche des Überdruckdiagramms wird dabei durch eine Ellipse von möglichst gleichem Flächeninhalt ersetzt.

Für einen Zylinder vom Durchmesser 1) cm, in dem der größte Überdruck p kg/qcm herrscht und der Nt PS. leisten soll, ist zu setzen:

F>²-~-p = ~ 32,7 • Nt kg.

Für eine mehrzylindrige Maschine vom Hub H den Zylinderleistungen : den Durchmessern:

(649)

den Kolbenflächen: den größten Überdrücken : den Gestängegewichten : den Beschleunigungsdrücken: Bx

Ni2    Ni3    Ni4

F>x D, 2>₃

F,    F₃    F₄

F,

Pz Pr

Pr P2

Ov r    ^vS    Ovi

B₂ B₃    B₄

ist die Konstruktion folgendermaßen auszuführen:

Bilde zunächst nach Gleichung (649) die Summe der Produkte :

Fl-pl+F₂-p₂-\-F₃-p₃-{-F₄-pi —- 32,7 • Nt.

Schlage (Abb. 264) den Kurbelkreis um 0 mit dem Radius 1 und zeichne die Kurbellagen 1, 2, 3, 4 unter den Winkeln <x>1? cp₂, cp₃, <p₄ gegen die Vertikale und den Kreis um 0, mit ¹/2, also 0 0 x — ¹/₂.

Verlängere die Richtungen der Kurbeln:

0₂

0,

bis zu den Schnittpunkten mit Kreis Ox in:

II

III

IV.

Die Radien:

0,1

bilden dann mit der Vertikalen die Winkel:

2-?2

2 - cp.

0,11

0,111

O.IV

2-?.

2 • cp₄.

*) Marine-Rund schau, 10. Jahrgang, Nr. 3.

Trage entgegengesetzt zur Drehrichtung an:

0,11

einen Winkel von 60° an gleich:

II 0,6

und trage von 0, aus auf den Radien:

0,«

die Produkte •

Fx •p

OJ

0, III

O. IV

£ I 0,0

III O.c

IYO,d

0,6

0,c

O.d

^4 ’Pé-

;Abb. 264.

JzVz

Bi

hpi

■l

60°

lc

X--

Gi

4,

Angenäherte Ermittlung der Tangentialkräfte.

Trage entgegengesetzt zu den Richtungen:

Ö, i

von 0, aus die Beschleunigungsdrucke:

OlBl = B,

auf und bilde aus:

0,11

0,111

0, IV

0,R₂ ----- B,

0, B₃ = B₃

0] B₄ = B₄

Fxpx und B,

F₃p₃ und B₃

durch Parallelogrammkonstruktion die Resultierenden:

Fxp₂ und B.,

und B₄

Aus den Resultierenden:

B₂

R₃

Rv

R₂

R₃

Ä₄

bilde durch wiederholte Parallelogrammkonstruktion die Resultierende R.

Trage von 0 aus in den Kurbelrichtungen:

<93

01

02

04

die Gestängegewichte G, = OG,

G₂ = 0 G₂

G₄ = OG₄

G ₃ = OG₃

auf und bilde aus diesen durch wiederholte Parallelogrammkonstruktion die Resultierende M.

Dreht man jetzt das Kurbelkreuz

04

0 3

um 0 und läßt den kleinen Kreis um <9, sich mitdrehen, wie Zahnräder mit innerem Eingriff, so ergibt wenn R in der Ebene des Kreises um 0 der Ebene des Kreises um 0 festliegend gedacht wird, für verschiedene Drehwinkel des Kreises um (9, die arithmetische Summe der jeweiligen Projektionen von R auf xx und von L &\ńyy angenähert die resultierende Tangentialkraftkurve, die nach Abb. 259 auf rechtwinklige Koordinaten übertragen werden kann.

c) Korrektur der Tangentialkraftkurve.

ln Wirklichkeit kann die Kurve

<91

02

13

L in

m >£>⁶⁰

Abb. 265.

90

120

der Beschleunigungsdrucke nicht nach Rj der Kurve b b (Abb. 256) verlaufen, da I die Geschwindigkeitsschwankungen

\\

Gv

C?

während einer Umdrehung einengroßen Einfluß ausüben und bei der Kurbelstellung unter 90⁰ das Gewicht der Pleuelstange hinzu zurechnen ist, während in der Kurve b b (Abb. 256) nur die wirklich vertikal bewegten Gewichte berücksichtigt sind.

Man wird daher dem wirklichen Verlauf der Tangentialkraftkurve viel näher kommen, wenn statt der punktierten Kurve (Abb. 256) eine korrigierte Beschleunigungsdrucklinie benutzt wird, dieselbe läßt sich genügend genau folgendermaßen auftragen (Abb. 265) ''):

Gy>m(iA ) 9 R L

9l

BL*

Korrigierte Beschleunigungsdrücke.

Hochdruckzylinder

Mitteldruckzylinder

Mederdruckzylinder

ab =

0,6 bis 0,7 •

<A vm²

cd —

~ 1,3 bis 1,4 •    ~

g R

-•6-ł)

* i¹⁺i)

Ü-t)

Gerade

Gerade

ae — 0,18 • H. af = ~ 0,35 • H, ag — — 0,6 • H, ah = ~ 0,75 • H, ai = ~ 0,85 • H eex = ~ ab,

gg 1 = — 0,9 • ab, iix — — 0,5 • ab

Durch Verbinden der Punkte aexfgsbixd ergibt sich eine Kurve, bei deren Benutzung für den Entwurf des Tangentialdruckdiagramms sich der wirkliche Verlauf der Tangentialdruckkurve bedeutend angenäherter ergibt, als bei Benutzung der punktierten Kurve (Abb. 265). entsprechend b b (Abb. 256).

ad = II eex ,ggx nx _]_ ad

Gerade

~ 0,1 • H, af — ~ 0,375 • II ag = ~ 0,6 • H,

«ä = — 0,75 • II, ai — — 0,85 • 17, eej = ~ afr,

g g t == ii, =    0,65 • a&,

ae =

— ab

ae = 0,05 • H, af = 0,4 • H, ag = 0,7 -H, ah = 0,8 • H, ai = 0,9 • H, eex — 0,9 • ab, ggx = ~ 0,9 • ab, i ix = ~ 0,55 • ab

*) Mittelwerte von 16 Maschinen.

Für schnell laufende Maschinen können die Größen een ggll iix erhöht werden. Für beide Hubrichtungen müssen diese Beschleunigungsdruckkurven verschieden ausfallen, jedoch ist der Unterschied praktisch unbedeutend.

7. Das Drehmoment Md für jede Kurbelstellung cp ist das Produkt:

T-R.

Das resultierende Drehmoment ist :

Md = Tr • R.

Für R = 1 ergibt die Tangentialkraftkurve auch den Verlauf des Drehmoments Md.

In bezug auf' die Gleichförmigkeit von Md gilt dasselbe wie für die Tangentialkraft (S. 277).

Abb. 266, 266 a zeigen die Darstellung der Tangentialkräfte und Drehmomente für die dem Beispiel S. 23 zugrunde gelegte Maschine.

Für Kurbelwinkel, bei denen sich ein ungleichförmiges Drehmoment ergibt, sind in der Regel auch die Beschleunigungskräfte zweiter Ordnung ungewöhnlich groß.

Abb. 266 zeigt den Verlauf der Drehmomente ohne, Abb. 266 a mit Berücksichtigung der Beschleunigungsdrucke für das Beispiel S. 23.

Abt). 266.

O-

- ______

re    \

.—X    ~r~

-sr

5 3 m /, ₀

n 8.

v'

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, meber hons.

"ft? T Wo ë VT

o

s <= s g w

_|H.D. unten. HP. boH-om

ft-?

N

sr>

Tangentialkräfte und Drehmomente.

II. Massenausgleich.

¹

cos 2 cp

1.    Zweck.

Wahl der Anordnung der Gewichte, der Kurbelfolge, Zylinderabstände und eventuell Anbringung von Gegengewichten an den Kurbeln, um die Erschütterungen der Maschine und der daraus sich ergebenden Schwingungen des Schiffskörpers so gering als möglich zu machen, d. h. die unausgeglichenen Kräfte und Momente so klein als möglich zu halten.

2.    Grundbedingungen für den Massenausgleich.

' a) Maschinenfundament und Zylinderträger sind als vollkommen starre Verbindungen anzusehen, was durch geeignete Versteifung möglichst zu erreichen gesucht werden muß.

b)    Der Abstand des Schwerpunktes der hin- und hergehenden Teile muß in einem konstanten Abstand von der Wellenachse liegen, da dann die hin- und hergehenden Teile keine freie Kraft hervorbringen können.

c)    Der Schwerpunkt der rotierenden Teile muß in die Achse der Welle fallen, da dann keine freien Kräfte von den rotierenden Gewichten herrühren können.

d)    Die arithmetische Summe (Resultierende) der Vertikalkräfte der hin-und hergehenden Teile muß Null sein.

e)    Die Resultierende der Horizontalkräfte muß Null sein.

f)    Die Summe der Momente der auf- und abgehenden Teile in bezug auf eine beliebig gewählte Ebene muß Null sein.

g)    Die Summe der Momente der rotierenden Teile in bezug auf eine beliebig gewählte Ebene muß Null sein.

Sämtliche den Gewichten entsprechende Massen sind dabei auf ein- und denselben Radius (Kurbelradius) zu reduzieren.

Die Bedingungen f) und g) können nicht erfüllt sein, wenn es die Bedingungen d) und e) nicht sind, es bleibt in diesem Fall ein unausgeglichenes Moment bestehen.

Ausgleich der Massendrücke ist vorhanden, wenn ein Ausgleich der Gewichtswirkungen vorhanden ist, also die Bedingungen d) und e) erfüllt sind.

Abu. 266a.

47 t70

JL

:50

Md mïtl.35,72 y eau Mt: 4 572

\JV

l'on s

M>hs

30

:U/m

*rł®

\ 26.66/

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20

30

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W(

O 30

hat

//

60 S0 120

y-'<

:\\ /

Ui

210    240    270    300    330^360

Tangentialkräfte und Drehmomente.

3. Die für den Massenausgleich in Betracht kommenden Kräfte.

Alle Massen auf den Kurbelkreis reduziert.

Die auf den Kurbelradius zu reduzierenden Massen der Gewichte sind: a) Aujf- und abgehende Gewichte Gv: a) Kolbengestänge:

Gewicht von Kolben + Kolbenstange -j- Kreuzkopf + Oberteil der Pleuelstange

Gy -f- G, -f- G₃ -f- G.

ß) St’euerungsgestänge:

Gewicht von Schieber 4- Schieberstange + Entlastungskolben -p Oberteil der Exzenterstange -p halbes Kulissengewicht -p ~ Gewicht einer Hängestange.

y) Pumpen und Pumpengestänge.

Gewicht von Lenkerslange am Kreuzkopf, Kopf des Balanciers am Kreuzkopf, Kopf des Balanciers an der Luftpumpe, Luftpumpenkolbenstange, Luftpumpenkolben.

8) Alle auf- und abgehenden Gewichte derselben Bewegungsrichtung sind zu addieren, von der Summe sind die Gewichte mit entgegengesetzter Bewegungsrichtung abzuziehen.

b)    Rotierende Gewichte, a) Kolbengestänge:

Gewicht von Kurbelzapfen -p Kurbelarm -f Unterteil der Pleuelstange, ß) Steuerungsgestänge:

Gewicht vom Exzenterhügel + Exzenterscheibe -j- Unterteil der Exzenterstange.

c)    Vertikaler und horizontaler Beschleunigungsdruck.

Im folgenden sind bezeichnet mit:

K vmt vm2 vn

die vertikal wirkenden Massendrücke für die einzelnen Zylinder,

sin<f

AM). 267.

jKo

Vili ¹

= I TS

H

die horizontal wirkenden Massendrücke für die 'f----L einzelnen Zylinder,

Mvn'^n

Hn

UP

•MyMhj i

MvfMh;

Mt. Mvl Mv2 Mvn

die den Gewichten der vertikal bewegten Teile entsprechenden Massen,

Mh

2

die den Gewichten der horizontal bewegten Teile entsprechenden Massen,

Bv der vertikale Beschleunigungsdruck für alle Zylinder,

Bh der horizontale Beschleunigungsdruck für alle Zylinder.

et) Für eine Kurbellage cp ist der vertikale Beschleunigungsdruck, vgl. Gleichung (648), S. 276, z. B. für den Hochdruckzylinder.

rKlM

M

Mhn

Vertikaler und horizontaler Beschleunigungsdruck.

V= œ

² • B • (Mv + Mn) • (cos cp +    • cos 2cp).

(650)

ß) der horizontale Beschleunigungsdruck:

H = w² ■ R ■ Mh • sin cp.

Da in der Praxis nur Massenausgleich für Maschinen mit vier Kurbeln angestrebt wird, so sind andere Kurbelanordnungen mit zwei und drei Kurbeln nicht berücksichtigt.

(651)

d) Für eine Maschine mit 4 K u r b e 1 n in der Kurbellage cp der Kurbel I, wenn die Kurbelwinkel oc, ß, y sind, istder vertikale Beschleunigungsdruck:

~ • cos 2 cp]

2 (cp + «)]

[~{MV + Mn) • [cos cp + -+ (Mvt -f- Mni) • [cos (cp -f- a) +

+ (Mv2 + Mhi) • [cos (cp + a + ß) + ^ • cos 2 + (Mvn + Mhn) • COS (cp -f 1 + ß -f 7) +    • COS 2 • (cp + « -f- ß + y)J

Br = eu² • B •

- • cos

• (9 + « + ß)]

Die mit dem einfachen Winkel cp multiplizierten Glieder stellen die Massenkräfte erster Ordnung, die mit dem doppelten Winkel cp multiplizierten diejenigen zweiter Ordnung dar.

Bc ist die Summe der Projeküonen der Massen Mv -f- Mh am Radius R auf' die Zylinderachse unter dem Winkel cp, (cp + a) usw. und der Projektionen

von Mc + Mh unter den Winkeln 2 cp, 2 (cp -p a) usw. am Radius -j-.

Der horizontale Beschleunigungsdruck hat den Wert:

Bh — a>² • -ß• [Mu • sin cp -p Afhl * sin (<P d- a) + dfÄ2 • sin (cp + a -p ß) ^

+ Mhn • sin (cp + a -p ß + 7).

4. Kräftepolygone.

a) Kräftepolygone der auf-und abgehenden Massen.

ol) Wenn freie Massendrücke nicht auftreten sollen, so müssen die Resultierenden der Projektionen unter den Winkeln cp, cp -p a usw. und der mit L.R multiplizierten Projektionen unter den Winkeln 2 cp,

2 (cp -p a) usw. verschwinden, d. h. die beiden Kräftepolygone, die mit den Kräften:

(Mv + Mh\ (M~v -p Mhi) usw. unter den entsprechenden Winkeln cp, (cp + a) ... usw.

(«. + v.) • P

Abb. 268.

Il

pT

;d

(653)

und

(Mvl + MUI) •

~ usw. unter

4.

"SO

yci

den entsprechenden Winkeln 2 cp, 2 (cp -P o) . , . usw. gezeichnet werden, müssen geschlossen sein, d. h. die Polygone der Kräfte erster und der Kräfte zweiter Ordnung müssen geschlossen sein.

ß) In Abb. 268 sind die Kräftepolygone erster und zweiter Ordnung für die vier Kräfte

Kräftepolygon erster und zweiter Ordnung.

M₀ + Mk. Mol + Mhi, Mv2 + Mn2, Mvn + Mhn dargestellt. Konstruktion der doppelten Winkel nach Abb. 264, S. 280. Beide Kräftepolygone sind nicht geschlossen.

In Abb. 268 sind:

01

01V

Olli

OII

Kurbellagen :

Kurbelwinkel : IOIV = a Doppelte

Kurbelwinkel : 1 0t 4 = 2- a 4 Ox 3 = 2 • ß 3 0, 2 = 2 -T|

Polygon der Kräfte erster Ordnung: OABCD, worin:

OA = Mc + Mh und jj 07; AB — Mvl + Mni und |[ Oll ;

BC = Mn2 + Mr2 und || 0111; CD — Mhn + Mvn und || OIV.

Unausgeglichene Kraft erster Ordnung: 01) nach Größe und Richtung. Kräftepolygon zweiter Ordnung: 0 ab cd, worin:

Oa = MI: -p Mn und jj 0\ 1; ab = Mvl -p Mni und 0,2 bc ~ Mh₂ + Mv2 und || 0,3; cd = Mhn 4- Mvn

IVO 111 = $

III011 = 7 1101= 360 — (oc -p ß + 7)

HO

4-

Unausgeglichene Kraft zweiter Ordnung: Od • -=- nach Größe und Richtung.

Große Beschleunigungskräfte zweiter Ordnung deuten in der Regel auf ein ungleichförmiges Drehmoment hin.

b) Kräftepolygon der von den rotierenden Gewichten herrührenden horizontalen Beschleunigungsdrucke.

Die rotierenden Kräfte : tu² • R • Mhl

ar • R • MU2 usw.

sind stets Kräfte erster Ordnung. Ihre aus dem Kräftepolygon sich ergebende Resultierende stellt demnach ebenfalls ein rotierendes Gewicht dar.

Die Horizontalkomponenten der rotierenden Kräfte:

(o² • R • M,

Al :

uv • R • Mh • sin 9.    u>² • R • Mh t • sin (9 +    a),    to² • R • Mh2 • sin (9 +    rt + ß),

«U • R ■ Mhn sin (9 + a + ß + 7)

ergeben durch Konstruktion des entsprechenden Kräftepolygons eine resultierende horizontale Kraft, vgl. Gleichung (653).

Die Zusammensetzung ist entsprechend dem Kräftepolygon erster Ordnung der auf- und abgehenden Gewichte zu bewerkstelligen.

5. Die für den Ausgleich in Betracht kommenden Momente.

a) Momente erster Ordnung.

In bezug auf    eine beliebige    gewählte    vertikale    Ebene E,    senkrecht

zur Maschinenwelle    angenommen,    muß    die    Summe    der Momente der

Beschleunigungskräfte

Mv + Mh, MV1 + Mtli usw. unter den Winkeln 9, 9 + a usw.

Null sein. In Abb. 269 sind die Kurbeln und Exzenter angedeutet, die Massen der Exzenter aber auf den Kurbelradius reduziert.

Abb. 269.

9^

./

9i

93

a' 9Ś ^

« \l *,

v3

Für Kurbel I

Vertical: (WGju+g^'+g^g'h Horizontal: G^+g^+gJh

11

Momente bezogen auf Ebene E (IV).

ïilrt

«N

■VÆ

b) Momente zweiter Ordnung.

• [Mr{ -f- Mh\) usw. unter den doppelten Winkeln

Ebenso müßte in bezug auf E die Summe der Momente der Beschleunigungskräfte D

~-{Mv + Mk),

2*9, 2 • (9 + a) usw.

Null sein, wenn Momente der Beschleunigungskräfte zweiter Ordnung nicht auftreten sollen.

Bilden die Kurbeln I, II, 111, IV mit der Vertikalen, die Winkel (Abb. 267) :

? + a + ß,

? -f a>

die zugehörigen Exzenter mit der Vertikalen die Winkel:

?»

cp -f a + ß + y,

8, 8

b, &

so hat

% Tli

c) Die allgemeine Gleichung für den Ausgleich erster und zweiter Ordnung die Form (Abb. 269).

7.) Momentengleichung für die auf- und abgeführten Gewichte:

• R • |<7i (cos 8 -f -y- • cos 2 6^ • a -f g\ • (cos 8t + —

+ GVi ■ (cos cp +    • cos 2 cp^

,    /    , . R

4- g₂ ’• I cos £ +    ' cos

|”cos (7. 4- cp) 4-² s) •h + g\ • (cos I, + ^

+ gz • (cos r, 4- -jj • cos 2 •    • c + g₃ • (cos rh 4-

fcos (cp 4~ ® 4” ß) 4~    * cos 2 (cp 4~ a 4- ß)J * Z₂

•*₄ 4-G

• cos 28^ • a

R    O /

Y~ * cos 2 • (a

- • cos 2 • $

),

• COS 2 • 7]jj • c

4-    •

4 •(cos & +

• cos

2ö)

•# — 9i •

(cos b

-f * COS 2 b

= 0. (654)

Das Polygon der Momente der vertikalen Kräfte erster Ordnung ist entsprechend dem Kräftepolygon der einfachen Winkel zu zeichnen, wobei die Polygonseiten durch die Produkte gx • a, gx • ax, Gvx • Z₄ usw. gebildet werden, als Seiten des Polygons der vertikalen Kräfte zweiter Ordnung sind dieselben wie beim Momentenpolygon erster Ordnung zu verwenden und die Resultierende mit R:L zu multiplizieren.

ß) Für die horizontal wirkenden Kräfte folgt die Momentengleichung, wenn die entsprechenden Kräfte in obige Gleichung eingesetzt, statt der cosinus der einfachen Winkel der sinus und die Ausdrücke für die doppelten Winkel Null gesetzt werden.

Da die Glieder (Gleichung 654) die Vertikalprojektionen der einzelnen Massen bzw. Gewichte darstellen, so ergibt sich die Resultierende wieder aus einem Polygon (Momentenpolygon erster Ordnung), dessen Seiten unter den entsprechenden einfachen Winkeln zu ziehen sind, wie in Abb. 468, die Seitenlangen aber

in² • R • zu machen sind.

•a,

«P-R•

^ IS⁵'

• l₄ usw.

erfolgen :

d) Zusammenfassung.

Das Aufzeichnen der Momentenpolygone kann in verschiedener Weise

7.) Es werden zunächst die Momentenpolygone der auf den Exzenterradius reduzierten Steuerungsgewichte für den horizontalen und vertikalen Ausgleich in bezug auf die durch die Endkurbeln gelegten vertikalen Ebenen gezeichnet, und die auf den Kurhelradius reduzierten resultierenden unausgeglichene Momente der Steuerungsgewichte mit den entsprechenden Momenten-polvgonen der auf- und abgeführten und rotierenden Kolbengestänge vereinigt.

ß( Die einzelnen Gewichte der Steuerungsgestänge werden gleich auf Kurhelradius reduziert und mit den Momentenpolygonen der Kolbengestänge vereinigt gezeichnet, Ersteres Verfahren ist zweckmäßiger.

Die Momeiitenpolygone zweiter Ordnung werden zweckmäßig mit denselben Seitenlangen wie diejenigen erster Ordnung gezeichnet und das unausgeglichene Moment zweiter Ordnung mit dem in Betracht kommenden Reduktionsfaktor multipliziert, um seine Größe zu erhalten.

der auf- und abgehenden Gewichte in bezug auf eine vertikale Querebene Null sein.

Um eine Maschine, einschl. der Kräfte und Momente zweiter Ordnung, in jeder Lage auszubalanzieren, müssen demnach die Resultierenden der Kräftepolygone erster Ordnung,

,, Momentenpolvgone erster Ordnung,

,, Kräftepolygone zweiter Ordnung,

| der horizontalen Komponenten

,, Momeiitenpolygone zweiter Ordnung,

„ Kräftepolygone erster Ordnung

,, Momeiitenpolygone erster Ordnung I der Zentrifugalkräfte Null sein.

6. Der Ausgleich der Kräfte und Momente der Vierkurbel-

maschine.

Eine Ausgleichung nur der Kräfte und Momente erster Ordnung, also für L = oo ist völlig ungenügend, da die Wirkungen zweiter Ordnung sehr bedeutend sein können.

a) Allgemeine Bedingungen.

Für den Schluß des Kräftepolygons und des auf eine beliebige Querebene, z. B. die mittlere, bezogenen Momentenpolygons dürfen nur je zwei Größen unbekannt sein.

Für eine Vierkurbelmaschine ist aber jeder der vier auf den Kurbelradius reduzierten Massen erst genau festgelegt, wenn 12 Größen bekannt sind:

rj.) Die Richtung des Radius gegen eine fest angenommene Richtung.

ß) Der Abstand der Rotationsebene der Masse von der Ebene, auf welche die Momente bezogen werden.

y) Die Größe jeder auf ihren Radius reduzierten Masse.

Da das geschlossene Kräftepolygon aber nur die durch seine Seiten dargestellten Verhältnisse der Massen angibt, so bleiben, wenn die Größen aller Seiten auf eine angenommene bezogen werden, noch drei der Seiten willkürlich zu bestimmen.

Für die Bestimmung der Lage der Moinentenebene gegen die Rotationsebenen sind allgemein vier Größen erforderlich und wenn einer der Abstände als Maß für die übrigen genommen wird, noch drei.

Für die Festlegung der Richtung der Radien müssen drei Winkel willkürlich angenommen werden, um den vierten zu bestimmen.

Mithin bleiben neun Größen zu bestimmen.

Um den Schluß des Kräfte- und Momentenpolygons herbeizuführen, sind vier Größen zu wählen, folglich müssen 9 — 4 = 5 Größen angenommen werden.

Sind z. B. durch die Wahl der Lage der Momentenebene drei Größen bekannt und außerdem zwei der Massen oder zwei der Winkel oder eine Masse und ein Winkel bekannt, so ist die Lösung eindeutig bestimmt.

b) Da ein völliger Ausgleich der Kräfte und Momente erster und zweiter Ordnung mit praktischen Bedingungen unvereinbar ist, so ist dahin zu streben, daß entweder die Kräfte erster und zweiter Ordnung und die Momente erster Ordnung völlig ausgeglichen, die Momente zweiter Ordnung aber bekannt sind oder daß die Kräfte und Momente erster Ordnung völlig ausgeglichen sind und die Kräfte und Momente zweiter Ordnung so klein als möglich ausfallen.

Die Kräfte zweiter Ordnung sind durch Änderung der Gewichtsverteilung und der Kurbelwinkel zu beseitigen. Momente zweiter Ordnung bleiben unter allen Umständen bestehen.

Ein Ausgleich der Kräfte zweiter Ordnung ist zu empfehlen, da sie sich nach Größe und Richtung stark ändern, was bei den Momenten zweiter Ordnung nicht in dem Maße der Fall ist.

c) Bedingungen für den Ausgleich der Kräfte erster und zweiter Ordnung und der Momente erster Ordnung.

Für den Fall, daß die Kräfte erster und zweiter Ordnung und die Momente erster Ordnung ausgeglichen sein sollen, müssen folgende Bedingungen gelten.

a) Symmetrische Anordnung der Maschine zu einer durch die Maschinenmitte gelegten Ebene EE (Abb. 270, 271). wie sie praktisch fast stets sehr angenähert zur Ausführung kommt:

COS -TT • COS “

¹/₂

(654 a)

Werden 8, ß und a + y angenommen, so ist:

a + Y ⁼ 660 — ß — o.

Abb. 271.

XL-

Abb. 270.

TZ

•n

---

Symmetrische Anordnung.

Kurbelfolge für Massenausgleich.

Der Wert von y Y ergeben, ferner:

a kann dann berechnet werden, woraus sich a und

h — h'h = — Mr sin (ß + y) : Wz * sin y, l₄ — l₂ :    = — My- sin ß : M₂ • sin ( — y)

Die Massen ibf,, J/₂, A/₃, if₄ sind aus den Gleichungen (657) bis (659) zu ermitteln, il/₄ = 1 gesetzt:

(655)

(656)

/ sin    • sin (a + ß) • sin ( ” ⁺ g ⁺ ") ' sin \ (a + ß + ï)

ß + y-« > gin (ß -f Y — a)

sin

3

• sin — ß • sin

Li

(657)

m₂

. 7.3 sm — • sm -- 7. • sm

L    Li

sin

(— -^-y—) • sin ( — -|(ß + y)) • sin • sin|- (— y)

(658)

I sin

M₃ =

sin y (« + ß + t) • sin y • sin

. y    . 3    . —

sm — • sm — y • sin —— 2 2 2

* sin y- (— ß)

(659)

11»

Wilda, Die Schiffsmaschinen.

- - *i

Konstruktion der Kurbelwinkel.

durch Verbindung von 0 mit a, b. an bt ergeben sich in I, II, HI, IV ' die Kurbellagen.

Die hierdurch bestimmten Kurbelwinkel stehen meist nicht mit den praktischen Erfordernissen einer guten Dampfverteilung im Einklang und bedürfen daher einer Korrektur, sie verhalten sich in Bruchteilen von 3600 angenähert wie:

360 • : 360 • f : 360 • f : 360 • •§-.

Der Kurbelwinkel zwischen Hochdruckzylinder und erstem oder zweitem Niederdruckzylinder liegt für praktische Ausführungen meist in der Nähe von 90 °, ebenso der zwischen Mitteldruckzylinder und erstem oder zweitem Niederdruckzylinder.

ß) Unsymmetrische Anordnung.

Hier muß die Beziehung gelten:

_ a y 2 • cos • cos -- =

u    £

Nach Annahme von ß, 8 und a + y ist unter Benutzung der Gleichungen (657) bis (659) ebenso zu verfahren wie für die symmetrische Anordnung.

d) Anordnung der Vierkurbelmaschine für den Massenausgleich.

a) Die Entfernung der Zylinderachsen, die Zylinderfolge und die Anordnung der Steuerung sind durch die praktischen Verhältnisse als gegeben anzusehen.

Ferner sollen die Kurbeln und möglichst die Exzenter symmetrisch zu einer durch die Maschinenmitte gelegten Ebene EE liegen (Abb. 270) also:

l₂ = lt — l₃, Eil = EIII = 0,5 • (ls —1₂), El = E 4    E2 = A3.

Abb. 272.

cos

(660)

'i I

if

ß) Konstruktion der Kurbelwinkel, für welche ein Ausgleich der Kräfte und Momente erster Ordnung und der Kräfte zweiter Ordnung möglich ist (Abb. 272).

bc ± aav

ac — abl

ad _L ac

de = db

a{f JL aa,

atf = de

mi = b.li

fg = bc

mO = Oi.

i) Anordnung der Zylinder.

1. Dreifach-Expansionsmaschinen mit geteiltem Niederdruckzylinder.

Die beiden Niederdruckzylinder außen, ihre bewegten Massen so klein als möglich, ihre Arbeitsleistung ~ 0,5 bis 0,66 jedes der beiden anderen Zylinder.

Für Kurbeln unter + Stellung, bei denen schon die Momente erster Ordnung nicht beseitigt werden können, die aber wegen des gleichmäßigen Drehmoments häufig verwendet werden, sind die unter 180⁰ stehenden Kurbeln einander möglichst nahe zu legen (Steuerung der äußeren Zylinder außen).

2.    Vierfach-Expansionsmaschinen.

Hochdruckzylinder und erster Mitteldruckzylinder außen, zweiter Mitteldruckzylinder und Niederdruckzylinder innen, häufig der Hochdruckzylinder als leichtester vorne.

Die beiden vorderen Zylinder und die beiden hinteren so nahe aneinander als möglich, die Abstände der beiden mittleren Zylinder so groß als möglich, daher zweckmäßig die Steuerung der äußeren Zylinder außen, der mittleren zwischen diesen liegend.

Die Gewichte der mittleren Zylinder einander möglichst gleich.

lA — ~ 3,6 • l₂ bis 4 • l₂.

Der Abstand der Zylinder findet sich meist: l₃ = 2,6 • l₂ bis 3 • 12

3.    Der Massenausgleich pflegt in der Regel ein guter zu sein, wenn die hin- und hergehenden Gewichte des zweiten Zylinders von vorne gerechnet etwa das l,5fache der Gewichte des vorderen betragen und seine Kurbel mit der vertikal nach oben stehenden Kurbel des vorderen Zylinders etwa einen Winkel von 133 bis 165° einschließt, wenn außerdem das Gewicht der bewegten Teile des dritten Zylinders etwa das ein- bis zweifache des vorderen Zylinders beträgt, wobei seine Kurbel mit der Vertikalen etwa 260⁰ einschließt, während die Kurbel des hintersten Zylinders mit der Vertikalen einen Winkel von etwa 45 ⁰ bis 60⁰ bildet und das entsprechende Gewicht etwa gleich dem des vorderen Zylinders ist.

7. Praktische Ausführung des Massenausgleichs.

a)    Annahme der Zylinderabstände.

b)    Annahme der Kurbelfolge und Kurbelwinkel, wie sie für gute Arbeitsverteilung erforderlich werden.

c)    Bestimmung der auf- und abgehenden Gewichte des Kolbengestänges für jede Kurbel.

d)    Bestimmung der rotierenden Gewichte des Kolbengestänges für jede Kurbel.

e)    Bestimmung der auf- und abgehenden Gewichte des Steuerungsgestänges für jede Kurbel unter Trennung der Gewichte der Vorwärts-von der Rückwärtssteuerung, wobei die Winkel der Exzenter bekannt sein müssen.

f)    Bestimmung der rotierenden Gewichte des Steuerungsgestänges für jede Kurbel.

g) Reduzierung des Gewichts der auf- und abgehenden und rotierenden Gewichte des Steuerungsgestänges auf den Kurbelradius R.

Bezeichnet 8 den Winkel unter dem eine Exzenterkurbel (für Vorwärtsgang) der Kolbenkurbel voreilt, ist 2 • r der Schieberhub, X die Länge der Exzenterstange, 2 • R der Kolbenhub, g das auf- und abgehende Gewicht der Steuerungsteile, so ist im Kräfte- und Momentenpolygon erster Ordnung gx zu ersetzen durch: im Kräfte- und Momentenpolygon zweiter Ordnung ist g zu ersetzen, durch :

⁹‘ R '

Ebenso ist mit den übrigen Exzentern zu verfahren.

h) Bestimmung der Gewichte der durch Balancier betriebenen Pumpen, sämtlich auf- und abgehend.

Gewacht von Schnalle gs -f Balancier gh + Lenkstange der Luftpumpe gl + Pumpenkolbenstange gt -f- Pumpenkolben gk.

&u = 9s + 9b + 9i+9t + 9k-

Ermittle den Schwerpunkt S des Balanciers, der um x₀ vom Drehpunkt D des Balanciers entfernt liegt.

Das in A angreifende, die Pumpenantriebsteile ausbalancierende Gewacht

ist dann:

(661)

Ga =

Ahb. 273.

— 9'-<*—9b-XQ+i9i+9t+9Ù'h

9s + 9b + 9i + 9t + 9k

Um Ga ist das Gewicht der hin- und hergehenden Teile des Zylinders zu vermindern, von dem die Pumpen betrieben werden. Der Einfluß der Länge

un-

B,

- " • der Lenkstangen kann p berücksichtigt bleiben.

Der Einfluß von Pumpen, die durch Exzenter von der Welle aus betrieben werden ist meist unwesentlich.

i) Aufzeichnung des Kräftepolygons erster Ordnung, k) Aufzeichnung des Momentenpolygons erster Ordnung in bezug auf zwei Ebenen, die passend durch die beiden außenliegenden Kurbeln gelegt werden, sowohl für die vertikal, als auch für die horizontal bewegten Gewichte.

iL

r7

Schließen die Momentenpolygone der horizontalen Kräfte sich nicht, so ist der Ausgleich durch Gewichte an den äußeren Kurbeln zu erzeugen.

Schließen die Momentenpolygone der vertikalen Kräfte nicht, so ist der Ausgleich durch Veränderung der Gewichte der mittleren Zylinder hervorzubringen.

Gewichtsverteilung des Eumpengestänges.

1) Aufzeichnung der Kräftepolygone zweiter Ordnung für die auf- und abgehenden Gewachte, die im allgemeinen nicht schließen werden. Man erzielt den Schluß praktisch am einfachsten durch probeweise Änderung der Gewachte der mittleren Zylinder.

m) Aufzeichnung der Momentenpolygone zweiter Ordnung in bezug auf dieselben Ebenen wie für die Polygone erster Ordnung der vertikal auf- und abgehenden Gewachte, um die Größe der Momente zweiter Ordnung schätzen zu können.

In der Zusammenstellung S. 296 ist entsprechend der Abb. 269 das Schema der zu ermittelnden Kräfte und Momente für den Ausgleich zu ersehen.

8. Gegengewichte und Kolbenbelastung.

Sind die Zyhnderentfernungen, Kurbelwinkel und Gestängegewichte aus praktischen Gründen festgelegt, so läßt sich ein angenäherter Ausgleich, selbst für die Kräfte und Momente erster Ordnung meist nur durch Anordnung von Gegengevächten für den horizontalen Ausgleich (zweckmäßig an den äußeren Kurbeln) und Kolbenbelastung der beiden mittleren Kolben für vertikalen Ausgleich ermöglichen.

a) Ermittlung der Gegengewichte für den horizontalen Ausgleich (Abb. 274).

Gegengewicht an Kurbel III

Bezugsebene IV

Gegengewicht an Kurbel IV

Bezugsebene III

Horizontales Moment von Kurbel I.............

Horizontales Moment von Kurbel II..........

Resultierende dieser Momente................

Horizontales Moment der Steuerung.........

Resultierende der Kurbel-und Steuerungs-Gewichtsmomente ...................................

Horizontales Moment der Kurbel...............

Moment des Gegengewichts an Kurbel.........

Größe des Gegengewichts an Kurbel...........

(reduziert auf den Kurbelradius R)

OMiv

om;;

OA — O A, OSIV#AlBl

OM" OM" Oa = Oa

osw

OB!

Obt

III : OC,

III: B₁Cl # OD III: OD:li

IV: Ocx

IV: bx C] # Od

IV-.Od-.li

Ist nach Abb. 275

und G kg die Größe des auf den Kurbelradius R reduzierten Gegengewichts, so ist

GR 1

m³ + 3 • m² -f 3 • m = 0,191 •

alle Längenmaße in dm.

Da G, R. p bekannt sind, h und a gewählt werden können, so ist m aus Gleichung (262) leicht durch Probieren zu finden, womit auch 8 bekannt ist.

sin a

(662)

Abb. 274.

Abb. 275.

(s\

,a

bl

\0u

I'

v~°

SW

<V

al

'Æ

.«T«-'

a!

îw

— JL.

b;

fc,

Ermittlung der Gegengewichte.

Bestimmung der Gegengewichte.

Beispiel: G = 1800 kg, h = 3,6 dm, R = 8,5 dm, a = 30 °, p = 6,2 dm. Nach Gleichung (262) wird für jede Kurbelwange:

1800    8,5

3,6 " 238,3 * 0,5 p — 0,64 • 0,62 = 3,97 dm.

b) Ermittlung der Kolbenbelastung der mittleren Zylinder. Die Kolbenbelastung kann nach verschiedenen Gesichtspunkten gewählt

m³ + 3-m² -f- om = 0,191 •-

daraus :

= 0,64; 8 =

werden.

a) Die Kolbenbelastung soll so klein als möglich werden, oder ß) die Testierenden Momente sollen so klein als möglich werden, oder y) die Testierenden Momente sollen einander gleich werden.

Bezugsebene IV

Bezugsebene III

Vertikales Moment der Kurbel...................

Resultierende dieser Momente....................

Vertikales Moment der Steuerung................

Resultierende der Kurbel- und Steuerungsmomente

Moment der Vertikalkräfte an Kurbel............

Gegengewicht an Kurbel.........................

I:OM/, II: OMjy I:OMllW II: OM¹/ Oa = Oax

OSUI — ciy by

OA = OA'

OSIV — A y By

OBy

Ob

III: OC,

III : Cy Ey = OD

IV: Oc IV: Cy ey = Od

Die Abstände B; E[ und bx ex sind durch Parallelen zu den Kurbelrichtungen und nach einem der oben angegebenen Gesichtspunkte zu verbinden, wobei

in der Regel ein unausgeglichenes Moment Zurückbleiben wird, also:

Bx Fx und byfy || IO, FlHl und f\ hx || OIL unausgeglichene Momente Ex Hy und ht. Zweckmäßig zieht man:

Abb. 276.

Mm

,i

'By F y und by fy || Kurbel I und E\ Ht und f\ hy jj Kurbel//,

so daß:

ha.

0/

nj

__ bj\

b.

'S\

A,<

! fl

9---R

\E,

Bi

_ Kfi

H, F

h-h

wird. Die Strecken H{ Ey und h{ eY stellen dann die unausgeglichenen Momente dar.

9. Zahlentafel für den Massenausgleich (siehe S. 300—307).

und

Der Ausgleich der vertikalen Kräfte erster und zweiter Ordnung und der Momente zweiter Ordnung läßt sich mit Hilfe der folgenden Zahlentafeln praktisch leicht ermitteln, die für die Kolbengestänge p gelten. Die Berücksichtigung der Steuerungsgestänge ¹ ist weiter unten erläutert.

Ermittlung der Kolbenbelastung.

Die Benutzung geschieht in folgender Weise (Abb. 277, 278).

a)    Da die Zvlinderabstände l₂, l₃ — l₂ und l₄ — l₃ als gegeben anzusehen sind, setze man l₄ = 1, und ermittle l₂ und l₃ als Bruchteil von lv

Diese Werte sind in die Zahlentafeln in der höchsten horizontalen und der linken vertikalen Reihe eingetragen.

b)    Zu diesen Werten von l₃ und l₂ enthalten die betr. Zahlentafeln das Verhältnis der Gewichte für den vertikalen Ausgleich G, : 6r₄, G.₂:Gi,G₃:GA, ćr4 als Einheit angenommen, wodurch, wenn 6r₄ bekannt ist, die Gewichte Gl) G₂₁ G:, festhegen.

c) Aus den Zahlentafeln sind dann die Kurbelwinkel a, ß, y zu bestimmen, die den einzelnen Kurbeln von der Richtung der vorderen Kurbel IV an gerechnet in der Richtung des Vorwärtsganges entsprechen, der Kurbelwinkel der vorderen Kurbel ist gleich Null gesetzt (Abb. 277.).

d)    Die mit den ermittelten Gewichten G n G₂, 6r₃, ćr₄ und den Kurbelwinkeln a, ß, y gezeichneten Kräftepolygone erster Ordnung und zweiter Ordnung und der Momente erster Ordnung ergeben praktisch geschlossene Polygone, so daß die vertikalen Kräfte erster und zweiter Ordnung und die Momente erster Ordnung ohne Berücksichtigung der Steuerungsgestänge ausgeglichen sind.

Abb. 277.

ET

e)    Da die Voreilungswinkel und Gewichte der Steuerungsgestänge bekannt sind, ist die Aufzeichnung der Kräftepolygone erster und zweiter Ordnung und des Momentenpolygons erster Ordnung der Steuerungsgestänge möglich, wobei nach Vereinigung beider unausgeglichene Kräfte und Momente auftreten.

'm

f)    Ändert man jetzt die Gewichte der Kurbelgestänge und die Kurbelwinkel so, daß die Steuerungsgestänge ausgeglichen sind, so werden erstere nicht mehr ausgeglichen sein, sondern freie Kräfte und Momente ergeben, jedoch hat man eine zweite Annäherung.

g)    Mit den geänderten Gewichten und Kurbelwinkeln sind neue Kräfte- und Momentenpolygone zu zeichnen, wobei kleine Änderungen der Gewichte und Kurbelwinkel genügen werden um praktisch einen Schluß der Polygone erster und zweiter Ordnung zu erreichen.

h)    Zum Schluß sollten auch die Momentenpolygone zweiter Ordnung mit den gefundenen Kurbelwinkeln und Gewichten gezeichnet werden, um einen Einblick in die Größe der unausgeglichenen Momente zu erhalten.

Beispiel für die Benutzung der Zahlentafeln Nr. 85 und Nr. 86 (siehe S. 300-307).

Es sei gegeben (Abb. 278):

M.D-j.P G, *20400 kg G₉* 36000 kg

—H

N.DTbP.

Abb. 278.

H.D.-H.P G₃r36000kg Gj,: 20200kg

ND.'L.P

17^

nr

5T

hinV©n

aFV

vom©

Forward

'm

<X:S8°, (Ï=264ÎJ=1S3,4⁰

l₃ = 6980 mm l₂ : l₄ = 0,3075, demnach nach Zahlentafel Nr. 85:

Gx : G₄ = 1,0

l₂ — 3100 mm Dann ist:

l₄ = JO080 mm l₃:l₄ = 0,692,

G₂ : G₄ = 1,545

Demnach :

Gl = 20 200 kg ferner nach Zahlentafel Nr. 86:

a = - 58 ⁰

G₂

G₄ = 20 200 kg.

Ga : G₄ = 1,542.

~ 36 000 kg Ga = — 36 000 kg,

T = ~ 153,4°.

Alit diesen Größen der Gewichte der Kolbengestänge und der Kurbelwinkel sind die vertikalen Kräfte erster und zweiter Ordnung und die Momente erster Ordnung nahezu ausgeglichen.

Fortsetzung siehe Seite B08 : Beispiele.

10. Zusammenstellung der Gewichte für den

Bezeichnungen: L Länge der Pleuelstange; X Länge der Exzenterstange;

vom Kreuzkopf bzw. Kurbelzapfen; Xj, X₂ Abstand des

Massenausgleicli erster und zweiter Ordnung.

B Kurbelradius; r Exzenterradius; lt, l₂ Abstand des Schwerpunktes der Pleuelstange Schwerpunktes der Exzenterstange vom Exzenterstangenzapfen bzw. Exzenterradius ;

Wirkliche Gewichte

Reduzierte

Gewichte für den vertikalen Ausgleich

Hoch

druck

zylinder

Mittel

druck

zylinder

erster

Nieder

druck

zylinder

zweiter

Nieder-

druck-

zylinder

Hochdruckzy linder

Mittel druckzylin der

erster Niederdruckzylinder

zweiter Niederdruckzylinder

erster

Ordnung

zweiter

Ordnung

erster Ordnung zweiter Ordnung erster Ordnung zweiter Ordnung

erster Ordnung zweiter Ordnung

1. Kolben

2. Kolbenstange

3. Kreuzkopf

<m n

Cb Cb Cb

Ci ₍Ci Ci

4. Pleuelstange

Ci

Ci

Ci

Ci

5. Kurbelwange

6. Kurbelzapfen

»O    CO

Cb cb

Cl    O

Ci Ci Ö Ci 5 w.    ® Y ®

CO

« Cb

àïlo Isi«T 2.

Ci    Ci    pH    Ci    ^

^    b *;    5 os Ci ci

•    •    S-    •    2. trsj te    t^i to to| to

t^|tob|tö-Ss|ta“

G 3 m

Oberteil

0"4 771'2

Unterteil

G4m

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Ga m

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f i * hi « 4~ 14~ I h t« hi s» t.i to

8 SS SS **    ^ o    ^ <0

&    ^    Cb

Summe der reduzierten Gewichte =

61.

<?12

21

32

42

Vor- Rück- Vor- Rück-| Vor- |Rück-|| Vor- Rückwärts wärts wärts wärts | wärts | wärts | wärts wärts

Es sind

nur

die Gewichte für Yorwärtsgang zusammengestellt.

7. Schieber

9i

9l m

91»

9i«

ne

8. Entlastungskolben... <?₂

9 ïm

9ln

9. Schieberstange......

10. Kulisse (halbes Gewicht) ..............

93m

9371

9371

ifc-

9 im

9 im

9 in 9 in

9 in

9 in

11.    Kulissenstein........

12.    Hängestange der Kulisse (halbes Gewicht) gß

95m

9bn

9$n

5,1 ’B r

ÿ2‘ÏF *»*b

r

0,4 'R r

9 5 - TT

9 & 7n

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9g •

13. Exzenterstangen

9-,

9 ~m

9 7 TO

9m \ 9m

9m

9m'

Oberteil X₂ r ⁹‘’T ’R Unterteil X, r 9i ‘ ■y • -jî

14.    Exzenterscheiben .... g₈

15.    Exzenterbügel....... g₉

98m i 98»»

98« ! 98«

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X ₉ r r

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Oberteil

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Oberteil

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9sn ' R ' X r r 96n‘R'T Oberteil X₂ r r

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Unterteil Xt r r

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, r 9sn ' ~R

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9an ' 21 Oberteil

9ln‘^k R Unterteil , Xt r 9ln' X ’ R

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⁹'n'R'T

, r r 9 2» * “E

, r r 9sn‘R‘ T

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95n'H'T

X₂ r

, r r

9§n jß *

Oberteil

X₂ r r

T'^b *T

Unterteil

.AjL.H.iL

X B X

^8« •

■y

x₀ r

⁹³⁷¹ ' R X

,    ^0

^9» • D

Summe der reduzierten Steuerungsgewichte

Q\ 1

SO 2

t/21

g 11

r/31

g 32

f/4 1

r/42

16.    Pumpenschnallen

17.    Balancier...........

18.    Lenkstange der Luftpumpe ..............

19.    Pumpenkolbenstange

20.    Pumpenkolben......

9 s • « 9b'x 0

9i '*> 9 t 'b 9k ‘b

Summe der Gewichte der Pumpenteile =

Summen der auf- und abgeführten Gewichte für den Gewichtsausgleich — | 6rP1

gp

Summe der reduzierten

Gewichte der Pumpenteile ==

g Pr

Gv 2

Gmv\

G mv 2

Gnv 1

Gnvi

Gńv 1

G'

nvl

Zusammenstellung der Gewichte für den Massenausgleich

Fortsetzung der Bezeichnungen (siehe S. 296 und 297): £c₀ Abstand des Schwer-

erster und zweiter Ordnung (Fortsetzung der S. 296 und 297).

Punktes der einzelnen Teile von Mitte Kurbelzapfen.

Reduzierte Gewichte für den horizontalen Ausgleich

Hebelarme in bezug auf Ebene IV (vgl. Abb. 269)

Hochdruck

zylinder

Mitteldruck

zylinder

erster

Niederdruck

zylinder

zweiter

Niederdruck

zylinder

Hochdruckzylinder

Mitteldruckzylinder

erster

Niederdruckzylinder

zweiter

Niederdruckzylinder

Kolbengestänge

Kolbengestänge

1. Kolben

2. Kolbenstange

(x im

3. Kreuzkopf

’L

4. Pleuelstange

4-<V^

Jr(*5n‘~R

i p '    ^0

I 'T5n *

5. Kurbelwange

+ <4

+ @6

+ G&n

6. Kurbelzapfen

Cr/i

G h m

Steuerungsgestänge

G /m

hn

Steuerungsgestänge

vorwärts

rückwärts

vorwärts

rückwärts

vorwärts

7. Schieber

rückwärts [j vorwärts

rückwärts

8. Entlastungskolben

9. Schieberstange

fei -4

fe

10. Kulisse (halbes Gewicht) ..

11.    Kulissenstein............

12.    Hängestange der Kulisse

(halbes Gewicht)......

4*^8 m'~ft    4" ^8 n’~R    ~t~08n‘-^ß

di

a₁

- dt

13. Exzenterstangen

4-^9- R

i , *o

i 9ÿn‘ r>

14. Exzenterscheiben

15. Exzenterbügel

ffh

ffhn

ffhn

Treibt eine Exzenterkurbel Gewichte, die in anderen Entfernungen von der Bezugsebene liegen, als das Exzenter selbst, so sind als Hebelarme die Entfernungen der angetriebenen Gewichte von der Bezugsebene zu nehmen.

16.    Pumpenschnallen..........

17.    Balancier.................

18.    Lenkstange der Luftpumpe

19.    Pumpenkolbenstange......

20.    Pumpenkolben............

ffhm

Summe der auf- und abgeführten Gewichte für den Ausgleich : erster Ordnung

~}* Gnu i 4" Gnv t

zweiter Ordnung G]f — Gv2 4“ GmV2 “I⁻ Gnv2 4- Gnv2

Summe der rotierenden Gewichte Gr — Gh 4- Ghm 4* Ghn -f- G'hn 4-ffh 4" 9hm 4~ 9hn "4 9hn

Pump enge stänge

G‘v = Gvl + G

mv l

Zur Aufstellung der Momente in bezug auf EbeneIV sind für die vertikalen Momente obige Hebelarme mit den vertikalen Gewichten (bei der Steuerung für Vorwärts- und Rückwärtssteuerung) zu multiplizieren, für die horizontalen Momente sind die rotierenden Gewichte einzusetzen. Entsprechend sind die Momente in bezug auf Ebene III zu ermitteln.

Zahlentafel Nr. 85 (vgl. S. 294).

Werte der GewichtsVerhältnisse Gr : G₄.

Verhältnisse von l₂ : l₄.    l₃: l₄ für den Ausgleich der vertikalen Kräfte erster

und zweiter Ordnung und der Momente erster Ordnung.

G₂ : 6r₄,

G₃ : 6r₄ für verschiedene

G •’ G — 0,20

G₁:Gi\G₂:G^G₃:Gi Gi:Gi\Gi\GA G₃:G₄ Gt: G₄\g₂: G₄\g₃: G₄ G₄:G₄G₂.G₄ G₃:G₄

l₂ : l₄ = 0,21

G • G — 0,22

G " G — 0,23

0,60

0,61

0,62

0,63

0,64

0,65

0,66

0,67

0,68

0,69

0,70

0,71

0,72

0,73

0,74

0,75

0,76

0,77

0,78

CO CO <N (N <N 04 04 rH H S S 5 fl S 8 8 S 8 8

ü< V,

00 O O

0,79

0,80

P O¹

S s

1,738 1,770 1,708 1,740 1,680 1,710 1,652 1,681 1,650 1,651 1,600 1,625 1,573 1,598 1,550 1,570 1,523 1,545 1,500 1,520 1,478 1,495 1,452 1,470 1,435 1,448 1,410 1,425 1,390 1,402 1,370 1,381 1,318 1,360 1,328 1,338 1,308 1,317 1,285 1,299 1,265 1,280

1,300 1,7461 1,776 1,278 1,727 1,744 1,258 1,686 j 1,712 1,236 1,660 ¹ 1,685 1,213 1,630 1,656 1,197 1,605 ¹ 1,629 1,176 1,580 1,600 1,158 1,556 ¹ 1,571 1,140 i 1,530 1,550 1,122 1,505 1,521 1,106 1,483 1,498 1,090, 1,460 1,472 1,074 1,440 1,450 1,060, 1,418 1,428 1,050 1,396 j 1,404 1,037 ! 1,375 | 1,383 1,025 1,355 1,362 1,012 1,332 1,340 1,000 1,312 ; 1,320 0,990 i 1,290 j 1,300 0,980 1,270 j 1,280

1,283 1,750 1,780 1,262 1,722 1,749 1,240, 1,692 1,718 1,220 ! 1,665 1,689 1,202 | 1,638 1,660 1,182 ¹ 1,610 1,630 1,160 1,585 1,603 1,143 1,560 1,576 1,125 1,535 1,552 1.101 1,512 1,524 1,092 1,490 1.500 1,078 1,465 1,476 1,060 1.445 1,452 1,050! 1,422 1.430 1,038 1,401 1,407 1,025 1,380 1,386 1,013 1,360 1,364 1,002 1,340 1,342 0,995 1,320 1,321 0,980 1,300 1,301 0,970 1.280 1,280

G • G — 0,24

G ■■ G = 0,25

G : G = 0,26    | G : h = 0,27

0,60

0,61

0,62

0,63

0,64

0,65

0,66

0,67

0,68

0,69

0,70

0,71

0,72

0,73

0,74

0.75

0,76

0,77

0,78

0,79

1,270 1,760 1,782 1,248 1,728 1,751 1,228 1,700 1,720 1,208 1,672 1,691 1,188 1,645 1,662 1,168 1,618 1,635 1,150 j 1,590 i 1,606 1,1301 1,565 1,580 1,115 I 1,540 1,554 1,097 1,518 1,528 1,080 1,492 1,501 1,065 1,470 1,478 1,050 1,450 1,455 1,038 1,428 1,432 1,023 ; 1,406 1,408 1,012 ! 1,386 1,388 1,000 1,365 1,368 0,990 1,344 1,344 0,980 1,325 1,322 0,970 i 1.305 1.302 0,960! 1,285 i 1,282

1.255 1,764 1,786 1,234 1,735 1,756 1,212 I 1,705 1,723 1,192 1,678 1,696 1,172 1,650 1,664 1,152 1,622 1,638 1,135 i 1,598 1,610 1,118 1,570 1,582 1,1001 1,545 1,558 1,083 1,522 1,530 1,068 1,500 1,505 1,052 1,478 1,480 1,038 1,455 1,458 1,025 1,432 | 1,435 1,011 1,410 1,410 1,002 1,390 1,389 0 988 1,370 1,369 0,980 1,345 1,346 0,970 1,330 1,325 0,958 1,310 1,305 0,948 1,290 1,283

1,239 1,770 1,790 1,218 1,740 1.760 1,198 1,710 ! 1,728 1,177 : 1,682 1,698 1,158 I 1,655 | 1,668 1,140 1,120 1.103 1,086 1.070 1,052 1,040 1,026 1,010 1,000 0,990 0,978 0,966 0,956 0,945 0,935

1.223 ; 1,202 | 1,183 I 1,162 1,145 1,628 1,640 1,126 1,600 1,612 1,108 1,576 1,585 1,090 1,550 | 1.560 1,072 | 1,5261 1,532 1,056 1,505! 1,506 1,040 1,480 1,482 1,028 1,460 1,460 1,011 1,438 1,438 1,000 1,418 1,412 0,988; 1,398 1,391 0,976; 1,378 1,370 0,965 1.358 1,349 0,953 1,338 1,328 0,946 1320 1,306    '

1,280 1,283

0,933

0,924

1,775 1,745 1,715 1,688 1.660 1,632 1,605 1,580 1,555 1,532 ^ 1,510 ; 1,485

1.792

1,762

1,730

1,700

1,670

1,642

1.616

1.588

1,561

1,537

1,509

1,485

1,462

1,441

1,461

1,421

1,400

1,380

1,439

1,415

1.392

1.372

1.360

1,350

1,328

1.308

l₃ : l₄

0,60

0,61

0,62

0.63

0.64

9.65

0,66

0.67

0.68

0.69

0,70

0.71

0,72

0.73

0.74

0,75

0.76

0.77

0.78

0.79

0.80

l₃ :1₄

0,60

0,61

0.62

0,63

0,64

0.65

0.66

0.67

0,68

0.69

0,70

0,71

0,72

0,73

0.74

0,75

0.76

0,77

0,78

0,79

0,80

l₂ • li — 0,28

l₂ • li — 0,29

12 • Ią — 0,30

l₂ • li — 0,31

Gy.Gi G₂:Gi\G₃:Gi Gy-. G₄\G₂: Ga G₃:G ₄ GX:G₄ G.-.G^ G₃:G₄

G y'. G i G₂: G₄ G₃: G₄

1,208

1,186

1,168

1,148

1,130

1,110

1,093

1,076

1,060

1,043

1,029

1,014

1,000

0,987

0,976

1,780 i 1,798 1,192 1,750 1,765 1,170 1,720 1,731 1,152 1,690 1,702 1,132 1,662 1,672 1,116 1,635 1,645 1,093 1,610 ! 1,619 1,079 1,584 1,590 1,061 1,559 1,563 1,046 1,5351 1,538 1,030 1,512 1,490 1,468 1,445 1,425 1,404 1,385 1,365 1,348 1,328 1,310

1,784 1,800 1,756 1,768 1,722 1,736 1,696 1,704 1,665 1,676 1,640 1,648 1,612 1,620 1,588 1,591 1,562 1,565 1,540 1,540 1,511    1,012    1,518    1,513

lo • l₄ — 0,32

l₂ : Ią = 0,33

CO CO GO

t— lO co

t-H rH t-H H tH' t-h'

1,119

1,110

1,081

1,063

1,046

1,030

1,015

1,000

0,988

0,972

0,961

0,950

0,939

0,928

0,918

0,910

0,900

0,891

1,790

1,760

1,728

1,700

1,670

1,642

1,618

1,590

1,565

1,540

1,520

1,496

1,475

1,455

1,432

1,412

1,392

1,375

1,358

1,338

1,320

1,802

1,770

1,738

1,708

1,679

1,650

1,622

1,592

1,568

1,541

1,516

1,490

1,468

1,443

1,420

1,398

1,378

1,357

1,332

1,312

1,291

l₂ • li — 0,34

1,158

1,140

1,120

1,102

1,085

1,064

1,050

1,032

1,016

1,000

1,795 1,805 1,763 1,771 1,730 1,740 1,702 1,710 1,675 1,680 1,645 1,657 1,620 1,624 1,595 1,596 1,570 1,570 1,545 1,542 1,522 1,518 1,500 1,491 1,480 1,469 1,458 1,444 1,438 1,421 1,416 1,400 1,398 1,379 1,378 1,358 1,360 1,335 1,342 1,315 1,325 1,292

l₂ ■ l₄ = 0,35

1,140 1,798 1,122 I 1,768 1,108 I 1,735 1,088 ¹ 1,705 1,068 1,678 1,050 ! 1,650 1,032 1,622 1,018 1,598 1,000 1,570 0,988 1,546 0,972 1,525 0,960 1,502 0,948 1,480 0,933 1,460 0,923 1,440 0,911 1,420 0,902 1,400 0,892 1,380 0,886 1,363 0,876 1,345 0,866 1,330

1,806

1,800

1,738

1,718

1,680

1,650

1,625

1,600

1,575

1,550

1,528

1,513

1,503

1,482

1,462

1,442

1,400

1,382

1,372

1,365

1,350

1,332

1,808

1,776

1,742

1,712

1,682

1,658

1,628

1,600

1,573

1,546

1,520

1,497

1,471

1,449

1,424

1,402

1,381

1,360

1,338

1,318

1,298

iiii ii88811ïî1111111i

^ h-Ł

oo oo

GO

CO

1,810 1,090 1,777 1,071 1,744 1,055 1,716 1,040 1,684 1,020 1,659 1,007 1,630 0,990 1,600 0,970 1,575 0,960 1,548 0,945 1,521 0,930 1,498 0,920 1,474 0,915 1,450 0,895 1,426 0,883 1,403 0,872 1,382 0,863 1,360 0,855 1,339 0,847 1,320 0,840 1,299 0,830

1,803

1,775

1,740

1,710

1,682

1,655

1,626

1,600

1,576

1,550

1,530

1,505

1,485

1,462

1,445

1,423

1,404

1,390

1,372

1,355

1,340

1,812

1,778

1,746

1,718

1,686

1,659

1,631

1,601

L-OCOgjOC^l-^^THOOO

o ib »o ^ ^ ^ co co^coco^co

t-H t-H ■»—< t-H t-H tH tH tH t-H t-H t-H tH t-H

l₂ : l₄ — 0,36

l₂ • Ią — 0,37

l₂ • ^4 — 0,38

l₂ • ^4 — 0,39

GJÎ G4 ćr₂: ćr₄ 6r₃: G4

G{: G4 G₂:G₄ G₃: G₄

Gt: G 4 G₂:G4\G₃:G₄

Gt:G₄ G₂:G4 G₃:G₄

0,60

0,61

0,62

0,63

0,64

0,65

0,66

0,67

0,68

0,69

9,70

0,71

0,72

0,73

0,74

0,75

0,76

0,77

0,78

0,79

0,80

1,075 1,810 1,056 1,780 1,040 1,744 1,020 1,715 1,005 1,685 0,990 1,658 0,972 1,630 0,960 1,603 0,945 1,580 0,935 1,550 0,917 1,535 0,905 1,510 0,890 1,488 0,880 1,468 0,870 1,450 0,860 1,428 0,850 1,410 0,840 1,392 0,835 1,375 0,826 1,360 0,820 1,342

1,813

1,780

1,748

1,719

1,689

O CM

co co co co

1,603

1,579

1,550

1,524

1,500

1,478

1,452

1,424

1,405

1,385

1,362

1,340

1,321

1,300

1,057 1,812 1,040 1,780 1,020 1,746 1,005 1,718 0,988 1,688 0,970 1,659 0,958 1,630 0,943 1,605 0,930 1,580 0,915 1,556 0,901 1,535 0,890 1,512 0,878 1,490 0,866 1,470 0,855 1,450 0,845 1,430 0,838 1,412 0,830 1,393 0,820 1,378 0,813 1,360 0,806; 1,345

1,816

1,780

1,749

1,720

1,690

1,660

1,633

1,603

1,579

1,551

1,528

1,501

1,479

1,454

1,430

1,408

1,385

1,363

1,341

1,321

1,301

1,040

1,020

1,003

0,988

0,970

0,956

0,940

0,928

0,912

0,900

0,888

0,875

0,862

0,850

0,840

0,832

0,822

0,815

0,810

0,800

0,792

1,815 1,816 1,782 1,780 1,748 1,750 1,719 1,720 1,688 1,691 1,660 1,660 1,632 1,636 1,605 1,603 1,582 1,580 1,558 1,552 1,536 1,524 1,512 1,502 1,491 1,480 1,471 1,456 1,451 1,430 1,432 1,409 1,414 1,386 1,396 1,364 1,380 1,341 1,362 1,322 1,348 1,302

lliiissssssgsæsssgggg

3 S- § S- g g g g g 1 g g g g g g g g g 5 g

CC tH © © (M r-l tH CO 10 CM CS CO <X) t— C— CO CO

il!

?₃ :14

l₂:l ₄ = 0,40

l₂ h = 0,41

l₂ ’ ^4 — 0,42

0,60

0,61

0.62

0,63

0.64

0,65

0,66

0,67

0,68

0,69

0,70

0,71

0,72

0,73

0,74

0,75

0,76

0,77

0,78

0,79

0,100 1,818 0,985 1,785 0,970 1,751 0,953 1,720 0,940 1,690 0,920; 1,660 0,910 1,635 0,896 1,609 0,882 1,583 0,870 1,560 0,853 1,539 0,845 1,515 0,832 1,494 0,822 1,472 0,812 1,452 0,800 1,435 0,795 1,417 0,785 1,399 0,780 1,381 0,770 1,366 0,680 1,352

1,819

1,781

1,750

1,721

1,693

1,661

1,638

1,606

1,581

1,556

1,531

1,505

1,481

1,458

1,434

1,411

1,389

1,367

1,343

1,324

1,305

0,988 1,819 1,819 0,970 1,786 1,781 0,952 1,752 1,752 0,938 1,720 1,721 0,920 1,690 1,695 0,901 1,661 1,661 0,892 1,636 1,638 0,880 1,610 1,618 0,868 1,584 1,581 0,852 1,560 1,558 0,841 1,539 1,530 0,830 1,516 1,505 0,820 1,495 1,481 0,810 1,473 1,459 0,800 1,453 1,433 0,790 1,436 1,410 0,780 1,419 1,390 0,773 1,400 1,368 0,765 1,381 1,345 0,760 1,368 1,328 0,752 1,353 1,305

0,978

0,950

0,933

0,920

0,905

0,890

0,880

0,865

0,850

0,840

0,828

0,815

0,805

0,972

0,783

0,773

0,765

0,758

0,750

0,745

1,820 1,819 1,788 1,781 1,753 1,753 1,720 1,722 1,691 1,694 1,661 1,662 1,637 1,638 1,611 1,619 1,584 1,581 1,560 1,558 1,540 1,531 1,517 1,506 1,496 1,481 1,475 1,459 1,455 1,435 1,437 1,411 1,419 1,390 1,400 1,370 1,382 1,346 1,370 1,328 1,354 1,306

0,950 1,820 1,819 0,932 1,788 1,781 0,918 1,753 1,753 0,900 1,721 3,722 0,890 1,691 1,695 0,872 1,661 1,662 0,860 1,638 1,638 0,850 1,611 1,619 0,835 1,585 1,581 0,824 1,560 | 1,558 0,810 1,540 1,532 0,800 1,518 j 1,506 0,790 1,497 1,481 0,780 1,475 ¹ 1,460 0,770 1,455 1,436 0,760 1,437 1.412 0,752 1,419 1,391 0,743 1,400 1,370 0,740 1,383 1,347 0,733 1,370 1.328 0,725 1,355 1,307

0,60

0,61

0,62

0,63

0,64

0,65

0,66

0,67

0,68

0,69

0,70

0,71

0,72

0,73

0,74

0,75

0,76

0,77

0,78

0,79

0,80

bo —J -J -J *-3 <1 --a ^a ^*a ^*a b) o cj* en ö“>    en 05 en

o co 00 —J 05 en co N ►—* o co 00 en en rf* co to < o

?₂ :1₄ = 0,44

l₂:li — 0,46

• ^4 ■— 0,47

Crj: G4 G₂: G ^ G₃: G₄ Gji Gi G^,: G4 G₃: G4 G^i G ^ G₂: G₄ G₃: Gi Gÿ. G₄ G₂: G4 G₃: Gi

0,930 1,820 0,915 1,788 0,900 1,753 0,885 1,721 0,870 1,691 0,852 1,661 0,845 1,638 0,830 1,610 0,820 1,585 0,808 1,560 0,795 1,540 0,785 1,518 0,772 1,497 0,763 1,475 0,752 1,455 0,746 1,437 0,738 1,419 0,730 1,400 0,723 1,383 0,718 1,370 0,710 1,356

1,819 0,912 1,781 0,895 1,753 0,880 1,722 0,868 1,695 0,850 1,662 0,840 1,638 0,828 1,619 0,815 1,582 0,803 1,558 0,790 1,532 0,780 1,507 0,768 1,481 0,758 1,460 0,648 1,437 0,740 1,412 0,732 1,392 0,723 1,370 0,716 1,348 0,710 1,328 0,705 1,308 0,698

1,820 1,819 1,788 1,781 1,753 1,753 1,721 1,722 1,691 1,695 1,661 1,662 1,638 1,638 1,610 1,619 1,585 1,582 1,560 1,558 1,540 1,532 1,518 1,507 1,497 1,481 1,475 1,460 1,455 1,437 1,437 1,413 1,419 1,392 1,400 1,370 1,383 1,349 1,370 1,328 1,356 1,308

Io • ^4 — 0,49

00. p ^ 2 -2 'g II 15 I g g 11 § g 11

©©©CtOOtsDtOtOtsO©©©©©©©©©

© 00 00 © © © Ü1

CM

GO

1,820

1,788

1,753

1,721

1,691

1,661

1,638

1,610

1,585

1,560

1,540

1,518

1,497

1,475

1,455

1,437

1,419

1,400

1,384

1,370

1,356

1,819

1,781

1,753

1,722

1,695

1,662

1,638

1,619

1,582

1,558

1,532

1,507

1,481

1,460

1,438

1,414

0,393

1,370

1,349

co 00

0,875 1,820 1,818 0,860 1,787 1,780 0,845 1,753 1,752 0,832 1,721 1,722 0,819 1,691 1,694 0,805 1,661 1,662 0,791 1,637 1,638 0,780 1,610 1,619 0,770 1,585 1,582 0,758 1,560 1,558 0,748 1,540 1,532 0,736 1,518 1,507 0,728 1,497 1,481 0,718 1,475 1,461 0,708 1,455 1,438 0,700 1,437 1,415 0,696 1,419 1,393 0,685 1,400 1,370 0,679 1,384 1,349 0,675 1,370 1,328 0,670 1,355 1,308

00 CO 00 GÇ^ GO t-    1>^ © © © © © © ©

©©©©©'©©©©©'©'©©©'©'©©'©'©©'i©'

1,820

1,785

1,752

1,720

1,691

1,818

1,780

1,751

1,722

1,694

1,661

1,637

1,610

1,585

1,560

1,540

1,518

1,497

1,475

1,455

1,437

1,419

1,400

1,384

1,370

1,355

1,662

1,638

1,619

1,582

1,558

1,532

1,507

1,481

1,461

1,438

1,415

1,393

1,370

1,349

1,328

1,308

>C>gq,HgO©GOCOCCOOGN)gO>OjO©<giOOiOO 00 CO CO t- Ł— C— t>> L— 1© 1©    ©^ © ©^ ©©©©©©

©O ©©'©©©©'©©'©©CT©©©©©©'©©

1,819

1,782

1,750

1,720

1,691

1,660

1,637

1,609

1,584

1,560

1,540

1,518

1,497

1,475

1,455

1,436

1,419

1,400

1,384

1,368

1,354

GO^C^C^t- © © ©^ ©^ ©    ^    ^ CO M CO CO CO

0,818

0,802

0,790

0,778

0,765

0,751

0,740

0,730

0,720

0,698

0,684

0,679

0,670

0,660

0,655

0,650

0,645

0,640

0,635

0,630

0,625

1,818 1,816 1,780 1,780 1,749 1,749 1,720 1,720 1,691 1,693 1,660 1,662 1,637 1,638 1,608 1,619 1,583 1,582 1,560 1,558 1,540 1,532 1,518 1,507 1,495 1,481 1,475 1,461 1,454 1,438 1,435 1,415 1,418 1,393 1,400 1,370 1,383 1,350 1,367 1,328 1,352 1,308

Zahlentafel Nr. 86 (vgl. S. 294).

Größen der Kurbelwinkel a, ß, y für den Ausgleich der Kräfte erster und zweiter Ordnung und der vertikalen Momente erster Ordnung (Abb. 277).

Verhältnisse von l₂ dividiert durch lA.

l₂ • G — 0,20

= 0,22

0,60

0,61

0,62

0,63

0,64

0,65

0,66

0,67

0,68

0,69

0,70

0,71

0,72

0,73

0,74

0,75

0,76

60.5    270,90 161,00 161,25 161,60 162,00 162,20

64.6    271,00 162,50 162,80 163,00 163,20 163,40

68,0 270,60 163,80 164,00 164,10 164,30 164,50

70.6    269,40 164,60 71,2

59,5

270,2

61,4

62,3

63,0

64,0

65,4

66,0

66,6

67,3

68,5

69,1

69,6

70,2

60,3

61,0

62,0

63,0

63,7

64,5

65,2

65,9

66,5

67,1

67,8

68,5

69,0

69,5

70,0

270,5

270,0

269,0

160,0

160,3

160,7

161,0

161,2

161.5 161,8 162,0

162.4

162.6 162,8 163,0 163,2

163.4 163,6 163,9

58,4 269,5

59,3

60,2

61,0

62,0

62,9    269,8

63,6

64,3

65,0    —

65,8

66,4    269,5

67,0

67,8

68,4

69,0

0,77

0,78

71,8

0,79

72,2

0.80

72,5 I — 72,9 267,75

164,70

164,90

165,10

165,50

166,00

70,6

164,1

164,3 164,6 164,8 72,3 I 267,3 165,1

71,1

71,7

72,0

694 ; 268,5 70,0 : — 70,7

71,0    —

71,5

72,0    266,9

158.9

159.2 159,6 160,0

160.2

160.5 160,8 161,1

161.4

161.6

161.9 162,1

162.4 162,6 162,8 163,0

163.2

163.4 163,7 164,0

164.2

57.3

58.3

59,0

60,0

61,0

61,9

62,7

63,5

64,2

65,0

65,6

66,3

67,0

67,7

68,2

68,9

69,5

70,0

70,5

71,0

71,4

263,8

269,1

268,9

268,0

266,5

l₂:l ₄ = 0,24

G ■ G = 0,25

l₂ : G = 0,26

G : G = 0,27

268,0 156,9

—    159,0 159,2 159,6

—    | 159,8

160,6

160,8

161,1

161,3

161,6

161,8

162,0

162,2

162,5

55,0

56,1

57,0

58,0

59,0

60,0

60,8

61,6

62,5

63,3

64,0

64,7

65,4

66,2

66,9

67,4

68,2

68,9

69,3

69,9

267,2

155,8

156,1

267,7

267,8

267,0

70,3    265,6

156.6 157,0 157,3

157.6 158,0 158,2 158,2

158,9

159,2

159,4

159,8

160,0

160,2

160.5 160,8 161,0 161,2

161.5 161,8

54,0

55,0

56,0

57,0

57,9

59,0

59,9

60,8

61,5

62,3

63,2

64,0

64,6

65,5

66,1

66,8

67,5

68,1

68,7

69,2

69,8

266,6 154,7 155,2

—    155,6 156,0

267,1 156,3 — I 156,7 157,1

—    157,2 157,8

—    ; 158,0 267,1 158,4

—    158,6

—    158,9

159,1

159,3

266,5 159,7 — ! 160,0 — | 160,2

—    i 160,4

—    | 160,7 265,2 160,9

52,9

54,0

54,9

56,0

53,9

58,0

59,0

59,9

60,7

61,5

62,3

63,1

64,0

64,8

65,5

66,0

66,9

67,5

68,1

68,8

69,2

265,8

266,5

266,5

266,0

III111111111111111

264,8

T-t

S § 8

tH t-H t—I

l₃ ■ 14

Verhältnisse von l₂ dividiert durch lA.

l₂ : Ix = 0,28

l₂ • ^4 — 0,29

l₂ : ^4 — 0,31

265,1

265,9

266,0

265,5

264,3

263,7

264,6

265,0

264,5

263,5

262,9

264,0

264,3

264,0

263,0

149.5 150,0

150.5 151,0

151.3

151.8 152,2

152.6 153,0

153.4

153.9

154.1

154.5 154,8

155.1

155.4

155.7

156.1

156.2

156.5

156.8

ï₃ :1₄

l₂ : lA = 0,32

l₂ ;    — 0,33

l₂:li = 0,34

l₂ :1₄ = 0,35

262,1

263,4

0.70

58,0

263,8

261,4 ;

262,7

263,2

263,0

262,1

147,3

147.9 148,4

148.9

149.3 149,8

150.3

150,7

151,1

151,6

152,0

152.4 152,8 153,0

153.4

153,8

g; g: s g g

44,3

45,6

47,0

48,0

49,2

50,6

51,7

52,9

54,0

55,0

260,8

262,0

56,0    262,7

57,0

58,0

59,0

60,0

60,8

61,7

62,5

63,3

64,1

65,0

262,5

261,8

260,0

261,4

262,0

261,9

261,3

145.2

145.7

146.3

146.9

147.3

147.9

148.4

148.8 149,2 149,7

150.1

150.6 151,0

151.2

151.7 152,0

152.3 152,6 153,0 153,2

153.5

Wilda, Die Schiffsmaschinen

20

0,60

0,61

0,62

0,63

0,64

0,65

0,66

0,67

0,68

0,69

0,70

0,71

0,72

0,73

0,74

0,75

0,76

0,77

0,78

0,79

0,80

l₃ : l₄

0,60

0,61

0,62

0,63

0,64

0,65

0,66

0,67

0,68

0,69

0,70

0,71

0,72

0,73

0,74

0,75

0,76

0,77

0,78

0,79

Verhältnisse von l₂ dividiert durch Z₄.

l₂ : ?₄ = 0,36

l₂:li = 0,37

l₂ : li = 0,38

l₂ : li = 0.39

41,8

43,0

44,5

45,8

47,0

48,3

49,4

50,6

52,0

53,0

54,0

55,0

56,0

57,cr

58,0

59,0

60,0

61,0

62,0

62,8

63,7

259,2 144,0

—    152,5 260,9 152,7

l₂ : li = 0,40

36,0

37,5

39,0

40,5

42,0

43,2

44,6

46,0

47,1

48,5

49,8

51,0

52,0

53,0

54,2

55,2

56,4

57.5

58.5

59.6

60.6

256,4 139,7

—    147,0 — I 147,4

259.4    147,8 — I 148,2

—    148,5

—    148,9

—    149,3 259,2 149,5

40,2

41,8

43,0

44,4

45,9

47,0

48,2

49,5

50,9

52,0

53,0

54,0

55,0

56,0

57,1

58,0

59,0

60,1

61,0

62,0

63,0

258,5 | 143,0 —    143,6

—    151,7 260,4 152,0

39,0

40,4

257,8

144,2    42,0

43,0 (

44,5 j -46,0 ¹ 259,5

47,1

48,3

49,6

51,0

58.2

59.2

60.2

61,1

142,0

142,5

143.1

143.8

144.2

144.9

145.3

145.9

146.4 147,0

147.4

147.9 148 2 148,7 149,0

149.4

149.9 150,2

150.5

150.9

37,4

39,0

40,5

42,0

62,0 260,0

151,1

257.0

140,7

141,4

142,0

142,8

143,3

43,0 |

44,6 I 258,8| 143,9

149,0 149,3

46,0

47,0

49,6

52,0

54,1

57.2

58.3

59,4

149,7

150,0 61,3 I 259,6 ; 150,3

60,4

h-'h = 0,41

l₂ : l₄ = 0,42

l2 ■ li ■—- 0,43

34,5

36,0

37,6

39,0

255,6

40,5 i -42,0 j 257,5

43,3

44,6

46,0 :

47,3

48,6    258,7

49,8    -

51,0

53.4

54.5 55,8

258,0

258,3

143,7

31,6

33,0

34,6

36,2

37,7

39,1

40,7

42,0

43,5

254,2' 136,3

—    ! 137,0 — I 139,9

—    j 138,6

—    | 139,2 256,3; 139,9

— I 140,5

141,1

141.8

142.4

46.1    257,5 ! 142,9

143.4

143.9

144.4

144.9 52,3 257,9 145,3

145,7 148,2 56,0    — i 148,5

- ! 148,9

58.1    257,9 149,2

45,0

144,3    47,0

144,8

145.2

145.7 146,0 146,5 147,0

147.3

147.8 148,0

48,2

50,0

51,2

53,7

54,9

57,0

l₃ :1₄

Verhältnisse von h, dividiert durch l₄.

l₂:l₄ = 0,44

l₂:h = 0,45

^2 • li — 0,46

h'h = 0,47

COOCOiCtMOïiOrHt^'+lOOOiOOiOOCCt-

É É g d g d d 3 33 3 33 33~ ^ ^ 3 f ^ $ %

tHt—It—I    t-1 r-<    —I    T-<    T—I    -rH    T—I    t—I    tH    t—!    t-I    r-1 t-I    t—It-HtHt—I

THOLOOOiCOOOOCOa^OiOCOOCOOOOCMO

£ É d §8 d "â É i 33 ÎS $    3 S d S 3? î§ S

140,4 41,0

131.8 132,7

133.5 134,4 135,1

135.9

136.6 137,3 138,0

138,7

139,3

139,9

140.4 141,0

141.5 142,0

142.5 143,0 143,4 143,8 144,1

l’2 •    — 0,48

I2 • l \ ■— 0,49

I2 • li — 0,50

0,73

44,3

249,9

252,5

254,1

254,8

255,2

248,8

251,9

128,0

129,0

130.2

131.2 132,1 133,0

133,7

—    139,0 254,3 139,5

254,9

140,1

140,6

141,0

141,4

141,9

11. Beispiele.

a) Gegeben: Gewicht des Gestänges des Hochdruckzylinders III ,,    „    ,,    „ Mitteldruckzylinders II

Winkel zwischen Hoch- und Mitteldruckkurbel, ß Die Abstände der Zylinder, in bezug auf die durch I gelegte Ebene EE.

Gesucht: Die Gewichte der Gestänge der beiden Niederdruckzylinder I und IV Die Winkel.

Die gegebenen Größen sind aus folgender Zusammenstellung zu ersehen:

Zylinder

Kurbel

Ge-

stänge-

ge-

wicbte

ci>² •

konstant

Abstände

r    der

Bl . w2 . r Zylinder von

Ebene I

Momente in bezug auf I

kg

Kurbelwinkel auf die Hochdruckkurbel III bezogen

Niederdruckzylinder

vorne ..........

Hochdruckzylinder . Mitteldruckzylinder. Niederdruckzylinder hinten ..........

(3303)    9,169

4100

4500

(30 291) 37 597 41 265

us oî

cr>

(233 997) 217 874 85 418

(158° 30')

270

s-l

(3446)

(31 600)

(107° 30')

Abb. 279.

Hie berechneten Werte sind eingeklammert.

\C

\

>0 in o

1.    Zeichnen des Momentenpolygons (Abb. 279), Dreieck ABC, da Moment von I Null ist, CA — 233997.

2.    Zeichnen des Kräftepolygons: Bc = 41 265, Bd — 37 597, da ca [| OIV und da |J Ol, ergibt sich: ca = 30 291, da = 31600 und a — 90°, Ą ß = 111° 30', £ t — 51°, %. 8 = 107° 30.

Abb. 279 a.

it-703

TU

%

'S

8832-

ft95 98-5

'x ■    •

10fOW90j^Tr^_^-rT

^

\*~T

I A

|syjj970

Kräfte- und Momentenpolygon.

A'Jo

1970

Momente in bezug auf Ebene IV.

b) Beispiel.

Für die in Abb. 279 a dargestellte Kurbelanordnung mit eingeschriebenen Gewichten und Kurbelentfernungen ist der Massenausgleich durch Anordnung

von Gegengewichten der äußeren Kurbeln III und IV und durch Kolbenbelastungen der mittleren Kolben I und II. falls erforderlich herzustellen.

Die eingetragenen Gewichte sind für die Kurbeln auf den Kurhelradius R reduziert, die Gewichte der Pumpengestänge sind in die vertikal auf- und ahbewegten Gewichte eingeschlossen, für die Steuerungsgestänge ist die Reduktion zunächst auf den Exzenterradius vorgenommen.

Es ist:

. r 95 ⁴’ R =

609’ R

95    95

609 ‘ 2100

In Ahb. 280 und 281, S. 310, 311 bedeuten:

Die Lage der

Kurbeln.....

Die Lage der

Exzenterkurbeln 01, und 01₂ 01IX und OIL, OUI, und OIII₂ OIV, und OIV₂

Für den vertikalen Ausgleich zweiter Ordnung sind (Abb. 280) die Richtungen der doppelten Kurbelwinkel, Parallelen durch 0 zu 0, 1. Ol 2, Ox 3, 0, 4.

Der Momentenlinienzug zweiter Ordnung in bezug auf Ebene III ist: 0 A₃ B₃ C₃ (Abb. 280).

Der Momentenlinienzug zweiter Ordnung in bezug auf Ebene IV ist: 0 A₄ B, C₄ (Abb. 280).

Das unausgeglichene Moment zweiter Ordnung in bezug auf Ebene III ist: 0 C₃ = 13,8 Meter-Tonnen.

Das unausgeglichene Moment zweiter Ordnung in bezug auf Ebene IV ist: 0 C₄ — 14 Meter-Tonnen.

Die Momente zweiter Ordnung der Steuerungsgestänge sind unerheblich.

Die Momente der Gegengewichte ergeben sich für Kurbel III in M₄ S'₄ = 0,9 Meter-Tonnen, wobei 0 b, die Resultierende der Momente von Kurbel I und II in bezug auf Ebene IV, 0M₄ das Moment von Kurbel III in bezug auf Ebene IV, und b₄ S₄ # 0SV Das Gegengewicht selbst ist: 0,9 :8,275 = 0,109 Tonnen.

Für Kurbel IV in M₃ S₃ — 2,4 Meter-Tonnen, wobei Ob₃ die Resultierende der Momente der Kurbeln I und II in bezug auf Ebene III, 0M3 das Moment von Kurbel IV in bezug auf Ebene III und b₃ S₃ #- 0 S₃ ist.

Das Gegengewicht selbst ist: 2,4: 8,275 = 0,29 Tonnen.

Die Kolbenbelastungen der Kurbeln I und II sind nach einem der auf Seite 294 angegebenen Gesichtspunkte zu ermitteln.

01

Oll

OIII

01V

Die Kurbelgewichte sind mit R : L multipliziert.

Unter Benutzung der Zahlentafeln 85 und 86 würde sich ergeben, da (Abb. 279 a)

Z₂:/₄ =

1935

8275

a = Ausgeführt ist: a = 69°,

-    0,113 • Ćr₄,

-    69 0.

= 0,234, l₃ : l₄ = -

G₂ = ~ 1,36 • (x₄, ß = ~ 268°,

ß = 255°;

6335

= 0,765

G₃ = - 0,136 • Ga 7 = - 162,4«.

8275

Y = 159 0.

C,

-H

?4

\&3 /

Y, \ \

'Hz

las

Jj4

Kurbel

Gewichte

Entfernung von Ebene III

Tonnen

Abb. 280.

vT

,S3

C.3

r₃

A3

Nz

- m₃

t»3

Momente der Horizontalkräfte in bezug auf Ebene III und IV (vgl. Abb. 279 a).

Moment erster Ordnung in bezug auf Ebene III Meter-Tonnen

Entfernung von Ebene IV

I Moment erster Ordnung in bezug auf Ebene IV Meter-Tonnen

Linienzug Abb. 280.

Momente der Kolbengestänge für den horizontalen Ausgleich.

6,3448 1,9472

1,935

6,635

8,275

9,35

30,60

4,848 4,872 3,410 3,410

Momente der Steuerungsgestänge für den horizontalen Ausgleich.

0,695 0,665 0,690 0,670 0,650 0,622 0,655 0,622

32,30

26,20

8,2751

9.45

28,20

In bezog auf Ebene III Ó ci₃ b₃ Cg

In bezug auf Ebene IV

O (X 4 b 4 C 4

8,832

9,217

6,916

6,916

3,465 3,572 4,805 4,690 —1,382 —1,290 9,657 9,565 Momente der 1,935 6,635 8,275

2,420

3,340

2,370

3,380

3,140

—    0,900

—    0,805

6,270

5,950

17,1

61,1

57,2

4,810 4,703 3,470 3,577 9,657 9,565 —1;382 —1,290

für den vertikalen Ausgleich.

6,340 1,940

3,120

2,390

2,390

6,290

5,950

0,900

0,850

56,0

17,9

57,2

I In bezug auf Ebene III

Ov₃ ß₃ y₃ S₃ £3 ?₃ tq₃ 8₃

In bezug auf Ebene IV 0/4^47484^^4^4^4

8,275

Momente der Steuerungsgestänge für den vertikalen Ausgleich. 1,795 0,985 2,940 1,110 1,970 0,812 1,970 0,812

3,465 3,572 4,805 4,698 —1,382 —1,290 9,657 9,565

6,200

3,520

4,100

5,200

—    2,720

-    1.045 19.000

7,760

4,810 4,703 3,470 3,577 9,657 9,565 —1,382 —1,290

8,650

4,640

8,650

8.980

19.000

7,760

—    2,720

—    1.045

Abb. 281 In bezug auf Ebene III O At By Cy

In bezug auf Ebene IV

Ody by Cy

In bezug auf Ebene III

ö°3 ß3 Ï3 83 £3 ?3 V3 ^3

In bezug auf Ebene IV

O «₄ ß₄ Y₄ 84 E₄ £4 7]₄ 0₄

a,

A;

A ^3

B*/o,

O

*4

nr

\    B,/

M \

*3

Abb. 281.

kM3£

■S/

/s/C' X

⁴    ,-*h

'> mR.3

Bl,

i)

«•3

A’

oX,'t

,J3

b,

*3

n,

Ï*

Cs

1?J

ar

Momente der Vertikalkräfte in bezug auf Ebene III und IV (vgl. Abb. 279 a).

Demnach sind die unausgeglichenen Momente:

Horizontaler Ausgleich erster Ordnung in bezug auf Ebene

III

IV

Der Kolbengestänge ...

Der auf r reduzierten Steuerungsgestänge..

Der auf E reduzierten Steuerungsgestänge..

Der kombinierten Kolben- und Steuerungsgestänge ............

Abb. 280

Abb. 280

Abb. 280

Abb. 280

Oc₃ = 2,6 m/t

0 0₃ = 3,4 m/t

0 cx = 1,25 m/t 0 0₄ =4,6 m/t

OS₃ = 3,4-

95

609

= 0,53 m/t

95

OS₄ = 4,6— = 0,755 m/t

OE₃ = 2,95 m/t wobei c₃ i?₃ 4t OS₃

OEi = 1,7 m/t wobei Ci Ei 4t O S₄

Vertikaler Ausgleich erster Ordnung in bezug auf Ebene

III

IV

Der Kolbengestänge ...

Der auf r reduzierten Steuerungsgestänge..

Der auf E reduzierten Steuerungsgestänge..

Der kombinierten Kolben- und Steuerungsgestänge ...........

Abb. 281

Abb. 281

Abb. 281

Abb. 281

OC} = 3,33 m/t O &₄ = 15 m/t

Oc, = 2,33 m/t O »₃ = 12,65 m/t

OS₃ = 12,65 — = 1,975 m/t OS₄ = 15-.^ = 2,34 m/t

95

009

0 E₃ = 3,84 m/t wobei cx E₃ 4t Ó S₃

OEi = 2,33 m/t wobei Ct Ei 4t OS₄

Zehnter Abschnitt. Kondensator.¹)

I. Oberflächenkondensatoren.

Ausführungen vgl.

Tafel:    4.

Abb.: 1-10,    7-12,    1-14,    24—28,    1-8,    38—43,    6-15.

8,

17

29,

35.

42,

48,

1. Material.

a)    Gehäuse. Für angegossene Kondensatoren: Gußeisen. Für getrennt aufgestellte: Stahlblech (Kesselblech) verzinkt, Messingblech, Kupferblech oder Bronzeguß, Muntzmetall.

b)    Rohrwände: Gewalztes Messing, gegossene Bronze.

c)    Rohre: Gezogene Messing- oder Kupferrohre, 66 °/₀ Kupfer, 34 °/0 Zink oder 62 Kupfer, 37 Zink, 1 Zinn, innen und außen häufig verzinnt, auf der Innenseite auch wohl vernickelt; Rohre ganz aus Nickel sind angewendet, haben sich bewährt, sind aber zu teuer. Die Verzinnung wird häufig fort-gelassen.

d) Rohr Stopfbüchsen aus dem Material der Rohre.

e) Vorlagen: Für getrennt auf gestellte Kondensatoren Gußeisen, bei Stahlblechgehäusen meist Bronze; getriebenes Kupferblech für Gehäuse aus Kupfer.

Alle Schrauben Bronze (Manganbronze, Tobinbronze oder ähnliche Lagerungen).

2. Anordnung.

a)    Zylinderständer und Kondensatorkasten aus einem Stück gegossen für Handelsschiffsmaschinen (Abb. 282).

b)    Kondensator für sich her gestellt von zylindrischem Querschnitt und auf Trägern an den Zylinderständern, für kleinere Handelsschiffsmaschinen (Tafel 49).

c)    Vollständige Trennung des Kondensators von der Maschine bei großen Handelsschiffsmaschinen und für Kriegsschiffe aller Art (Abb. 283 und Tafel 35, Abb. 1—8.

„Der Schiffs-

4,

Y/}

V!

t!

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fc&=ft3=U._

ME

Là

u,

_&a

Abh. 282.

TO*

rfi

n\n

t;

Oberflächenkondensator, Gehäuse.

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li

CD

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37

fens

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Abb. 283.

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Abdampf der Hauptmaschine, b Abdampf der Hilfsmaschine, c Abdampf der Dynamomaschine, d Austritt des Kühlwassers,

Eintritt des Kühlwassers, f Schlammlöcher, <7 Saugrohr der Luftpumpe.

Getrennt, aufgestellter Oberfläehenkondensator.

vl4

d)    Dampf ein tritt von oben her zwischen die Kühlrohre, der Eintrittsöffnung zur Dampfverteilung eine durchlöcherte Platte aus verzinktem Eisenblech, ~ 4—7 mm dick mit ¹/₂" Löchern.

Unterhalb

Zwischen den Rohren parallel zu diesen einige Zirkulationsplatten, die auf Rippen im Gehäuse aufgeschraubt werden.

e)    Kühhv asserein tritt oben, Austritt unten, oder umgekehrt, beide Öffnungen an demselben Kondensatorende bei zweimaliger, an verschiedenen Enden des Kondensators bei dreimaliger Zirkulation.

Rei von unten erfolgendem Eintritt läßt sich eine Erniedrigung der Kühlwassertemperatur erreichen, da die am meisten gekühlten Rohre zuletzt durchströmt werden.

Bei mehrfacher (meist zweifacher) Zirkulation erfolgt Teilung der Vorlage durch eine über ihre ganze Breite gehende Rippe, die bis nahe an die Rohrwand geht. Zwischen dieser und der Rippe wird in einer Nut der letzteren, die Dichtung häufig durch eine eingeschobene Holzleiste bewirkt oder auch die Trennungswand an die Rohrwand verschraubt.

f)    Befestigung der Kühlrohre in den Rohrwänden vorwiegend durch Rohrstopfbüchsen, Dichtung durch Holzringe oder Gummimanschetten seltener.

g) Aufstellung des Kondensators bei getrennter Anordnung auf Böcken aus Blech und Winkeleisen, oder auf durch seitliche Rippen versteiften I Trägern, häufig auch auf Konsolen an der Schiffswandung, bei kleineren Ausführungen auf Konsolen an den Zylinderträgern.

3. Abmessungen.

a) Zusammenhang zwischen Druck und Temperatur.

Es entspricht einer Kondensatortemperatur von:

15 | 20

25

30 | 35

40

45    50

55 ! 00

Ein Druck p kg/qcm Gesamtwärme \ Kal.

0,017 0,024 604,5 607,7

0,032 0,042 0,057 610,7 613,4 615,9

0,075

618,1

0,097 0,125 620,1 621,9

0,159 i 0.200 623.3; 624,8

b)    Der stündliche Wärmedurchgang k durch eine dünne Wandung von 1 qm Oberfläche kann für 1 ⁰ C Temperaturunterschied auf beiden Seiten der Wandung gesetzt werden für:

Gußeisen 1540

c)    Kühlwassermenge:

für 1 kg zu kondensierenden Dampfes im Mittel 40—50 kg,

,, 1 qm Kühlfläche............

,, eine indizierte Pferdestärke für:

Schmiedeeisen

1824

Messing 2718 ¹

Kupfer

3157 Wärmeeinheiten.

300—350 kg stündlich,

Zweifach-

Expansionsmaschinen

Dreifach-

Expansionsmaschinen

Vierfach-

Expansionsmaschinen

180 bis 275 1 stündlich

220 bis 325 1 stündlich

180 bis 275 1 stündlich

Da etwa 40—50 kg Kühlwasser für 1 kg Dampf erforderlich sind und das in den Kondensatorrohren befindliche Wassergewicht zur Kondensation von 1 kg Dampf stündlich zwischen ¹h₂ und lj₂₄ kg schwankt, so durchfließt das Wasser den Kondensator in etwa 3—6 Sekunden.

Kühlwassertemperatur :

Temperatur auf der Dampfseite : 50—60°, höchste Kühl Wassertemperatur : Eintrittstemperatur vermehrt um 10—12 ⁰ C.

d) Kühlfläche, K qm, auf der äußeren Seite der Kühlrohre

a) Bezeichnet G kg das stündlich zu kondensierende Dampfgewicht, X Kal. die Gesamtwärme des Dampfes, tc° 0 die der Dampftemperatur entsprechende Kondensatortemperatur, te° C die Eintrittstemperatur des Kühlwassers, so ist die erforderliche Kühlfläche K qm, unter Berücksichtigung der unvermeidlichen Niederschläge auf den Kühlrohren:

G • X 878

Bei starker Verschmutzung ist 878 durch höhere Werte bis 1100 zu ersetzen.

ß) Unter Berücksichtigung aber, daß die Endtemperatur des Kühlwassers stets viel niedriger ist, als die des Dampfes und daß das Kühlwasser kurz nach dem Eintritt die Dampfwärme viel schneller auf nimmt, die mittlere Temperatur des Kühlwassers also höher ist, als das arithmetische Mittel der Anfangs- und Endtemperatur, so ist genauer, wenn Xt die in 1 kg kondensierten Dampfes von tc° C enthaltene Wärmemenge, te die Eintritts-, ta die Austrittstemperatur des Kühlwassers bezeichnet und k Wärmeeinheiten stündlich durch 1 qm der Kühlfläche bei 1 ⁰ C Temperaturunterschied auf beiden Seiten übertragen werden:

zu messen.

qm.

(663)

qm.

(664)

A Für 1 kg stündlich zu kondensierenden Dampfes sind bei reinen Kondensatorrohren erforderlich ~ 0,015 qm Kühlfläche, jedoch geht man häufig unter diesen Wert, besonders auf Kriegsschiffen, wo Gewichtsersparung erstrebt wird.

fläche:

ol Für eine indizierte Pferdestärke sind erforderlich an Kühl

für Zweifach-Expansionsmaschinen j Drei- und Vierfach-Expansionsmaschinen

0,09—0,13 qm

für Dreifach-Expansionsmaschinen sind erforderlich an Kühlfläche für:

Handelsschiffe 0,11—0,13 qm

s) Unter Berücksichtigung des Enddrucks des aus dem Niederdruckzylinder in den Kondensator übertretenden Dampfes sind an Kühlfläche erforderlich für eine indizierte Pferdestärke:

0,14 - 0,17 qm

Panzerschiffe und Kreuzer Torpedoboote und Torpedobootszerstörer 0,1—0,12 qm

0,07 - 0,09 qm

Absoluter Enddruck... kg/qcm Kühlfläche

1,5

0,9

0,7

0,6

qm

0,16

0,14    !    0,139

0,135

0,13

£) Kühlfläche für 1 cbm Kühlrohre von d cm Durchmesser, l m Länge und t cm Entfernung der Rohrmittel:

K' = 362,7 •

d-l

t²

qm.

(66ö)

Tj) Kühlfläche f für ein Rohr von 1 m Länge für einen äußeren Durchmesser d mm:

d mm = 14 f qcm = 440

15

16

17

18

19

20

21

22

471    503    534    565

597

628    660    691

Zahlentafel Nr. 87.

Kühlfläche und Kühlwasserverbrauch stündlich für 1 kg kondensierten Dampfes für verschiedenes Kondensatorvakuum und verschiedene Kühlwassertemperaturen.

Vakuum

28"

27"

26"

25"

24"

Absoluter Dampfdruck

Dampftemperatur......

Temperatur des kondensiertenDampfes „ Endtemperatur des Kühlwassers

kg/qcm 0,067

0,097    0,139

«G

38

46

52

32

40

46

77

29

36

43

85 81 2 to

Antangstemperatur des Kiihl-wassers

Kühlfläche und Kühlwassermenge

16 0 C.

Kühlfläche für 1 kg stdl. kondensierten

Dampfes.........

Kühlwassermenge stdl. für 1 kg Dampf, kg

qm

0,0287

0,0239

0,021

0,019    0,0179

45,5

28,5

21,8

18,4

16,2

18° C.

Kühlfläche.......

Kühlwassermenge

0,03

57,4

0,025

0,0218

0,0203

0,0188

32,7    24,4

20,15

17,4

210 c.

Kühlfläche.......

Kühlwassermenge

0,0336

77,7

0,0267    0,0232

38,6    | 27,4

0,0212

0,0194

23,0

19,2

24 0 C.

Kühlfläche.......

Kühlwassermenge

0,0369

121,5

0,0285 :    0,0243

0,022

0,0205

47,4

31,4

25,2

21

27 0 C.

Kühlfläche.......

Kühlwassermenge

| 60

0,0311    0,0258

0,0234

0,0214

36,7

28,8

23,2

Für Zweifach-Expansionsmaschinen sind die Kühlflächen und der Kühlwasserverbrauch um 20 °/₀ bis 25 °/₀ zu erhöhen.

Beispiel. Für eine Maschine von 4500 PS. mit einem stündlichen Dampfverbrauch von 6,25 kg für 1 PS., deren Vakuum im Mittel 25" beträgt, hat man demnach:

Stündlicher Dampf verbrauch : 4500 -6,25 = 28 200 kg.

Unter der Voraussetzung vorwiegender Fahrt des Schiffes in tropischen Gewässern sei die Kühlwassertemperatur — 24 ⁰ C.

Nach Zahlentafel Nr. 87 sind 0,022 qm Kühlfläche für 1 kg Dampf erforderlich, demnach im ganzen: 28 2000 • 0,022 = ~ 620 qm

oder:

620:4500 =' 0,1375 qm für 1 PS.

Für Kühlwasser von 16⁰ C würden unter sonst gleichen Umständen etwa 0,119 qm für 1 PS. erforderlich sein.

e) Gehäuse.

a) Inhalt J cbm des Gehäuses für eine Leistung Nt PS. sämtlicher in den Kondensator auspuffenden Maschinen: oder wenn Dn in den Durchmesser des Niederdruckzylinders, H m den Hub, n die minütliche Umdrehungszahl der Maschine bezeichnet

J — bis ^ - Dl • H • n cbm.

ß) Für den von den Kühlrohren selbst angenommenen Raum J' cbm kann gesetzt werden:

(667)

J‘ = ~ 0,6 bis 0,75 • J cbm.

q) Wandstärke 8 des Gehäuses:

1) Für Kondensatorgehäuse, die mit den Zylinderträgern in einem Stück gegossen sind, können Wandstärken, Rippenstärken, Rippenentfernungen aus folgender Zusammenstellung entnommen werden:

Zahlentafel Nr. 88. Gehäuse Wandstärken.

Wandstärke des Einsatzzylinders, mm :

40    42 | 44

20 22 I 24    26    28 30    32    34    36    38

Rippenstärke Höhe der Rippen ...    „

Entfernungen der

Rippen ..........

Abstand der Anker der parallelen Wan-dungen ...........

inin

18 20 70    75

350 400

500 600

22

80

450

24    24

90    90

550 600

675 750 800 900

950 1000 1050 1050

28

rH rQ

110

800

30

110

800

1100

1200

1200

2. Getrennt auf gestellte, zylindrische Gehäuse.

Bezeichnet D mm den inneren Gehäusedurchmesser, p kg/qcm den Prüfungsdruck, dem das Gehäuse ausgesetzt wird, kz kg/qcm die zulässige Anstrengung des Gehäusematerials, C eine Konstante, so ist:

Hierin ist zu setzen für:

Gußeisen

kz kg/qcm — 175—225 8-10

C mm =

D-p

2-K

Stahlblech

350-425

5-7

+ C mm.

Bronze

250 - 325

4-6

(668)

Kupferblech

Messingblech

300-350

1-2

350-375

1-2

3. Während des Betriebes wird das Gehäuse auf äußeren Druck, etwa 1 kg/qcm beansprucht, für die Länge L des Gehäuses zwischen den Rohrwänden ergibt sich dann für die Wandstärke des Gehäuses:

(669)

8 --- m- VD • L mm.

Hierin ist zu setzen:

Gußeisen

Stahlblech

Bronze

Kupferblech Messingblech

166

380

330

600

600

Aus den beiden Werten für 8, Gleichung (668) und (669), ist der größere zu wählen, was in der Regel der erstere sein wird.

4. Auf Kriegsschiffen finden sich häufig Gehäuse aus Stahlblech von 4—6 mm, von Messingblech von ~ 4 mm, auf Handelsschiffen Stahlblechgehäuse von 6—9 mm Stärke.

5. Gehäuse aus Gußeisen und Bronze außen versteift durch umlaufende Rippen, Gehäuse aus Stahl-, Messing- oder Kupferblech durch aufgenietete L oder JL Eisen. An den Enden häufig L Eisenringe, die zugleich als Flanschen für die Befestigung der Vorlagen dienen.

Vernietung des Mantels in der Rund- und Längsnaht meist doppelte Laschung mit 12—14 mm Nieten.

Verbindung der Mantelschüsse durch Umflanschen des Mantels oder durch L oder ± Eisen.

f) Vorlagen. Gegossene Bronzevorlagen ~ 12—16 mm stark.

Lichte Weite w = ~ 175—250 mm, Wandstärke wie die des Kondensatorgehäuses. Befestigung der Vorlagen bei runden Gehäusen durch ³/₄" Metallschrauben. Ein Teil der Schrauben (J/₅— lj₆) wird zweckmäßig mit Bund versehen, um beim Abnehmen der Vorlagen das Lösen der Rohrwand zu verhindern.

Abb. 286.

Abb. 285.

Abb. 284

iiii

rr

pm

Abb. 287.

mm

3-

Fplfc

Abb. 288.

Abb. 284—288: Befestigung der Rohrwand und Vorlage.

In der Vorlage, in die die Ein- und Austrittsstutzen für das Kühlwasser einmünden, wird auf amerikanischen Kriegsschiffen (Tafel 35, Abb. 1) eine durch Federn aus Phosphorbronze dicht gehaltene Klappe angeordnet, um mit der Zirkulationspumpe lenzen zu können.

Stärke der Trennungswand in der Vorlage 20—25 mm, entweder an die Vorlage angegossen, oder aus Platten bestehend, die auf Rippen der Rohrwand oder Trennungswand aufliegen.

Der Deckel an der Eintrittsseite des Kühlwassers wird zur Verminderung auftretender Wasserstöße häufig mit einer Luftkammer versehen (Tafel 42, Abb. 38).

Die gußeisernen Deckel sind zweckmäßig mit kleineren verschraubten Deckeln von ~ 250 mm Durchmesser zu versehen (Tafel 35, Abb. 1).

g) Rohrwände. a) Wandstärke bt.

Bezeichnet z die Anzahl der im Gehäuse vorhandenen Kühlrohre vom äußeren Durchmesser d mm, so kann gesetzt werden, mit Rücksicht darauf, daß die Durchbiegung nicht unzulässig groß wird:

’ I^D²-{D² — z- d²) mm.

bis

Ô, =

Übliche Stärken der Rohrwand sind für:

d = 16    17    18    19    20    21

8t = 19    20    22    23    24    25

500

22 mm 26 mm

ß) Befestigung und Verankerung der Rohrwand durch ⁵/₈ bis ⁷/₈" Metallschrauben oder durch zwischen die Rohrwände eingepaßte Messingrohre (Abb. 288), die mit den massiven Enden durch x/₂ bis */₄" Kopfschrauben gehalten werden.

Am Boden der Rohrwände häufig rechteckige Mannlöcher etwa 175 mal

150 mm.

Bezeichnet a die Entfernung der Rohrmitten, so ist für ein Rohr eine Fläche /'der Rohrwand

~ 0,866 • a² qcm ~ 1,77 • d- bis 2,2 • d² qcm

(671)

oder : f

erforderlich, für kleinere Werte von d sind die größeren Koeffizienten von d2 zu wählen.

h) Kühlrohre.

ct) Anzahl z auf 1 qm Rohrwandfläche bei t cm Rohrteilung:

(672)

₂ = 11550 : t².

Abb. 289.

Abb. 290.

Abb. 291.

Abb. 292.

Mi

ŻZ

wßmm

Dichtung durch Kautschukmanschetten.

Rohrstopfbüchse.

Dichtung durch Kautschukringe.

Dichtung durch H olzhülsen.

ß) Äußerer Durchmesser der Kühlrohre:

d — 15 bis 22 mm.

Man findet häufig für:

Handelsschiffe

Panzerschiffe, Kreuzer

Torpedoboote

19-21

16-19

14-16

Zahlentafel Nr. 89.

Vergleich der Rohrwandstärken nach englischem und metrischem Maß.

Legal Standard Wire Gauge (L. S. G.) und Birmingham Wire Gauge (B. W. G.)

Nr.

22

mm

Zoll englisch

0,71

0028

. H CO

20

19

18

17

16

0,91

1,02

1,22

1,42

1,63

0,036

0,04

0,048    0,056    0,064

Wandstärke :

§r == 0,7 bis 1,3 mm.

Anordnung der Rohre (Tafel 17, 35, 48).

Befestigung der Rohre (Abb. 289 bis 292).

Größte Rohrlänge zwischen den Rohrplatten L = 5500—6000 mm.

21

Wilda. Die Schiffsmaschinen.

Zahlentafel Nr. 90.

Abmessungen für Rohrstopfbüchsen.

Kohrdurchmesser

mm

114 15 16 117 | 18 ! 19 20 ! 211 22

Gewindetiefe in der Bohrwand...........

Äußerer Durchmesser der Stopfbüchsen .. Lichter Durchmesser der Stopfbüchsen ...

Länge der Bohrstopfbüchse..............

Innere Länge der Bohrstopfbüchse.......

Schlitz in der Bohrstopfbüchse ..........

Vorstehendes Bohrende vor der Bohrwand Gewindegänge auf 1"....................

^ CO O O¹ ZD H (N H (N H

ÜI rf!«.

00

15    i 16 17 i 18 i 19 24 I 25

16    17 22 ; 23

18|18

i 27 : 28 i 19 20 25 26 ; 20 21

¹ 5 i

Oi Oi

18 18

Werden die Kühlrohre eingewalzt, was seltener vorkommt, so werden manchmal die Rohrwände nicht genau parallel angeordnet und den Rohren wegen der Wärmeausdehnung eine leichte Krümmung gegeben.

Befestigung durch Holzhülsen von 2—3 mm Wandstärke und einer Länge von etwa des dreifachen Rohrdurchmessers selten und unzuverlässig.

Ganze Rohrlänge: L + 28, -j- 10 mm.

Die Gesamtlänge der Zirkulation soll mindestens 4500 mm betragen.

Anordnung von Messingstützplatten mit den Rohrwänden zusammengebohrt, für L > 1800—2000 mm.

Stärke der Stützplatten 8—15 mm, Abstand der Stützplatten 1500 bis

1800 mm.

Befestigung der Stützplatten an angegossenen Rippen in der Höhe der höchsten und tiefsten Rohrreihe.

Vielfach, besonders auf Kriegsschiffen, erfolgt die Auflagerung der Rohre in den Stützplatten durch einen etwa 15—20 mm langen, in die Rohrwand eingeschraubten Rohrring mit feinem Gewinde der außen gegen die Stütz-platte verlötet wird.

Zwischen der höchsten Rohrreihe und der Wandung des Gehäuses soll bei mit den Zylinderständern zusammengegossenen Kondensatoren mindestens eine freie Höhe gleich 0,2 der lichten Kondensatorhöhe bleiben, bei getrennt aufgestellten Kondensatoren unterhalb der Einströmungsöffnung des Dampfes eine solche von 0,15 des lichten Durchmessers D, um eine gute Verteilung des Dampfes um die Rohre zu ermöglichen.

Unterhalb der Einströmungsöffnung werden aus demselben Grunde bei gußeisernen rechteckigen Kondensatoren in der höchsten Rohrieihe 8—10 Rohre ausgelassen, so daß in den 8—10 höchsten Rohrreihen eine trichter-ähnliche Öffnung entsteht, hei zylindrischen Kondensatoren werden bis nahe an die Kondensatormitte 1—3 Gassen von je einer Breite von 3—4 Rohrteilungen angeordnet.

Dampfeintritt, bei langen Kondensatoren häufig an zwei Stellen, das Ausströmungsrohr aus dem Niederdruckzylinder am Ende meist mit Winkeleisenring, der mit dem sehr oft aus Stahlguß bestehenden Flansch am Kondensator verschraubt ist.

Ausströmung durch den Niederdruckzylinderständer, obgleich häufig ausgeführt, nicht zu empfehlen, da trotz Wasserkühlung der Gleitbahn häufig Warmlaufen des Kreuzkopfes die Folge ist.

Entwässerung der Schieber kästen und Dampfrohre. Für den Niederdruckzylinder an einer möglichst tiefen Stelle des Kondensators anschließend, damit das aus demNiederdruckzylinderabfließendc Wasser durch sein Eigengewicht abfließen kann,

i) Rohranschlüsse und Armatur, vgl. Tafel 4. Luftpumpensaugrohr,

Eintritt des Kühlwassers,

Austritt des Kühlwassers,

Abdampf der Umsteuerungsmaschine,

Abdampf der Lichtmaschine,

Abdampf derübrigen Hilfsmaschinen,

IV2" bis 3" Ventil zum Entleeren des Kondensators durch die Dampfpumpe an einer tiefgelegenen Stelle,

⁵/g" Sodazusatzhahn. Die Sodalösung wird häufig aus einem besonderen kupfernen Behälter von 20 bis 25 1 Inhalt durch ein 1" Rohr oder Schlauch entnommen,

⁵/g" bis ⁷/g" Ventil zum Auskochen des Kondensators mit Dampf, Entwässerungshähne bzw. Schrauben, Mannlöcher, im oberen Teil und in den Vorlagen,

Schlammlöcher im unteren Teil,

Zink platten ~~ 150 mal 300 nun in den Vorlagen.

V2 bis 1" Hahn für Zusatzwasser,

Füllventil aus See,

Probierhähne an den Kopfplatten, besonders am Eintrittsraum, die immer Wasser geben müssen oder Wasserstandsglas,

Lu ft bahn im höchsten Teil der Vorlagen,

Sicherheitsventil am Exhauststutzen von 40—50 mm Durchmesser mit ~ 1,75 kg/qcm belastet,

Sicherheitsventil an der Eintrittsstelle des Kühlwassers,

Je nach den Umständen sind nicht alle oben angegebenen Anschlüsse vorhanden, k) Hilfskondensator.

Die Konstruktion ist dieselbe wie für die Hauptkondensatoren. Sie erhalten besondere Kühl- und Luftpumpen, die in die Zisterne des Hauptkondensators oder die Speisetanks fördern.

Die Pumpen werden oft unter dem Hilfskondensator angeordnet und die Luftpumpe vom Kreuzkopf der Antriebsmaschine aus betrieben.

Bei Doppelschraubenschiffen erhält jeder Maschinenraum, wenigstens auf Kriegsschiffen, einen Hilfskondensator. Kühlfläche etwa ^ bis | derjenigen des Hauptkondensators.

Zahlentafel Nr. 91.

Abmessungen ausgeführter Oberflächenkondensatoren.

Kühlfläche................

Länge zwischen den Kohrwänden ................

Länge der Vorlage.......

Breite hzw. Durchmesser, licht „ Wandstärke des Gehäuses ...    „

Wandstärke der Rohrwand... „

Höhe im Lichten........

Befestigungsschrauben der

Rohrwand.............

Befestigungsschrauben des Deckels bzw. der Vorlage ..

Anzahl der Kühlrohre Rohrdurchmesser ....

Durchmesser der Längsanker. ,,

qm

1090    839,7    278,8

241    83,4

mm

■■

mm

mm

6238 3857    2794

400

280

228

2438

2600 2054    1333

304

5734    3925 2550

28

11

25

6,3

25

965

28,6

25

2900

90

115

4100

1”

3/₄"

⁷/s"

1"

5300

3/4

1"

19

18

21H1-1

15,8

25

2608

19

25

275

600

20

22

1430

1"

II. Einspritzkondensator.

Verwendung ausschließlich für Flußdampfer. Inhalt des gußeisernen Kondensatorgehäuses:

(673)

J = - 0,2 bis 0,3 • Dl • H.

1) Einspritzwassermenge w:

w — ~ 200-225 1 für 1 PS.

(674)

w = ~ 25—30 kg

für 1 kg Abdampf, je nach der Temperatur des Einspritzwassers.

Geschwindigkeit des Kühlwassers im Einspritzrohr am Kondensator: v = ~ 8 m bis 10 m.

21*

2) Durchmesser d des Ein spritzrohres:

d = — 0,4 • ]/ Ni bis 0,50 • j/N{ qcm,

Gesamtquerschnitt f der Einspritzöffnungen (Löcher oder Schlitze) im Einspritzrohr genügend :

(675)

f = ~ 0,06 bis 0,09 • Ni qcm.

Häufig findet sich auf Flußdampfern:

f bis 0,2 qcm.

Einspritzschieber meist Gleitschieber, Gitterschieber oder Hahn im Ausströmungsrohr kurz vor Eintritt in den Kondensator.

3. Armatur.

Hahn für Noteinspritzung aus der Bilge, Noteinspritzrohrdurchmesser: ~ 0,25 bis 0,3 • V N{

Schnüffelventil am Kondensatorboden, vom Luftdruck auf seinem Sitz gehalten zum Entleeren

Durchmesser ~ 0,4 • ]/AT.

Elfter Abschnitt.

Pumpen.

I. Luftpumpen.

Ausführungen vgl.

Tafel :

17b

48,

Abb.: 10-23.

1-6,

16—20.

¹

Eingehendere' theoretische Erörterungen vgl. Wilda-Bertin maschinenbau“, Gebrüder Jänecke, Hannover, 1902, S. 379 bis 401.

1. Materialien und Anordnung.

a) Einfach wirkende, vertikal stehende Pumpen.

Die Luftpumpe fördert in einen besonderen Speisetank, aus dein die Maschinenspeisepumpen saugen oder letztere saugen direkt aus dem Druckkasten der Luftpumpe, in diesen Fällen ist häufig ein Ausgußventil über Bord nicht vorhanden. Die geförderte Luft kann in diesem Italie meist frei in den Maschinenraum ausströmen.

Zylinder. Kriegsschiffe: Bronze mit Saug- und Druckkasten in einem Stück gegossen.

Handelsschiffe: Gußeisenzylinder mit Bronzeeinsatz, Saug- und Druckkasten Gußeisen, oder Bronzezylinder mit gußeisernem Saug- und Druckkasten (Abb. 293—295).

Sitzplatten für Köpf- und Fußventile stets Bronze, ebenso alle Schrauben im Pumpengehäuse. Für die Fußventilplatte Kopfschrauben. Für die Druckventilplatte Stift- oder Druckschrauben durch den Pumpendeckel, außerdem wird diese durch die Stopfbüchse oder starke Bronzefedern gehalten (Abb. 293).

Pumpenkolben Bronze, Kolbenstange Schmiedeeisen oder geschmiedeter Stahl mit Bronzeüberzug, Bronze, Deltametall. Kolben mit oder ohne Deckelring. Abdichtung Hanfpackung oder Labyrinthdichtung, selten Metallringe. Der Deckelring kann zweckmäßig besser wegbleiben (Tafel 7, 17 a, 17 b).

Ventile, alle Teile Bronze.

Besondere Hilfsluftpumpen, um die Luftleere im Kondensator bei Stillstand der Hauptmaschine zu halten, werden meist als Dampfpumpen ausgeführt. Zwei Luftpumpen für eine Maschine finden sich nur auf Kriegsschiffen.

b) Edwards-Pumpe (Abb. 296 und 297 und Tafel 41 Abb. 1—11).

Wirkungsweise der Edwards-Pumpe. Kolben- und Fuß ventile fehlen. Der Kondensator steht mit dem unteren Teil des Pumpenzylinders durch Öffnungen in Verbindung, die in der tiefsten Kolbenlage frei sind. Durch die Weglassung der Kolben ventile wird das Volumen des schädlichen Raumes vermindert. Das Vakuum in der Pumpe entspricht beim Niedergang des Kolbens genau der Dampfspannung für die Temperatur des kondensierten Wassers. Bei richtig gewählter Größe der Öffnungen im Zylinder kann die Luftleere im Kondensator genau gleich derjenigen im Pumpenkörper gehalten

Albb. 293.

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werden. Das kondensierte Wasser tritt durch das Herabgehen des Kolbens über diesen und durch die hierbei auftretende Wassergeschwindigkeit wird die durch die Öffnnugen eintretende Luft mitgerissen, wobei die im

Abb. 294.

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Abb. 295.

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Abb. 296.

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Einfach wirkende Luftpumpe.

Kondensator enthaltene Luft frei in derselben Zeit in den Fumpenkörper überströmen kann, in der das Wasser entfernt wird. Durch die konische Form von Boden und Kolben werden Wasserstöße vermieden. Bei 20 Umdrehungen

Abb. 297.

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minütlich arbeitet die Pumpe noch gut. Abdichtung des Kolbens durch 5—6 Wasserrillen. Ein durch sein Gewicht auf seinem Sitz gehaltenes Ventil ermöglicht direkte Verbindung mit der Bilge, wenn im Kondensator der Druck steigt, z. B. wenn die Hilfsmaschinen beim Stillstand der Hauptmaschine ihren Dampf in den Kondensator abgeben.

Abb. 298.

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B a i 1 e y - Luftpumpe.

c) Doppeltwirkende Luftpumpen als B a ile y-Pumpe (Abb. 298) auf amerikanischen Schiffen viel verwendet. Hubvolumen etwa ^30 bis ¹/i0 des Volumens des Niederdruckzylinders. Das Volumen der Pumpe könnte bedeutend kleiner gehalten werden.

2. Abmessungen.

Einfach wirkende Luftpumpen, angehängte Luftpumpen. Kolbengeschwindigkeit cp m:

Handelsschiffe: cp = 1,0 bis 1,7 m, Kriegsschiffe: cp = 1,5 bis 2,5 m. Kondensiertes Wasser Wc kg für 1 PS. stündlich.

Zweifach-

Expansionsmaschinen

Dreifach-

Expansionsmaschinen

Vierfach-

Expansionsmaschinen

Wc kg

8,2-10

7-7,5

7—7,5

a) Ford er volum en V für 1 kg kondensierten Dampf:

(676)

(677)

V = ~ 30 1.

Stündliches Fördervolumen V, für N, PS.:

Vt = Wc-V-N.₍

Minütliches Fördervolumen V₂ für 1 PS., d Durchmesser, /iHub der Pumpe:

Wc-V- Nt

d²-

60

60

(678)

Volumen der Luftpumpe:

d² •

. h = Wc ■ V-

(679)

Zweifach-

Expansionsmaschinen

Dreifach-

Expansionsmaschinen

Vierfach-

Expansionsmaschinen

d²-~-h 1

V-

4 bis 6 —L

3,5 bis 4 •

Oi

'ĆH

g;

Cß

Hub h der Luftpumpen: Kriegsschiffe h == 0,5 • d bis 0,8 • d, „    h — 0,22 bis 0,45 • FT,

d:h = a — 1,25 bis 2.

Handelsschiffe: d bis 1,3 • o?,

„    0,45 bis 0,6 • H,

,,    1 bis 0,70.

b) Zylinderdurchmesser:

Zweifach-

Expansionsmaschinen

Dreifach-

Expansionsmaschinen

Vierfach-

Expansionsmaschinen

1,7 bis 1,95 • j/-Ł r a • n

0,38 bis 0,4-

1,65 bis 1,7 •

0,35 bis 0,37 • ’j/~~ H

f* _

0,32 bis 0.34-

(680)

(681)

D und H dcm. Bei 2 Niederdruckzylindern ist l)n mit 1,25 zu multiplizieren. Sind 2 Luftpumpen für eine Maschine vorhanden, so sind die Gleichungen (680) mit 0,85, die Gleichungen (681) mit 0,88 zu multiplizieren.

c) Wandstärke der Zylinder.

b'w = 0,016 • d -j- 10 mm^

8'; = 0,016 • d + 2 „1 Bronze Zylinder ohne Einsatz 8W = 0,016-F + 5    ,, Kriegsschiffe.

Handelsschiffe. (682)

Gußeiserner Mantel Bronze Einsatz ...

d) Stärke 8 der Kopf- und Fußventil-Sitzplatten: 8 = 0,018 • d -f- 8 bis 0,019 • d -f- 10 mm.

Ventil von Coe & Kinghorn.

Packung:

Dicke der Packung: Hanf: 6'w bis 1,4-8", Metallringe: 12—15 mm,

Höhe der Packung: Han : 4,8 bis 5-8", Metallringe: 18-—25 mm.

Ringbreite zum Festhalten der Packung...........~ 0,65 • d -\- 25 mm.

Stiftschrauben zum Festhalten des Ringes......... ~ 1,13-6ro.

Drei bis vier Wasserrillen von je 8—12 mm Höhe, 2—3 mm Tiefe und 30—35 mm Zwischenraum.

g) Kolbenstange, Durchmesser dk cm. Länge l cm.

K = 0,8 • d² bis 1,6 • d² kg

(686)

(687)

Kolbenbelastung :

je nachdem 1 oder 2 kg/qcm angenommen werden. Durchmesser dk im Gewindekern:

Auf Zug, Beanspruchung kz = 150—200 kg/qcm.

dk = 0,07 • d bis 0,1 - d cm.

oder: dk = — 0,3 • |Xd³ cm = ~ 0,09 • d; dk = 0,11 • d + 15 mm.

Radiale Rippen der Platten: 0,65-6 mm stark,

Befestigungsschrauben der Ventil-Sitzplatten: l¹//' bis 1¹/₂"-

e)    Saug- und Druckkasten.

Wandstärke: 0,016 c?+ 5 mm Gußeisen, 0,016 d + 1 mm Bronze. (684)

f)    Luftpumpenkolben.

Wandstärke der Kolbenscheibe

1,13 • ow oder: 0,63 • j/G? + 0,4 Stärke des äußeren Randes an der Kolbenscheibe 15 bis 22 mm, nach oben und unten bis auf 10—12 mm Stärke abnehmend.

Radiale Rippen, Stärke .

Kolbennabe, Wandstärke

Höhe des Kolbens an der Zylinderbohrung bei:

5,6 • 6'w bis 4,5 • 6','„ bis

0,6 bis 0,7 • 6"

1,6 • 8"; bis 1,9 • ow .

Abdichtung durch Hanfpackung.

Abdichtung durch Dichtungsringe Abdichtung durch Labyrinthdichtung, vgl. Abb. 298.

• 6':

• 6'.'

cm.

(685)

Abb. 299.

Abb. 301.

Gummiventil.

Abb. 300.

:!

■VfL!

Ventil von Corliss.

je nachdem 1 oder 2 kg/qcm Belastung der Kolbenfläche zugrunde gelegt werden,

Bei langen Kolbenstangen, bei denen Biegung in Frage kommt: dk — 0,08 bis 0,13-j/d-l Metallüberzug 4—6 mm Wandstärke.

cm

Konus in Kolben 1 :10 bis 1:20.

Die Führung der Kolbenstange bei längeren Pumpenhüben durch einen besonderen kleinen Kreuzkopf (Abb. 294 und 295).

Abb. 303.

Abb. 302

rwi

y 'y

Ventil von Bel dam.

Ventil von Thomson.

h) Ventile.

Wassergeschwindigkeit beim Durchgang durch die Ventile :

Austrittsgeschwindigkeit am    Umfange: vu    — 5 — 9 m.

fs = ~ 0,25 bis 0,26 • d, fd = ~ 0,26 bis 0.27 • cP,

Freier Ventilquerschnitt f. i Anzahl der Ventile, dv Ventildurchmesser. Säugventile, freier Querschnitt . ..

Druckventile, freier Querschnitt ,

Abb. 305.

Abb. 304.

nnr

Luftpumpenventile.

Anzahl der Ventile« = 4 bis 8, die Anzahl der Fußventile wird häufig um die Hälfte größer genommen als die der Kolben- und Druckventile.

Stärke der    Ventilsitzplatte    am    Ventil......~    0.05 • dv -j- 12    bis 15 mm,

Rippenstärke im Ventilsitz    . .    ...........~    0,015 • dv    +^4    mm,

Durchmesser der Ventilspindel...........~ 0,03 • dv + 7 mm,

Stärke der    Hubbegrenzung    in der Spindel. . . . ~    0,015 • dv    + 4    nun.

Stärke der    Hubbegrenzung    am    Rande......~    0,008 • dv    -f 2    mm,

Stärke von Gummiventilen.............10 mm bis 18 mm.

mm.

11 bis 22 mm, mm.

glatte Kupfer-, Messingscheiben, oder Bronze . 0,8 mm bis 1,6 mm. gewellte Kupfer-, Messingscheiben oder Bronze 1,5 mm bis 2,0 Hub der Ventile:

Gummiventile: Hub am äußeren Rande...........• • • •

Ventile aus glatten oder gewellten Kupfer- oder Messingscheiben Hub: 3 bis 6

i) Saug- und Druckleitung.

a) Saugleitung: Wassergeschwindigkeit in der Saugleitung:

vt = 3,5 m bis 10 m,

Cp

V1

Querschnitt des Saugrohrs: Fs = 0,8 • d² ■

Ft

1 d² • h • n

7500

qcm

Durchmesser des Saugrohrs: Ds = d • \-

Cp

80 '

cm.

(691)

ß) Druckleitung: Wassergeschwindigkeit in der Druckleitung:

v₂ = 8 bis 12 m,

Querschnitt des Druckrohrs : Fd = 0,8 • d₂ •

Cp _ 1

75ÖÖ

d² • h • n

qcm,

(692)

i.VSi-=~A.V

y v₂    80 Y

(693)

Durchmesser des Druckrohrs : Dd =

Auf Flußdampfern, die mit Oberflächenkondensation arbeiten, ist zu setzen :

vi — 2 bis 3 m; v₂ = 4 bis 6 m.

Inhalt der Windkessel an der Druckleitung:

J — — 0,4 bis 0,lD‘d²-h.

Wandstärke der Saug- und Druckrohre:

V2

cm.

Gußeisen :

80

+ 8 bis + 7 mm,

(694)

= 2 bis 3 mm.

Kupfer :

k) Ausgußventile der Luftpumpe, dv Ventildurchmesser.

0,01 • dv + 5 mm, Kriegsschiffe. 0,13 • dv + 12 mm.

~ 0,4 • dv.

— 0,55 • dv.

0,1 • dv + 10 mm (Gußeisen). 0,02 • dv + 10 mm (Bronze).

1,5 • dv 4- 100 mm.

Bei geschlossenem Ausgußventil kann die geförderte Luft durch ein

Wandstärke des gußeisernen Gehäuses .... 0,05 • dv + 5 mm, Handelsschiffe Wandstärke des Bronzegehäuses .

Durchmesser der Ventilspindel . .

Höhe des Ventilsitzes........

Stärke der Brücke für die Spindel Stärke des Befestigungsflansches .

Stärke des Befestigungsflansches .

Handraddurchmesser.........

besonderes ins Freie führendes Luftrohr vom Durchmesser

-,d- entweichen.

4

Arbeitsaufwand für die angehängten Luftpumpen 1—2 °/₀ der Gesamt-

arbeit.

3. Unabhängige Luftpumpen (Abb. 306, 307).

Anordnung. Bei den am meisten verbreiteten Bauarten von Blake, Worthington, Weir, zwei doppeltwirkende Dampfzylinder und zwei einfach wirkende, durch einen Balancier gekuppelte Pumpenzylinder, erstere mit Simplex-Steuerung, bei welcher die Bewegung des Hauptdampfschiebers aus der, die Dampfkanäle bedeckenden Mittelstellung, durch einen auf seinem Rücken arbeitenden Hilfsschieber (meist quer zur Zylinderachse angeordnet, eingeleitet wird. Der Hilfsschieber wird am Ende des Hubes

umgesteuert und nimmt dabei den Hauptschieber mit, wodurch die Bewegung des Hauptkolbens beginnt; dieser bedeckt an seinen Hubenden die Einströmungskanäle. Die Bewegung des Hilfskolbens wird durch Kompression des Dampfes begrenzt, deren Größe regulierbar ist.

Die Hauptdampf Schieber erhalten ihren Antrieb durch einen von den Kolbenstangen betätigten Balancier.

Abb. 306.

ZL

Pf

fr

-‘ÏÏT

•An

fr

mW³

ij

ii

ii

ii

TOP

Oj

tr

Luftpumpe von Blake.

Die Hilfsschieber, werden neuerdings doppelwandig ausgeführt zwecks Erwärmung beim Anlassen der Pumpen.

Dampfentnahme häufig von einem Anschluß zwischen Haupt- und Hilfsleitung, Abdampf in den Hauptkondensator oder den Receiver des Niederdruckzylinders. Die Pumpenzylinder Bronze oder Gußeisen mit Bronze-Einsatz, die Abdichtung der Pumpenkolben gummierte Segeltuchpackung, Weißmetalloder Holzfiberringe. Die Saug- und Druckventile in Gruppen angeordnet, jede Gruppe nach Lösung einer Schraube losnehmbar.

Die Pumpenzylinder werden auch ohne Säugventile und doppeltwirkend gebaut, die Dampfzylinder auch mit Verbundwirkung.

Die Ventilkastendeckel sind häufig als Windkessel ausgebildet.

Dampfverbrauch ziemlich groß, 40 bis 80 kg stündlich für 1 PS.

Bei Benutzung des Abdampfes zur Vorwärmung des Speisewassers sinkt der Arbeitsaufwand auf 0,50—0,75 °/₀ der Gesamtleistung.

Die Umdrehungszahl kann je nach der Förderung von 4—60 schwanken.

Pumpenzylinderdurchmesser 1,25 bis 1,7 mal Hub.

Dampfzylinderdurchmesser etwa 0,4 bis 0,5 mal Pumpenzylinderdurchmesser,

Luftpumpenvolumen etwa 15 bis 20 mal stiindl. Speisewassermenge.

Luftpumpenvolumen etwa ~ 18 bis 25 Liter für 1 PS.-Gesamtleistung.

Luftpumpenvolumen etwa 1,5 bis

etwa

Abb. 307.

3h-

■E£n

2.A

II. Zirkulationspumpen.

1. Kolbenzirkulatiouspumpen

(Abb. 308. Tafel 7, Abb 24-32).

a) Anordnung.

Auf Handelsdampfern meist doppeltwirkend ausgeführt, vom Kreuzkopf durch Balancier und Traverse angetrieben. Gußeiserner Zylinder mit Metalleinsatz, Ventile wie für die Luftpumpen, häufig finden sich Gummiklappen.

•si

Abb. 308.

—1JI_—

Unabhängige Luftpumpe.

G55| I

ii

Li

ft

1. I :

Bei kleinen Fahrzeugen (Torpedoboote) wird die Geschwindigkeit der Fahrt des Schiffes manchmal für den Eintritt des Kühlwassers ausgenutzt.

V/

Kombination von Zir-kulations- und Luftpumpe vgl. Abb. 310.

fl

f-

.....0

-h-

Doppeltwirkende Zirkulationspumpe mit Speisepumpen.

b) Abmessungen.

dc Zylinderdurchmesser, he Hub.

a) Kolbengeschwindigkeit vc = 2 bis 2,8 m, häufig geringer. Kolbenhub gleich dem Hub der Luftpumpe.

ß) Fördervolumen.

Pumpenvolumen

Zweifach-

Expansionsmaschinen

Vierfach-

Dreifach-

Expansionsmaschinen Expansionsmaschinen

4 bis 5 • —t. (695)

5 bis 6 • —

4 bis 5 •

■K 1

Doppeltwirkende Kolben-Zirkulationspumpen :

2 bis 2,5 • —

n

N,

2,5 bis 3 • — n

Ni

2 bis 2,5 —-

Abb. 309.

1Z0

SP

Bl

-am

1070-

-asy-

Mi

Mi

18 !

-Z'

b— 560

ssu

co

ro

Antrieb von Luft- und Zirkulationspumpe.

Im Mittel:

— . h —__— • D² •

⁴ nc 40

von 36

bis —schwankend.

60

Kolbenhub :

hc — — 0,45 bis 0,55 • FT.

(696

Volumen der doppeltwirkenden Zirkulationspumpen etwa 0,30 bis 0.50 des Volumens der einfachwirkenden Luftpumpe.

y) Zylinder.

Wandstärke des Einsatzes: 8C = ~ 0,016 • dc -j- 7 mm,

Gußeisen Mantel:

Befestigung des Einsatzzylinders meist durch Flansch in der halben Zylinderhöhe.

8Ć — ~ 0,016 • dc +10 mm.

(697)

Y) Kolben. Ausführung wie bei Luftpumpen, Abdichtung an der Zylinder-wandung zweckmäßig durch Labyrinthdichtung, da sich geringere Reibung ergibt als bei Hanf- oder Pockholzdichtung, die ebenfalls verwendet werden.

Abb. 310.

v-

fciaagtsrc

ff

~T

■L.

-t

rr\

-fr- H

ira*

■fff ''

nifinr

-€i

Kombinierte Zirkulations- und Luftpumpe.

(698)

Durchmesser:

Kolbenstange möglichst von gleichem Durchmesser wie bei der Luftpumpe. ~ 0,22 • dc bis 0,22 • dc + 6 mm.

6) Ventile. Freier Ventilquerschnitt der Saug- oder Druckventile:

f = ~ 0,25 • dl

Hub dei Ventile: 8—15 mm.

Wilda, Die Schiffsmaschinen.

Ausführung wie diejenigen der Luftpumpen.

Schnüffelventile zwischen Saug-und Druckseite, Durchmesser —25—50 mm. s) Saug- und Druckleitung.

d, =

(700)

Saugrohre. Durchmesser ds aus:

oder:

ds = 1,95 •

V¹

».

• Ni cm,

worin q stündliche Kühlwassermenge für 1 PS. in cbm.

Wassergeschwindigkeit vs = 2 m bis 3,5 m,

Ein Anschlußrohr an die Saugeleitung von — 0,7 bis 0,75 • ds, das zur Maschinenraumbilge führt, muß stets vorhanden und mit einem selbsttätigen Rücklauf-Abschlußventil versehen sein.

Druckrohre.

(701)

Durchmesser dd = 0,95 • ds bis ds (doppeltwirkende Pumpen) dd — 0,9 • ds bis ds (einfachwirkende Pumpen).

Zahlentafel Nr. 92.

Saugrohrquerschnitte in qcm für 1 PS., für verschiedene Kühlwassermengen q cbm stündlich für 1 PS und verschiedene Wassergeschwindigkeiten vs.

Kühlwassermenge für 1 PS. stündlich q cbm

Wasssergeschwindigkeit vs m

1,6 j 1,8

2,0

2,2

2,4    2,6

2,8

3,0

3,2

3,4

0,150 0,175 0,200 0,225 0,250 0,275 0,300 0,325 0,350 0,375 0,400

Windkessel. Inhalt etwa 0,8 bis 1 mal Pumpenzylinderinhalt, besser ist es, größere Windkessel, 1,2 bis 1,8 mal Pumpenzylinder zu verwenden, wenigstens für einfach wirkende Pumpen.

Ausgußventile, entsprechende Abmessungen wie bei Luftpumpen (S. 333).

2. Zentrifugalpumpen. Ausführungen vgl. Tafel 59, Abb. 1—22.

0,28

0,32

0,37

0,42

0,46

0,51

0,56

0,60

0,65

0,70

0,74

0,25

0,22

0,20

0,18

0,17

0,16

0,15

0,14

0,13

0,29

0,33

0,37

0,41

0,45

0,50

0,54

0,58

0,62

0,66

0,26

0,24

0,22

0,20

0,18

0,17

0,16

0,15

0,30

0,28

0,25

0,23

0,21

0,20

0,19

0,17

0,33

0.37

0,41

0,44

0,48

0,52

0,56

0,60

0,30

0,34

0,37

0,41

0,44

0,47

0,50

0,54

0,28

0,26

0,24

0,22

0,21

0,20

0,31

0,34

0,37

0,40

0,43

0,46

0,49

0,29

0,32

0,34

0,37

0,40

0,43

0,46

0,26

0,24

0,24

0,22

0,29

0,32

0,34

0,37

0,40

0,27

0,30

0,32

0,35

0,37

0,43    0,40

0,26

0,28

0,30

0,32

0,35

0,37

0,24

0,26

0,28

0,31

0,33

0,35

Bezeichnungen.

ce absolute (radiale) Eintrittsgeschwindig

keit, m,

ive relative Eintrittsgeschwindigkeit, m, ve Umfangsgeschwindigkeit des Rades am Eintritt, m,

ca, iva> va die entsprechenden Geschwindigkeiten beim Austritt, m, vs, vd Wassergeschwindigkeiten im Saug-bzw. Druckrohr, m,

Hs Saughöhe vom Saugwasserspiegel bis zur Welle, m,

Hd Druckhöhe von der Welle bis zum Ausfluß des Druckrohres, m,

Hw gesamte Widerstandshöhe, m, hs, hr, hd Widerstandshöhen im Saugrohr,

Rad, Druckrohr, m,

he Pressung des Wassers beim Radeintritt, m, ha Pressung des Wassers beim Radaustritt, m, a dem Luftdruck entsprechende Pressung, m, I re Radius des inneren Radumfanges,

ra Radius des äußeren Radumfanges, be, ba Ein- bzw. Austrittsbreite des Rades,

3e Winkel der Richtung des ersten Schaufelteilchens mit der Umfangsgeschwindigkeit des inneren Radumfanges, n minütliche Umdrehungszahl, j?j minütliche Umdrehungszahl beim Lenzen, L Arbeit der Antriebsmaschine, mkg,

N Arbeit der Antriebsmaschine, PS.,

Ni Arbeit der Antriebsmaschine beim Lenzen, PS.,

N{ Leistung der Hauptmaschine, PS., d Durchmesser des Dampfzylinders,

5 Decke der Radschaufeln, z Anzahl der Schaufeln, ze, za beim Ein-bzw. Austritt,

w AVinkelgeschwindigkeit des Rades, m, m Masse eines Wasserteilchens,

A Arbeit der Zentrifugalkraft, mkg,

Q sekundliche oder stündliche Wassermenge, cbm,

q Kühlwassermenge für 1 PS. und Stunde,

«a Winkel der relativen Austrittsgeschwindig- h Hub des Dampfzylinders, keit mit der Umfangsgeschwindigkeit, : pk Kesseldruck, kg/qcm, ß Winkel der absoluten Austrittsgeschwindig- ! ^Betriebsdruck derAntriebsmaschine,kg/qcm. keit mit der Umfangsgescłwindigkcit, |

a) Anordnung der Zentrifugalpumpen, et) Gehäuse und Flügelrad.

Pumpe mit der Antriebsmaschine gekuppelt, Wassereintritt ein- oder

zweiseitig.

Abt». 311.

f \'v,.

t-

\>

- - v-k- -    —

Ay|-ÇG

kr i

-mm

V. i

Zentrifugalpumpe mit zweiseitigem Einlauf.

Wandstärke des Gehäuses in Gußeisen 15—20 mm, in Bronze 4—12 mm, horizontal oder vertikaler Teilungsflansch, letzterer dürfte wegen leichterer Herstellung empfehlenswerter sein. Das Gehäuse erweitert sich spiralförmig um das Rad herum, bis zum Querschnitt des Druckrohres. Durchmesser der Radwelle 0,8 bis 0,9 des Raddurchmessers 2 • ra, Welle Phosphorbronze oder Stahl mit Bronzehülse.

Das Rad Bronze mit angegossenen Flügeln oder Flügeln aus Kupferblech. Stärke der Bronzeflügel am Umfange 4—6 mm, an der Nabe 12—18 mm.

Die Bronze-Seitenschilder etwa 4—6 mm stark, Wandstärke der Radnabe ~0,3—0,4 vom Wellendurchmesser, Länge der Nabe 1,75 bis 3 mal Wellendurchmesser. Bei zweiseitigem Einlauf Breite des Flügelrades parallel zur Welle 0,4 bis 0,6 • ra, am Umfange 0,20 • ra bis 0,5 • ra.

Befestigung des Flügelrades auf der Welle durch Bund und Mutter, außerdem Federkeil in dem schwach konischen Teil der Welle. Bei größeren Pumpen erhält das Gehäuse Deckel mit Stopfbüchsen (gegen Drehung gesicherte

Abb. 312.

-I

----I    :

HP

Zentrifugalpumpe.

Pockholzsegmente) und an jeder Seite angeschraubte Lager. Häufig ausgeführt, aber nicht zu empfehlen ist es, die Stopfbüchsen gleichzeitig als Lagerung der Welle zu benutzen, die dann durch Rohre zwecks Schmierung mit dem Druckraum des Gehäuses verbunden werden. Verbindung der Flügelradwelle mit der Kurbelwelle der Antriebsmaschine durch Scheibenkupplung. Aufnahme des achsialen Druckes durch Bund auf der Flügelradwelle, besonders bei einseitigem Einlauf erforderlich.

•Jede der Zirkulationspumpen saugt aus der oder den Maschinenraumbilgen, bei Kriegsschiffen aus der Hauptdrainageleitung und drückt in den Kondensator oder über Bord.

Jedes nach der Pumpe zu öffnende Niederschraubventil der einzelnen Saugeleitungen ist so einzurichten, daß z. Z. stets nur eines geöffnet werden kann.

Konstruktion der Verschaufelung (vgl. Abb. 313).

Am oberen Teil erhält das Gehäuse einen Lufthahn, am Boden einen Entwässerungshahn.

Der Betriebsdampf wird häufig aus einem Verbindungsrohr zwischen Haupt- und Hilfsdampfleitung entnommen, der Abdampf geht in den Hilfskondensator.

Werden zwei Zentrifugalpumpen von einer Dampfmaschine betrieben, so besitzen sie häufig ein gemeinschaftliches Saugerohr aus See, wobei die Abzweigungen nach jeder Pumpe einen Schleusenschieber erhalten, so daß jede Pumpe, wenn ihre Kondensatorleitung und der Schleusenschieber geschlossen ist, aus den Bilgen saugen kann. Zu diesem Zweck sind in die Kondensatorleitung ebenfalls oft Schieberventile eingeschaltet worden, so daß die gekuppelten Pumpen ganz unabhängig voneinander arbeiten können.

Abb. 313.

b) Allgemeine Formeln zur Berechnung der Hauptverhältnisse der Zentrifugal-pumpen.

\c___

|\5)<9öo

ra

fs'

'V

ot) Eintritt des Wassers — in das Rad.

Die dem Luftdruck entsprechende Pressung in Meter/

Wassersäi de beträ gt :

5,

a — Hs + hs +

cl

2-cj

+ he m. (702)

ß) Bewegung des Wassers durch das Rad:

Der Arbeit A der Zentrifugalkraft entspricht die an das Rad übertragene Arbeit.

I a,b,. ^    a₃b₃

Schaufelkonstruktion.

n.in.iY,

i cOd = 360-(cce+ö:a) m P = fc

für 1 kg Wasser:

A = ^ • m • w² {r²a — rf) v² — v²

wa    ^ e

(703)

2-g

mkg.

y) Austritt aus dem Rad:

Da die erzeugenden und erzeugten Druckhöhen gleich sind, ist:

< - <

wl

2-g

+ (^e) +

2 • g

ô) Nach erfolgtem Austritt aus dem Rad:

rr 4* hr 4" ha.

(704)

cl

+ iK) — Hd 4- hd 4- (a) +

vl

2-9

(705)

2-9

Demnach durch Addition der obigen Gleichungen: cl + v²a — w²a 4-wl — cl—vl = 2 • g • (H, + Hd + hs + K + hd) + v\ (706) Da nach Abb. 314:

K = Ca + < —    • Va • COS ß, W] = C²e + Vl, Ca = Va-

sin cna

sin (afl — ß)

so folgt die Umfangsgeschwindigkeit va des Rades:

va =

2 • g • {Hs + Ha P hs -p hr + hd -j- vd) sin (a₀ + ß)

sin («B — ß)

Im Mittel ist:

w,

Ta

6,

K + hr p hd = 0,40 bis 0,45 • (Hs + Hd), va = 5.25 •

Abb. 314.

wa

üa.

ce

ve

Geschwindigkeitsdiagramm.

Va

(708)

H-s + Hą + vl

sin K + ß). (709) sin [aa — ß)

Damit va klein wird, ist

sin (aa + ß )

sin (aa — ß) groß zu wählen, wodurch sich vorwärtsgekrümmte Schaufeln (Abb. 313) ergeben.

Bei kleinem Hs + Hd wird auch va klein, in diesem Fall besser rückwärtsgekrümmte Schaufeln, weil die Widerstände in der Pumpe kleiner werden.

c) Gang der Berechnung. Gegeben: Q zu fördernde Wassermenge für 1 PS. stündlich in m/Litern.

Zweifach-

Expansionsmaschinen

Dreifach-

Expansionsmaschinen

Vierfach-

Expan.sionsmaschinen

280—325

180-275

180-275

a) Saughöhe Hs. Für unter Wasser saugende Pumpen ist: Hs — 0. ß) Druckhöhe Hd. Für unterWasser ausgießende Pumpen ist: Hd = 0.

i) Widerstandshöhe Hw, heryorgerufen durch Wirbelbildung und Reibungsverluste in der Pumpe, etwa 2—2,5 m, und durch Reibung, Richtungsänderungen usw. beim Durchfluß des Kondensators.

Letzterer Widerstand hc kann etwa gesetzt werden, wenn L die Länge, D den Durchmesser des Kondensatorgehäuses beträgt, und das Kühlwasser i mal zirkuliert:

hc — 0,5 • i + 0,2 • (i ■ L p D) m,

Hw — — 2 P 0,5 • i P 0,2 • (i - L p D) m. Demnach wird Gleichung (709)

-P] —.Ï

so daß

va = 5,25 •

Hs + Hd + Ha; + vl

sin (ag P ß) sin («a — ß)

(712)

Beim Lenzen aus der Maschinenbilge ist statt Hw zu setzen:

(713)

H'w = 0.4 bis 0,45 • (Hs p ITd).

Saughöhe Hs und Druckhöhe Hd ergeben sich aus den vorhandenen lokalen Verhältnissen,

d) Abmessungen.

o) Saugleitung. Geschwindigkeit im Saugrohr:

vs — 1,5—2,8 m (man findet bis 4 m), für lange Saugleitungen ist vs etwa 1,2 bis höchstens 1,8 m zu wählen.

Durchmesser der Saugleitung:

ds — 1,95

• l/ — • N; cm r vs

(714)

q — stündliche Kühlwassermenge für 1 PS. in cbm. Querschnitt fs der Saugleitung:

fs = 2,98 • — • Nt (vgl. Zahlentafel Nr. 92).

Für zweiseitigen Einlauf erhält man für jede Pumpenhälfte die halben Werte der Zahlentafel Nr. 92.

Die Saugerohre aus der Bilge erhalten auf Handelsschiffen einen um 30 bis 40 °/₀ kleineren Durchmesser, auf Kriegsschiffen häufig bis ds. ß) Druckleitung. Geschwindigkeit im Druckrohr:

vd = ~ vg, häufig vd etwas kleiner.

7) Radius re des inneren Radumfanges:

Einseitiger Einlauf:

Man findet:

Zweiseitiger Einlauf:

v\ • TC = dl • - -. re = 0,5 • ds bis 0,75 • ds.

= o,5

re = ~ 0,35 • ds (0,3 bis 0,4).

r? • ir

(715)

(716)

Äußerer Radradius ra :

ra = 2 • re bis 3 • re, man findet ra = ds bis 1,95 • ds1

die größeren Werte von ra für größere Förderhöhen.

Eintrittsgeschwindigkeit in das Rad: ce = — vs.

5) Winkel o.a der relativen Austrittsgeschwindigkeit aus dem Rad mit der Umfangsgeschwindigkeit va des Radumfanges.

Bei kleinen Pressungen (rückwärtsgekrümmten Schaufeln) ist va groß, bei großen Pressungen (vorwärtsgekrümmten Schaufeln) ist v.a klein

zu wählen, wobei aa = 90 ⁰ sein kann.

(717)

e) Winkel ß der absoluten Austrittsgeschwindigkeit aus dem Rade mit der Umfangsgeschwindigkeit va des äußeren Umfanges:

ß = —26° 34' (nach Grove). r) Umfangsgeschwindigkeit va am Umfange

va = 8 bis 12 m. va = ^6,5-1/ Hs + Hd.

Zweckmäßig wählt man:

(718)

Nach Annahme von Hs) Hd, vd1 aa und ß ist va aus Gleichung (709) zu ermitteln, ferner ist, wenn n bekannt ist:

2-tz- ra-n

va =

60

(719)

Man findet: va — 4,15 bis 5,1 - ^Hw + Hs + Hd -f

vl

Umfangsgeschwindigkeit vR am Wassereintritt in das Rad:

(720)

Ve = — • V a‘

Va

(721)

dem Rad:

7j) Die absolute Austrittsgeschwindigkeit ca des Wassers aus

Ca = Va •

sin aa

(722)

sin (<xa — ß)

oder da vaJ aa und ß bekannt sind, durch Konstruktion des Geschwindigkeits-diagramms (Abb. 314).

b) Die minütliche Umdrehungszahl n:

n = 9,55 • ^

ra

(723)

n = 120 bis 400.

Beträgt die Fördermenge Q cbm minütlich, die Förderhöhe Hs -f Hd m, so ergeben sich passende Werte für die Umdrehungszahl w, aus:

n = 1970

l/dg ’ (K* + 77^ + H-w) + 212 • Q

ba ■ K — rl)

(724)

dd, ba, rai rb in cm.

Für die Zirkulationspumpen ist H, + Hd + Hw = 1,8 bis 2 m zu setzen.

Beispiel. Für eine Vierfach-Expansionsmaschine von Nt = 3000 PS., sind minütlich 12,5 cbm Kühlwasser erforderlich, ra = 52,5 cm, re = 24 cm, ba = 10 cm; dd = 40 cm.

Nach Gleichung (724) folgt:

i/ 40² • 2 4- 212 • 12,5 *    10 • (52,5³ — 24³)

Die Zentrifugalpumpe macht in Wirklichkeit — 122 Umdrehungen.

i) Winkel ae des ersten Schaufelteilchens mit dem inneren Radumfange bildet (Abb. 314).

n = 1970 •

= 130.

tgae = -

Da Richtung und Größe von ce und ve bekannt sind, läßt sich ote direkt durch Konstruktion des Geschwindigkeitsdiagramms für den Eintritt in das Rad finden.

x) Schaufeldicke o: Gußeisen 8 = 7 — 8 mm, Bronze 8 = 4 — 6 mm, Schaufelanzahl: z = 6—12, bei großen Pumpen beträgt häufig am Radumfang :■ za = 2 • ze.

X) Radbreite be am inneren Umfang, Q sekundliche Wassermenge in cbm:

(725)

(726)

2 • ii • re — ze •

be — ~ 0,45 bis 0,75 • re. Radbreite ba am äußeren Umfange:

sin ac

cß • sin ß

2-Tr -ra — za:

sin o.a

Man findet häufig: Häufig ist:

ba = 0,22 • dd bis 0,27 • dd.

Y

ra '

ba — be, oder auch : ba = be • — •

Für Ni PS. der Hauptmaschine, q cbm stündlichen Kühlwasserverbrauch für 1 PS. findet man:

ba = 1000 bis 5500 • q •

n-rn~

cm,

cm.

oder angenähert:

_ Q 1/minutlich

d) Fördermenge Q.

Q wächst bei gleichbleibender Umdrehungszahl w, wenn die Förderhöhe abnimmt und umgekehrt.

Bei gleichbleibender Förderung Q nimmt die Umfangsgeschwindigkeit va mit wachsender Förderhöhe zu, ändert sich n oder die Förderhöhe, so ändert sich auch Q.

Für eine vorhandene Pumpe läßt sich die zu erwartende minütliche Fördermenge Q cbm aus Gleichung (727) ermitteln.

e) Arbeitsbedarf der Zentrifugalpumpen. n) Bezeichnet L mkg den Arbeitsbedarf, so ist zu setzen:

•[1 +

L = Q.

sin (aa + ß)

sin (<xa — ß)

+ l,2-<

(728)

für

aa = 90 +

also bei schwach zurückgekrümmten Schaufeln, wird L am kleinsten.

(729)

L = Q • (H, + Hd + HJ mkg L = Q-(H, + Hd) + 1,2 • mkg

also:

(730)

L = i • Q ■ (H, + Hd) mkg.

Für Zentrifugal-Kühlwasserpumpen ist zu setzen:

T, = - 0,25 bis 0,35.

ß) Die Arbeit APS., den die Antriebsdampfmaschine zu leisten hat, kann bei Q cbm stündlicher Fördermenge etwa:

350

-Q-(HS + Hd + Hw)

(731)

so daß für

gesetzt werden, wenn die Pumpe als Kühlwasserpumpe allein dient, hier können Hs = Hd = ~ 0, Hw = 1,8 bis 2,2 m gesetzt werden, ~ 0,3

bis

1: -Q- PS.

(732)

160

Da aber die Zirkulationspumpe auch als Lenzpumpe zu dienen hat, so ist der Größenbemessung der Antriebsmaschine die Leistung:

200

(733)

A, =

2) PS.

zugrunde zu legen, worin H'd m die beim Lenzen zu überwindende Druckhöhe bedeutet, A- die Leistung der Hauptmaschine darstellt.

Im allgemeinen kann man für A, etwa 0,009 bis 0,014 Ni annehmen, die kleineren Werte für größeres Nt.

dn = — 1,8 his 2 • dh.

Für Zweifach-Expansionsmaschinen findet sich, wenn dh und dn die Zylinderdurchmesser :

Für die Ermittlung der Umdrehungszahl nl beim Lenzen kann Gleichung (724) benutzt werden, wenn Hs + Hd durch Hd + 2 und Q durch ~ 0.45 • Q bis 0,5 • Q ersetzt wird.

y) Demnach hat man für die Abmessungen der Dampfzylinder, d cm Durchmesser, h cm Hub, p kgq/cm Dampfdruck (p Für Einfach-Expansionsmaschinen :

Ti? „ Tr 2 • h • n, lSto-Ä, = rf>. T-J>--00778

0,65 bis 0.7 •pk):

d² • p - h • ne

3000

(734)

f) Vorschriften der Klassifikationsgesellschaften über Zirku-1 ationspumpen.

Germanischer Lloyd.

Die Zirkulationspumpe soll auch aus der Bilge saugen können und das Saugrohr ist mit einem selbsttätigen Rücklaufabschlußventil zu versehen.

Jede größere Maschine muß eine selbständig betriebene Hilfsdampfpumpe besitzen, die zum Speisen der Kessel, Kühlen des Kondensators und als Feuerspritze einzurichten ist.

Zahlentafel Nr. 93.

Hauptabmessungen von Zentrifugalpumpen.

Förderhöhe Ha + Hw

Lenzleistung

cbm/stündlich

Umdrehungs

zahl

«z

Arbeitsbedarf Nt PS.

Durchmesser 2 -ra mm

Saugrohr-Durchmesser ds nun

30

43

75

4,5

1500

1000

65

1000

90

4,5

800

108

700

165

800

200

400

288

6,5

500

342

800

666

400

1000

300

240

1908

2300

o o

i— T—<

tH CM

H (M t}1 N th tH

88&&gg&&883g8g

HHrir-lTHUilPimCO^lOCOlXl

Zahlentafel Nr. 94.

Abmessungen ausgeführter Zentrifugalpumpen.

Förderung

cbm

stündlich

Äußerer

Durch

messer

Breite der Eintritts-Öffnung

mm

be

Saugrohr-

Durch

messer

Druckrohr-

Durch-

Um-

messer

drehungs

zahl

Umfangs

geschwin

digkeit

Arbeits-

bedarf

3300

2160

1200

2160

1300

1400

1300

1275

1100

1000

1200

900

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^ CO OC GO GO OO CO^CiOOO

t-S Ol CM CO CO T“' tH t-H tH tH

III. Speisepumpen.

1. Anordnung, vgl. Tafel 58, 59, Abb. 23—25.

Maschinenspeisepumpen, einfach wirkend.

Material. Auf Kriegsschiffen Bronze, auf Handelsschiffen gußeiserne Zylinder mit Tauchkolben aus Bronze, Deltametall, Stahl mit Bronzeüberzug.

Antrieb durch doppelarmigen Balancier vom Kreuzkopf aus oder von der Kurbelwelle aus durch Schnecke auf der Kurbelwelle, die eine senkrecht zur Kurbelwelle gelagerte Schneckenradwelle treibt. Letztere treibt die Pumpe durch exzentrische Zapfen oder Kurbeln an, häufig angeordnet für Dampfbeiboote, Torpedoboote, auch direkter Antrieb durch exzentrische Zapfen am vorderen Ende der Kurbelwelle bei Handelsschiffen.

Ventilkasten, Bronze bei Kriegsschiffen, Gußeisen bei Handelsschiffen. Saug- und Druck-Ventile (vgl. Abb. 299—305). Kleinere Ventile meist Kegelventile. Der Hub der Säugventile häufig nachstellbar.

Luftventil zwischen Saug- und Druckventil, Sicherheitsventil am Pumpenzylinder, Windkessel mit Luftkessel in der Druckleitung, möglichst nahe dem Zylinder. Federbelastetes Rücklaufventil mit Verbindung zur Zisterne. 2. Abmessungen.

a) Einfachwirkende Maschinenspeisepumpen.

Wirkungsgrad :

rt = - 0,70-0,78.

d) Jede der Speisepumpen fördert dem Volumen nach ~ 3 1 Wasser für 1 kg verdampften Wassers.

Zweifach-

Expansions

maschinen

Dreifach-

Expansions

maschinen

Vierfach-

Expansions-

maschinen

Speisewassermenge für 1 PS. stündlich.........................

Förderung je einer Speisepumpe

für 1 PS. stündlich..........

Doppelschraubenschiffe..........

Minütliches Fördervolumen, Ein-

schraubenschiffe .............

do. Zweischraubenschiffe (N, für eine Maschine)..............

Demnach Zylindervolumen bei n Förderhuben minütlich, messer des Tauchkolbens, hdm Hub:

(P . - -. h = - -1.

Ungefähr läßt sich setzen : dp - h = bis ß) Durchmesser des Kolbens:

d — ^ . h bis \ • ä,

Wc kg

8,2 bis 10

12 bis 20 15 bis 20

7 bis 7,5

7 bis 7,5

11 bis 15 9 bis 12

11 bis 15 9 bis 12

0,3 bis 0,65 • N{ 0,28 bis 0,5 • N, 0,22 bis 0,37 • JV, 0,2 bis 0,3 • IV-

0,28 bis 0,5 • N{ 0,2 bis 0,3 • N{

d dm Durch-

(735)

innr

• Dl- H.

(736)

oder :

12

14'

H Hub der Maschine.

Lichter Durchmesser des Zylinders :

y) Wandstärke 8 des Zylinders:

dc = 1,1 bis 1,2 • d.

(737)

8 = 1.3 • —

d'Pk

mm

kz = 50—100 kg/qcm Gußeisen, 75 — 100 kg/qcm Bronze.

Die kleineren Beanspruchungen für kleinere Kesseldrucke:

Zahlentafel Nr. 95.

Wandstärke der Zylinder:

d mm

40

50    60    70

80 i 90    100    110    120

130    140

8 mm

Gußeisen

Bronze

13

14

15    16    17    18    19    20

9    J 10    11    12    i 13    13

21

14

22 ! 23 15 ; 16

Wandstärke 8, des hohlen Tauchkolbens:

8, = 0,32 • \/d • pk + 4 mm.

8t = ~ 0,7 • 8.

8) Kolbenstangendurchmesser dk im Gewindekern. Zulässige Beanspruchung : Schmiedeeisen Stahl kg/qcm

Schmiedeeisen : dk

(730)

100

150

Bronze

120

- 0,1 -d-Vpk + 15 Stahl oder Bronze : dk — — 0,092- d-]fpk + 15 mm.

Sind die Kolbenstangen kurz, so genügt 0,65 — 0,7 obiger Werte, s) Ventile.

Wassergeschwindigkeit in den Ventilen 1,5—2,75 m, radiale Austrittsgeschwindigkeit 5—9 m.

Durchmesser des Ventilsitzes: di = 1,1 mal Durchmesser des Druckrohres. Durchmesser des Ventiles : messer des Druckrohres.

Federbelastung der Überlaufventile zur Rückführung auf die Saugseite der Pumpe: ~ 1,25—1,5 • pM Durchmesser des Überlaufsventils etwa 0,6—0,7 • d Ç) Saug- und Druckleitung.

Saugrohre: Wassergeschwindigkeit vs

mm.

(740)

dv = — 1,095 • di — ~ 1,2 mal Durch-

Ä*

1,8—2,2 m, bei großen Pumpen 2,75—3 m, die kleineren Geschwindigkeiten für Rohre von kleinerem Durchmesser.    __

’Vv-

Saugrohrdurchmesser : ds = 0,06

q 1 für 1 PS. stündlich (vgl. S. 347).

Druck rohre: Wassergeschwindigkeit vd = 2,5—3,5 m, man findet aber häufig vd bis 8 m.

Durchmesser der Druckrohre nach Gleichung (741).

Zahlentafel Nr. 96.

Querschnitte der Saug- und Druckrohre in qcm für 1 PS. bei verschiedenen Wassergeschwindigkeiten und Fördermengen für 1 PS. stündlich.

— cm.

(741)

Fördermenge

Wassergeschwindigkeit vs bzw. vd m

Liter

10

11

12

13

14

15

16

17

18

19

0,0280

0,0308

0,0336

0,0364

0,0392

0,0420

0,0448

0,0476

0,0504

0,0532

0,0560

0,0140

0,0154

0,0168

0,0182

0,0196

0,0210

0,0224

0,0238

0,0252

0,0266

0,0280

0,0093 I 0,0070 0,0103 ! 0,0077 0,0112 :    0,0084

0,0121    0,0092

0,0131    0,0098

0,0140 ! 0,0105 0,0149 ! 0,0112 0,0159    0,0119

0,0168    0,0126

0,0178    0,0133

0,0190    0,0140

0,0056

0,0062

0,0067

0,0073

0,0078

0,0084

0,0090

0,0095

0,0101

0,0106

0.0112

0,0046

0,0052

0,0056

0,0060

0,0065

0,0070

0,0075

0,0079

0,0084

0,0089

0,0095

0,0040

0,0044

0,0048

0,0052

0,0056

0,0060

0,0064

0,0068

0,0072

0,0076

0,0080

0,0035

0,0039

0,0042

0,0046

0,0049

0,0052

0,0056

0,0059

0,0063

0,0067

0,0070

Drücken zwei Speisepumpen in dasselbe Druckrohr, so genügt es diesem den — 0,8 fachen Querschnitt der Summe der Querschnitte der Druckrohre der einzelnen Pumpen zu geben.

Die Durchmesser der Saug- und Druckleitungen für Dampf Speisepumpen zu ermitteln aus:

ds hzw. dd = 0,165 •]/ (2,5—v) (1—0,1 • i)

cm,

(742)

worin v m die Wassergeschwindigkeit, i die Anzahl der Expansionsstufen der Hauptmaschine bezeichnet. Es ist demnach für

j Zweifach-Expansionsmaschinen

Dreifach-Expansions-

maschinen

Vierfach-Expansions

maschinen

0,128 • V2,5—v cm

0,145 • 1^2,5 — v

ds bzw. dd cm

wobei mit v höchstens bis ~ 1,75 m gegangen ward.

Die Wandstärke 5 derDruckrohre aus Kupfer ist um ~ 20°/₀ stärker zu wählen als bei Dampfrohren gleichen Materials, vgl. S. 100.

Inhalt des Windkessels 2—2,5 mal Zylinderinhalt.

tj) Speiseleitung. Bei kleinen Maschinen saugen die Maschinenspeisepumpen aus dem Druckraum der Luftpumpe und drücken direkt in die Kessel. In die Druckleitung wird bei größeren Maschinen ein Vorwärmer und häufig ein Speisewasserreiniger eingeschaltet. Der Vorwärmer wird meist mit dem Abdampf der Hilfsmaschinen betrieben.

Aus dem Vorwärmer fließt das Wasser einer besonderen Dampfpumpe zu, die in die Hauptspeiseleitung drückt. Der Gang der Pumpe wird durch ein Drosselventil in der Dampfleitung von einem Kupferschwimmer im Vorwärmer reguliert.

Die Maschinenspeisepumpen können dabei entweder in den Vorwärmer oder in die Hilf s speise leitu ng drücken, durch die für gewöhlich der etwa vorhandene Injektor oder eine Hilfsspeisepumpe (Dampfpumpe) in die Kessel drückt. Haupt- und Hilfsspeiseleitungen sind dabei miteinander zu verbinden.

b) Als Dampf speisepumpen stehen solche mit Duplex- und Simplexsteuerung in Verwendung. Eine Beschreibung der Einrichtung der vielen benutzten Konstruktionen liegt nicht im Rahmen des Buches, bekannte Konstruktionen sind die von Blake, Weir, Worthington, Lamont, Clarke & Chapman, Belleville; schieberlose Duplexpumpen werden von Mumford gebaut, die in der englischen Marine vielfach Verwendung finden (vgl. Engineering, 5. August 1904).

a) Bei den Pumpen mit Duplex-Steuerung wird die Steuerung eines Zylinders durch die Kolbenstange des anderen betätigt, Auf jeder Zylinderseite ist ein besonderer Einströmungs- und Ausströmungskanal angeordnet, in der Mitte der Auspuffkanal. Der Kolbenhub wird durch die Kompression begrenzt. Der Schieber arbeitet ohne oder mit sehr geringer Deckung. Die Schieberstange besitzt auf der Stange toten Gang von etwa 7—10 mm, der regulierbar ist. Die Bewegung der Schieberstange beträgt etwa zweimal Kanalhöhe -f- dem toten Gang. Die Anzahl der minütlichen Hübe schwankt zwischen 4 und 45. Am Hubende bleibt der Kolben kurze Zeit stehen, nachdem kurz vorher der Dampfeinlaß im Schieberkasten des anderen Zylinders geöffnet ist. Die Schieber können wegen des toten Ganges nie zu gleicher Zeit mit dem Kolben in der Mittelstellung stehen, so daß jederzeit Anspringen möglich ist.

ß) Sind nur Dampf Speisepumpen vorhanden, so stehen sie auf Kriegsschiffen meist im Kesselraum. Die Luftpumpen drücken dann in Warmwassertanks im Maschinenraum, aus denen zwei besondere Dampfpumpen durch einen Filter in die Speisetanks drücken, aus diesen saugen die Dampfspeisepumpen und drücken in die Kessel. Die Haupt- und Hilfsspeisedampfpumpen, auf Kriegsschiffen meist von gleicher Anzahl und gleich groß, sind voneinander ganz unabhängig und können aus den Speisewassertanks oder den Doppelbodentanks saugen. Die Anordnung wird dabei so getroffen, daß jede Speisepumpe in jeden Kessel drücken kann.

Häufig ist die Einrichtung derart, daß das von den Luftpumpen geförderte Wasser durch eine gemeinsame Leitung in einen oberhalb des Decks ein-

Abl). 315.

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in

Dampfspeisepumpe, System Weir.

gebauten Warm Wassertank fließt, der zugleich als Reiniger ausgebildet ist, von hier zu Sammeltanks in jedem Kesselraum geht, aus dem es die Speisepumpen entnehmen.

Ebenso findet man auf Kriegsschiffen die Anordnung, daß die Hauptspeisepumpen nur aus den Luftpumpendruckraum saugen und nur in die Kessel drücken können, während die Hilfsspeisepumpen außerdem aus den Reservetanks, dem Kondensator, der Hauptlenzleitung und aus See saugen

und nach See. der Feuerlöschleitung und dem Aschejektor drücken. Bei den Reservespeisepumpen werden häufig zur Trennung von Süß- und Seewasser zwei Saug- und zwei Druckrohre angeordnet.

Abi). 317.

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Auf Kriegsschiffen befinden sich oft besondere Tanks zum Sammeln des Wassers von der Entwässerung der Haupt- und

Abb. 316.

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Hilfsmaschinen, der Dampfrohre usw., aus denen besondere Dampfpumpen das Wasser in die Warm Wassertanks oder über Bord befördern.

Die Speisewassertanks besitzen etwa 100—130 1 Inhalt für je 100 PS., jedenfalls sollen sie so groß bemessen werden, daß sie den Speise-

Abb. 318.

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Wasserverbrauch während ~ 4—5 Minuten bei voller Maschinenleistung aufzunehmen imstande sind, also wenigstens 0,5 • Nt 1. Die Wandungen galvanisch verzinkt, etwa 5—6 mm stark.

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Abb. 319 a—d.

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Horizontalschnitt durch Dampfzylinder und Schieberkasten.

23

Wilda, Die Schiffsmaschinen.

y) Armatur. Luftrohr, Mannloch, Überlaufrohr in einen Reservetank führend und bei Nichtvorhandensein eines Filters ein Überlaufrohr dicht am Wasserspiegel.

Die Reservetanks enthalten etwa 400—600 1 für 1 PS. der Hauptmaschine.

ö) Vorschriften der Klassifikationsgesellschaften in bezug auf Speisepumpen.

Germanischer Lloyd.

Zwei Speise Vorrichtungen, von denen jede zur Kesselspeisung genügt.

Bei Vorhandensein nur einer Dampf Speisepumpe ist außerdem eine Handspeisepumpe erforderlich.

Jede größere Maschine muß eine selbständig betriebene Hilfsdampfpumpe besitzen, die zum Kesselspeisen dienen kann.

Jede Maschinenpumpe oder Dampfpumpe, die zum Kesselspeisen dient, muß ein Sicherheitsventil besitzen, das nicht von der Pumpe abgesperrt werden kann, bei selbsttätigen Speisepumpen ist das Sicherheitsventil nicht erforderlich.

Board of Trade.

Jeder zur Personenbeförderung dienende Dampfer muß mit besonderer Speisevorrichtung versehen sein, die von der Hauptspeisevorrichtung unabhängig ist und besondere Speiseventile am Kessel besitzen muß.

Auf sehr kleinen Schiffen kann unter Umständen die Hilfsdampfpumpe durch eine genügend leistungsfähige Handpumpe ersetzt werden.

Englischer Lloyd.

Für Maschinen unter 70 PS. ist eine genügend große Speisepumpe hinreichend. Für größere Maschinen zwei Speisevorrichtungen.

Werden die Hauptspeisepumpen durch loesondere Maschinen angetrieben, so müssen Vorrichtungen vorhanden sein, um selbsttätig den Gang der Pumpe zu regulieren.

Ist nur eine Dampfspeisepumpe vorhanden, so muß die Hilfsspeisepumpe ebenfalls selbsttätig reguliert werden können.

Die Dampfspeisepumpe muß aus der Luftpumpe, aus See und aus jedem wasserdichten Raum saugen und an Deck drücken können.

IV. Lenzpumpen.

1.    Anordnung.

Maschinenlenzpumpen vom Kreuzkopf durch Balancier angetrieben in derselben Anordnung wie die Speisepumpen (Abb. 309). Die Kolben aus Bronze, Kolbenstangen Stahl.

2.    Abmessungen.

a) Inhalt des Pumpenzylinders jeder der angehängten Lenzpumpen

d²^--h

4

--— • D l • — . II.

400    4

Fördermenge etwa 20—30 1 für 1 PS. stündlich.

Kolbendurchmesser gleich dem der angehängten Speisepumpen oder etwas größer.

Für die Abmessungen der einzelnen Teile sind die Angaben über Maschinenspeisepumpen maßgebend.

ß) Unabhängige Lenzpumpen (Dampfpumpen).

Auf Kriegsschiffen kann man als Gesamtleistungen aller Lenzpumpen etwa annehmen bei etwa 60 Umdrehungen für:

Schlachtschiffe und große Kreuzer 5000—8000 1,

(743)

minütlich :

Kleine Kreuzer 1200- 2000 1.

Genaue Angaben lassen sich bei der Verschiedenheit der lokalen Verhältnisse nicht machen, bei Handelsschiffen findet man 5—14 1 für eine Tonne Deplacement.

Dampfpumpen mit Simplex- oder Duplexsteuerung, die als Lenzpumpen dienen, werden etwa für 8—10 1 für 1 PS. stündlich bemessen.

3. Ballastpumpen, Trink- und Waschwasserpumpen, Hafendienst-Feuerlösch- und Spülpumpen werden ebenfalls auf größeren Schiffen als Dampfpumpen angeordnet. Die Rohrleitungen sind auf Handelsschiffen zu verschiedenartig angeordnet, um speziellere Angaben zu machen.

Auf Kriegsschiffen findet man die Anordnung häufig folgendermaßen:

saugt aus

drückt nach

Trinkwasserpumpe W aschwasserpumpe Hafendienstpumpe .

Trinkwasserleitung W aschwassertank W armwasserzi sterne

Trinkwassertank Waschwassertank Speisewassertank im Doppelboden oder Luftpumpensauge-raum

Auf kleineren Schiffen dient meist die Hilfsspeisepumpe diesen Zwecken.

4. Lenzleitung.

a) Anordnung.

Auf Kriegsschiffen zerfällt die Lenzleitung in:

a)    Hauptlenzleitung zum Lenzhalten der größeren wasserdichten Räume. Als Saugerohr dient das im Doppelboden liegende Hauptlenzrohr, für Doppelschraubenschiffe zwei.

Das Hauptlenzrohr, galvanisiertes Eisen- oder Stahlrohr, wird neuerdings nicht mehr in den Doppelboden gelegt.

ß) Die Hilfslenzleitung, die mit der Hauptlenzleitung verbunden werden kann, über dem Doppelboden gelegen, dient zum Lenzen aller wasserdichten Räume, von den sich im Betriebe ansammelnden Wassermengen. Außerdem ist häufig eine besondere Leitung für die wasserdichten Räume über dem Unterwasserpanzerdeck vorgesehen.

”f) Doppelbodenlenzeinrichtung (Ballastleitung) oberhalb des Doppelbodens gelegen, zum Entleeren und Füllen der Zellen des Doppelbodens, außerdem häufig eine besondere Lenzleitung für die Maschinenraumbilge.

b)    Vorschriften der Klassifikationsgesellschaften.

er) Germanischer Lloyd.

Maschinen unter 100 PS. müssen wenigstens mit einer zum Lenzen dienenden Pumpe versehen sein.

Schiffe mit stärkeren Maschinen müssen zwei Lenzpumpen haben und wenigstens eine derselben muß so eingerichtet sein, daß sie aus jeder wasserdichten Ableitung saugen kann. Die Enden der eisernen, verzinkten Saugerohre müssen mit losnehmbaren und leicht zugänglichen verzinkten Saugekörben versehen sein.

Saugerohre für Wasserballasttanks oder Lenzrohre, die durch Laderäume geleitet werden, sind mit einer soliden Verkleidung zu umgeben, damit sie nicht beschädigt werden können.

Für die kleineren wasserdichten Räume in den Pieks ist ein besonderer Sauger nicht erforderlich.

ß) Englischer Lloyd.

Im Doppelboden jeder wasserdichten Abteilung der Laderäume und des Maschinen- und Kesselraumes ist in der Mittellinie des Schiffes ein Sauger anzuordnen und ebenfalls je einer an den Seiten, um auch bei Schlagseite des Schiffes die Räume lenzhalten zu können. An den Schiffsenden genügt ein Sauger.

Aus jedem Raum der Bilge in jedem Laderaum muß eine Dampfpumpe und eine Handpumpe saugen können, wenn kein Brunnen vorhanden ist.

Ist ein Brunnen vorhanden, so muß die Dampfpumpe aus einem bzw. drei Rohren lenzen können, je nachdem die Räume an den Schiffsenden oder in der Schiffsmitte liegen.

Ist kein Doppelboden vorhanden, so muß die Dampflenzpumpe bei flachem Boden in jedem Raum aus zwei oder drei Saugern und außerdem muß aus jedem Raum eine Handpumpe saugen können. Für die nach den Schiffsenden gelegenen Räume muß neben einem Sauger für die Dampfpumpe eine Handpumpe angestellt werden können.

Erstreckt sich der Doppelboden auf die ganze Länge von Kessel- und Maschinenraum, so müssen die Dampf pumpen an jeder Seite aus zwei Saugern arbeiten können.

Bei Vorhandensein eines Brunnens ist dieser und jeder Bilgeraum mit einem Sauger zu versehen.

Ist kein Doppelboden unterhalb der Maschinen- und Kesselräume vorhanden, so muß die Dampfpumpe aus der Mitte und den Seiten saugen können.

Schlammkasten in den Saugeleitungen oder zwischen Pumpe und Verteilungskasten, müssen leicht zugänglich angeordnet werden.

Werden die Pieks als Wasserballasttanks benutzt, so muß eine Dampfpumpe aus ihnen saugen können. Ist dies nicht der Fall, so muß aus der Vorderpiek eine Pumpe saugen können.

Sind in einem Raum zwei Sauger an ein gemeinschaftliches Saugerohr angeschlossen, so ist der Durchmesser des letzteren gleich dem des mitschiffs liegenden Saugerohrs zu bemessen.

Die Füllrohre für alle die Räume, die entweder Ladung oder Ballast aufzunehmen bestimmt sind, müssen, falls sie Ladung enthalten, durch leicht zugängliche Ventile oder Einschaltung von Blindflanschen so abgeschlossen werden können, daß Eindringen von Wasser nicht möglich ist.

Die Saugerohre der Bilgen und Wasserballasträume sollen durch Flanschenverbindungen verbunden werden.

Gußeiserne Saugrohre, die nicht zugleich als Füllrohre verwendet werden oder die dem Wasserdruck nicht ausgesetzt sind, können eine Gummidichtung erhalten. Bilgesaugerohre, die durch Wasserballasträume hindurchgeführt sind, sollen stets Flanschendichtung erhalten.

Peil- und Luftrohre sind für alle Wasserballasttanks vorzusehen.

c) Durchmesser der Rohre für die Bilgeeinrichtung: 50—200 mm.

oc) Vorschriften des englischen Lloyd.

Saugeleitung in der Schiffsmitte fürMaschinen-räume, Hilfssaugeleitung und Leitungen mittschiffs für die Laderäume

Für Schiffe

Seitliche Saugerohre in Bäumen, für die keine Seitliche Saugerohre Leitung mittschiffs vor- in den Laderäumen, wenn handen ist, sowie seitliche auch Saugeleitung mitt-Saugerohre für die    schiffs vorgesehen ist.

Maschinenräume

mm

mm

mm

3000 und darüber

50

57

63

76

89

89

50

50

50

57

70

76

89

50

50

57

64

70

Das Bureau Veritas schreibt für die mittschiffs liegenden Rohre einen Durchmesser von

d = 20-1/B B m größte Breite des Hauptspantes, d) Wandstärke der Rohre der Lenzleitung (Blei):

5 = ~ 0,1 • d.

Wandstärke der Rohre der Ballastleitung (Eisenrohre verzinkt):

-T— -f 2 mm.

mm vor.

(744)

(745)

30

(746)

Wandstärke der Rohre der Krümmer (Anschlußrohre aus Kupfer):

(747)

d . i

45

-}- 1 mm.

Für die mit feuergefährlichen Stoffen gefüllten Räume ist auf Kriegsschiffen ein besonderes Üh erflutungsrohr vorhanden, durch das mittels See Ventilen Wasser eingelassen werden kann. In die Leitung wird zwischen dem Raum und Seeventil noch ein besonderes Ventil eingeschaltet.

5. Vorschriften über Ventile, Hähne, Rohrverbindungen.

a) Germanischer Lloyd.

Alle Seewassereinlaßventile, wenn möglich auch die übrigen Ventile und Hähne, müssen leicht zugänglich sein, über dem Bodenbelag des Maschinen-und Kesselraumes liegen und derartig eingerichtet sein, daß ein Zweifel über das Öffnen und Verschließen nicht möglich ist.

Die Köpfe der Bolzen, mit welchen die Bodenventile und Hähne in der Schiffswand befestigt sind, dürfen nicht vorstehen, sondern müssen versenkt sein.

Alle Abschlüsse an der Schiffswand, welche zum Einlassen von Seewasser dienen, sind mit einer Gräting zu versehen und außerdem mit einem kleinen Dampfrohr, um die Gräting reinigen zu können.

Da, wo die Möglichkeit des Eindringens von Wasser in den Schiffsraum vorliegt, sind die Rohrleitungen mit zwei voneinander unabhängig wirkenden Ventilen zu versehen, damit seihst bei einer unaufmerksamen Bedienung eine Überflutung des Schiffsraums ausgeschlossen ist.

nur

Die Abblasehähne und die Hähne für Seeverbindungen, deren Mündungen unter der Wasserlinie liegen, sind so einzurichten, daß der Schlüssel herausgenommen werden kann, wenn der Hahn geschlossen ist.

Es ist wünschenswert, die Abflußrohre, soweit es die Schiffskonstruktion erlaubt, oberhalb der Tiefladelinie ausmünden zu lassen.

Rohrleitungen, welche durch die Kohlenbunker gehen, sind in hinreichender Weise gegen Beschädigung zu sichern.

Ventile und Hähne dürfen mit ihren Flanschen nicht direkt an der Außenhaut befestigt sein, sondern müssen stets einen schmiedeeisernen Unterlags-Ring von entsprechender Dicke haben oder an einem besonderen an die Schiffshaut genieteten Kasten befestigt sein, so daß ein Anrosten der Außenhautsplatten möglichst vermieden wird.

ß) Englischer Lloyd.

Dieselben Vorschriften wie unter a) außerdem:

Die Hähne und Ventile an der Außenhaut des Schiffes müssen mit Ansätzen durch die Außenhaut hindurchgehen, unter Anbringung eines Messingoder Bronzeringes auf der Außenseite.

Es wird empfohlen, für die Saugerohre an den wasserdichten Schotten Hähne anzubringen, die von Deck aus geöffnet und geschlossen werden können.

6) Beispiele für die Pumpenanordnung.

a) Kleiner Frachtdampfer von 350 PS.:

sangt aus:

drückt nach:

Zentrifugalpumpe .

Luftpumpe........

Speisepumpe ....

Bilgepumpe.......

Injektor ..........

Ejektor ..........

See

Kondensator Filter-Tank und See Bilge, Tanks, See Tanks, Filter, See Bilge

Überbord

Filter und über Bord Kessel

über Bord, an Deck und in die Tanks „Kessel Überbord

b) Fracht- und Passagierdampfer von 4000 PS. (2 Schrauben):

Luftpumpe

2 Speisepumpen... 2 Zirkulationspumpen ........

2 Lenzpumpen Ballastpumpe .

See, Bilge, Tanks im Doppelboden, Kondensator, Kessel

Luftpumpenausguß

See, Bilge Bilge,

See, Bilge, Tanks im Doppelboden

über Bord, an Deck Klosettank an Deck, Kessel Evaporator, Destillierapparat Kessel

Klosettpumpe ....

Frischwasserpumpe Pulsometer .. .

See, Bilge, Kühlwasserraum des Kondensators Frischwassertank See, Bilge, Tanks im Doppelboden, Trimmtanks

Injektor..........

Zirkulationspumpe der Eismaschine

Tanks im Doppelboden

über Bord, Kondensator, Eismaschine über Bord

über Bord, an Deck, Klosettank auf Deck, Tanks im Doppelboden, Kondensator, Evaporator, Destillierapparat, Eismaschine, Aschejektor, Feuerlöschleitung über Bord, an Deck, Klosettank, an Deck, Evaporator, Destillierapparat Frischwassertank über Bord, an Deck, Klosettank, auf Deck, Tanks im Doppelboden, Trimmtanks, Kondensator, Evaporator, Destillierapparat, Eismaschine Kessel

Frischwassertanks, Eismaschine

See, Frischwassertanks

(Vgl. Pumpentabelle Tafel 27 und Tafel 44.)

7. Luftpumpengestänge.

a)    Anordnung des Balanciers.

Entweder zwei einfache schmiedeeiserne Arme mit aufgeschweißten Augen an den Zapfen oder jeder Arm aus Doppelschilden bestehend mit eingenieteter gußeiserner Nabe (Tafel 41, Abb. 20, 21). Bei sehr breiten Balanciers sind zwei Lager für die durchgehende Drehachse anzuordnen, möglichst nahe an dieser (Tafel 16, Abb. 1).

Das Verhältnis der Armlängen ergibt sich meist: a:b = 2:1 (Abb. 320).

Bei Doppelschild-Balanciers beträgt der Abstand der Schilde für einen Arm etwa 80—120 mm. Der durch eine vertikale Führung in der Mitte geführte Balancier erhält an den Enden häufig besondere kreuzkopfähnliche Geradführungen.

b)    Abmessungen.

Werden Luft- und Zirkulationspumpe von den Durchmessern, dt und dc cm, durch Balancier angetrieben, so ist als Kraft für die Berechnung des Pumpengestänges zugrunde zu legen:

P= 1,6 * {d* ±dl) kg.

(748)

Für den Durchmesser d cm der Drehachse ist genügend, bei l cm gesamter Lagerlänge

Es findet sich:

4 bis 2 • d für ein • d bis 4 • d für zv

tH CO

Lager.

Bezeichnet (Abb. 320) 6 die Stärke der Schilde (12—25 mm), so folgt bei einer zulässigen Biegungsbeanspruchung der Antriebshebel von kh — 350 kg/qcm, die Höhe h an der Drehachse für zweischildige Hebel:

h = ~ 17 • 8 bis 20 • 8

für einschildige schmiedeeiserne Hebel genügt, wenn dz den Durchmesser der Lager der Pumpenschnallen bedeutet:

dz = ~ 0,15 *

cm

h == ~ 0,35 • b bis 0,50 • b = ~ 2,5 • dz + 0,17 • b.

(750)

Für einen Querschnitt der Hebel in der Entfernung x vom Pumpenende ergibt sich die Höhe hx an dieser Stelle:

h-b

rrfn—

Abb. 320.

einschildige Hebel:

I/p.Ł

f b

h-

K = o,i •

zweischildige Hebel:

- 0,07 •'j/p*

hx =

(751)

rrp7

£4]]

BalaDzier.

Meist werden die Hebel, von der Höhe h an der Drehachse ausgehend nach den Enden zu geradlinig begrenzt, obgleich Querschnitte gleicher Festigkeit geringeres Gewicht und häufig besseres Aussehen ergehen.

Für die Kerndurchmesser hk der Pumpenschnallen, aus zwei parallelen Rundeisen, genügt:

bk = 0,065 • dt bis 0,09 • d,

(752)

Man kann setzen für einen Bolzen der Pumpenschnallen, wenn angetrieben wird:

Belastung für einen Bolzen

170    240    330 430    590

Die Luftpumpe allein Luft- und Zirkulationspumpe 150    200    280    360    450

CO Ci

o 00 o o

om

SO CM

GO I—

1040    1250    1580

900    1080    1350

Durchmesser 8Ä

1" vis" IV»" 1 %" 1V₂" 1⁵/b" I l³/₄" IV 2'    21/4”

■[ö] förmig gestaltet mit

Längere Pumpenschnallen werden besser |73|-einem Schaft statt zwei Bolzen.

Die Stirnzapfen für den Angriff der Pumpenschnallen sowie das Gestänge der Schnallen an der Kreuzkopfseite sind mit etwa der Hälfte der in Betracht kommenden Belastung auf der Pumpenseite zu berechnen, während für die Drehachse der Pumpenhebel eine Belastung von — 1,5 der Pumpenbelastung maßgebend ist.

Für die Zapfen ist dz = lz bis 1,2 lz, Flächendruck 40—50 kg/qcm.

Die Traverse ist wie ein auf Biegung beanspruchter Träger zu behandeln. Biegungsbeanspruchung bis kb = 500 kg/qcm.

Speise- und Lenzpumpe werden häufig durch Stirnzapfen an den Balancierschilden angetrieben.

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Zwölfter Abschnitt.

Anordnung der Schiffsmaschinen.

I. Anordnung der Zylinder, Kurbeln, Steuerung.

1. Anordnung der Zylinder.

a) Bei Zweifach-Expansionsmaschinen steht der Hochdruckzylinder fast ausschließlich vorn und erhält bei kleineren Ausführungen bis

Abb. 321.

Abb. 321a.

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Zweifach-Expansionsmaschine. (Der Maßstab von Abb. 321a ist fälschlich etwas zu klein.)

200 PS. häufig Flachschieber, für Leistungen über 500—600 PS. und Dampfdrücken über 8 kg/qcm aber kaum mehr ausgeführt. Die Zylinderverhältnisse zwischen 1 :2,8 bis 1:3,2, Antriebsmaschinen für Hilfsmaschinen 1: 3,5 bis 1:4, für Beiboote etwa 1 : 3,3 his 1: 3,6.

bb. 322.

Der Hub H etwa:

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Mi

Jl

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7A

H = ~ 0,66 • Dn für N{ < 100 PS.,

H = 0,7 bis 0,73 • Dn für 100 PS. Anordnung mit Stephenson-Steue-rung (Abb. 321).

Seitlich liegende Schieberkasten mit Klug-Steuerung zeigt Abb. 322.

b) Dreifach-Expansionsmaschinen. a) Mit drei Kurbeln.

Da für Handelsschiff e in erster Linie geringer Kohlenyerbrauch, möglichst geringes Gewicht in zweiter Linie in Frage kommt, werden die Durchmesser der Niederdruckzylinder für Schiffe mit einer Schraube meist so groß ausgeführt, als es die gute Dampfausnutzung zuläßt, jedoch kaum über 2500 mm. Meist Hochdruckzylinder : Mitteldruckzylinder : Nieder-druckzylinder = ~ 1 : — 2,75 : ~ 7,55. Bei Schiffen für kurze Reisen und hohe Geschwindig-• keit, bei denen es auf Kohlenersparnis nicht ankommt: Hochdruckzylinder : Nieder-druckzylinder = 1 : 5,25 bis 5,95, für Torpedofahrzeuge 1 : 2,2 : 4,6 bis 5.

Kesseldruck selten über 15—16 kg/qcm.

Bei Anordnung seitlicher Schieberkasten wird bei größeren Maschinen die Länge in verhältnismäßig geringem Grade vermindert, da die Abnahme der Länge in der Regel nur einen kleinen Teil der Summe der Durchmesser oder der Tiefe der

Schieberkasten ausmacht, bei Anwendung der Stephenson-Steuerung muß außerdem die seitliche Übertragung durch Hebel erreicht werden (Abb. 197).

Tandemaufstellung mit geteilten Hochdruckzylindern, je einer über den geteilten Nieder-

35

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3)

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Zweifach-Expansionsmaschine mit K lug-Steuerung.

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druckzylindern, die vorn und hinten liegen, kommt nur ausnahmsweise vor. (Schnelldampfer Campania, 30000 PS.)

Bei den Maschinenanlagen von Torpedobooten und Torpedobootszerstörern mit zwei Schrauben ist der freie Raum zwischen den beiden Maschinen (~ 1 m) oft so gering, daß der Maschinistenstand an das Vorderende der Maschine verlegt werden muß (Abb. 135, S. 168).

Ahb. 323.

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1]

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Dreifach-Expansionsmaschine (Frachtdampfer).

Als Hauptgesichtspunkt für die Anordnung der Zylinder ist stets festzuhalten, daß es für die wirtschaftliche Ausnutzung des Dampfes am zweckmäßigsten ist, den Weg des Dampfes von der Einströmung in den Hochdruck-Schieberkasten bis zur Ausströmung in den Kondensator möglichst kurz zu halten und darnach innere oder äußere Einströmung zu verwenden. Unter

Al)h. 324.

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Dreifach-Expansionsmascliine.

Umständen kann es sogar geboten sein, mit Rücksicht hierauf zwei Kolbenschieber für den Mitteldruckzylinder zu verwenden, abgesehen von der Erforderlichkeit dieser Maßregel bei zu großen Schieberdurchmessern (Abb. 326).

Die üblichen Anordnungen der Zylinder zeigen die Abb. 321—330. Die Anordnung des Niederdruckzylinders in der Mitte bezweckt meist einen möglichst guten Ausgleich der hin-und hergehenden Gewichte (Abb. 327,328,330).

Die in den Abbildungen eingeschriebenen Verhältniszahlen sind auf den gleich 1 gesetzten Niederdruckzylinder-Durchmesser bezogen.

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Zylinderanordnung fur eine Dreifach-Expansionsmaschine (Frachtdampfer).

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ß) Dreifach-Expansionsmaschinen mit vier Kurbeln. Verwendung überall da, wo hei Anordnung von zwei oder drei Schrauben die Niederdruckzylinder zu groß ausfallen würden, um die Maschinen neben-

Abb. 326.

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Ahh. 327.

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Dreifach-Expansionsmaschine.

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Dreifach-Expansionsmaschine.

Dreifach-Expansionsmaschine

(Torpedoboot).

Ahh. 328.

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Dreifach-Expansionsmaschine.

einander zu setzen, auf großen sehnellfahrenden Handelsschiffen und fast ausnahmslos auf Kriegsschiffen, eine Ausnahme bilden hier vielfach Torpedofahrzeuge. Außerdem kommen die Rücksichten auf möglichst vollständigen

Abt); 329.

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-031-

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109

109

Dreifach-Expansionsmaschine (Kreuzer).

Massenausgleich hinzu. Die erforderliche Länge ist meist vorhanden, während die sonst erforderliche Höhe bei Tandemaufstellung bei Kriegsschiffen nicht vorhanden ist.

Abb. 330.

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v—o,5r-

—051- —

Dreifach-Expansionsmaschine.

—0A9—

Abb. 331.

i*av<-b—

/fcH

C —f -»H— g

Dreifach-Expansionsmaschine (Panzerkreuzer), l = Dn -j/2

a -    0,19, b = 0,64, c = 0,86, d = 0,72, e = 0,46, d = 0,72, g = 0,86.

Über die günstigste Zylinderfolge für den Massenausgleich s. S. 290, 291. Typische Ausführungen dieser Art für Kriegsschiffe (Panzerschiffe und Kreuzer) zeigen die Abb. 331—333.

In Abb. 333 sind die Verhältniszahlen auf einen Niederdruckdurchmesser als Einheit bezogen, zum Vergleich mit obigen Werten sind sie durch" j/2 zu dividieren.

Abb 332.

I*—0,63-

0,60

-0,58-

D72 = l

), 3 »j -*    0,685

-0,63—►

ïïm.

Dreifach-Expansionsmaschine (Schlachtschiff)

In den Abb. 334, 335 sind entsprechende Anordnungen für zwei Doppel-schrauben-Schnelldampfer wiedergegeben.

Abb. 333.

0,905

1,172

1,132^:

2785

j— 0,885 —*

1,172

0,905 —

30

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A\

fli

6,939

Dreifach-Expansionsmaschine (Panzerkreuzer).

Für Handelsschiffe

ß) Vierfach-Expansionsmaschinen.

Für Kriegsschiffe nur ausnahmsweise verwendet, findet sich für das Verhältnis der Zylinderinhalte ungefähr: Hochdruckzylinder : ersten Mitteldruckzylinder : zweiten Mitteldruckzylinder : Niederdruckzylinder = 1: 1,96 : 4,4 :10,25.

Abb. 334

f 0,7

ex

1,263n

----w~v

'ÆL

5,35

Dreifach-Expansionsmaschine (Doppelschrauben-Schnelldampfer). Dn — 1.

Geteilte Hochdruck- oder Niederdruckzylinder finden sich bei sehr großen Anlagen, Schnelldampfer „Deutschland'⁴ und „Kronprinz Wilhelm“; bei beiden ist die Zylinderfolge von vorn nach hinten: vorne erster Mitteldruckzylinder, Niederdruckzylinder 1, darüber Hochdruckzylinder, Niederdruckzylinder 2, darüber Hochdruckzylinder, zweiter Mitteldruckzylinder hinten.

Schnelldampfer ,,Kaiser Wilhelm II.“ (Abb. 337) besitzt zwei gekuppelte Vierfach-Expansionsmaschinen mit Hochdruckzylinder in Tandemaufstellung über dem ersten Mitteldruckzylinder. Zylinderfolge von vorne nach hinten:

Abb. 335.

■1,76

1,94

vs

-0,83i

Öl

—0,6f

SL

Csj

5,36

73

Dreifach-Expansionsmaschine (Doppelschrauben-Schnelldampfer). Dn = 1.

Abb. 336.

uünVz

0,92

1,55

0.5 *

Vierfach-Expansionsmaschine (Doppelschrauben-Schnelldampfer). Abb. 337.

N(475*'

Am

Vierfaeh-Expansionsmaschine (Doppelschrauben-Schnelldampfer). Dn = l.

vorne Niederdruckzylinder, zweiter Mitteldruckzylinder, erster Mitteldruck-, darüber Hochdruckzylinder, erster Mitteldruck- darüber Hochdruckzylinder, zweiter Mitteldruck Zylinder, Niederdruckzylinder hinten.

Abb. 336 zeigt die Anordnung der „Deutschland“.

Die Abb. 338 bis 340 zeigen einige andere Anordnungen.

Durch die Anordnung der Zylinder ist die gegenseitige Verbindung der Zylinderträger und Zylinder bestimmt.

Abb. 338.

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1,185

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2,07

«—0,745 —»

1,185

0,602-*

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Vierfaeh-Expansionsmaschine. Dn — 1.

Bei kleineren Maschinen erfolgt die Verbindung durch Verschraubung der zusammengegossenen Zylinder und Schieberkasten jeder Expansionsstufe.

Bei größeren Anordnungen steht jeder Zylinder am besten frei für sich auf besonderen Trägern.

Abb. 339.

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— 0,805

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1,69

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0,805

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0,460

4,17

Vierfach-Expansionsmaschine. Dn — 1.

Die Träger sind am besten gegeneinander zu versteifen. Vorzuziehen sind solche Versteifungen, welche die Zylinderständer möglichst zu einem in der Längsrichtung steifen Träger ausbilden (Abb. 126 oder nach Abb. 133), wo die Träger für je zwei benachbarte Zylinder so verbunden sind, daß sie zusammen einen steifen Träger bilden (Abb. 341).

Werden die Träger durch Längsanker verbunden, so ist darauf zu sehen, daß möglichst freie Ausdehnung jeden Zylinders für sich erfolgen, eine Ausdehnung der Längsanker aber nicht eintreten kann.

Abi). 340.

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Vierfach-Expansionsmaschine. Dn = 1.

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Abb. 341.

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Ständeranordnung für Vierfacb-Expansionsmaschinen.

Sind die Träger zu einem starren Ganzen verbunden, so kann besondere Längsverankerung der Zylinder häufig unterbleiben. Ist das jedoch nicht der Fall, so müssen die in Augen an den Zylindern geführten Längsanker eine freie Ausdehnung der Zylinder zulassen, d. h. die durchgehenden Anker sollten an jedem Zylinder auf jeder Seite nur in einem Auge möglichst in der mittleren Querebene jeden Zylinders geführt werden.

Anker Versteifungen nach Abb. 342 können nicht als zweckentsprechend bezeichnet werden.

Für die freie Ausdehnung der Zylinder ist es zweckmäßig, den Zylinderfußschrauben etwas längliche Bolzenlöcher zu geben.

2. Anordnung in bezug auf die Kurbelfolge.

Kurbeln.

Für Zweifach-Expansionsmaschinen stehen die Kurbeln ausnahmslos unter 90°, Dreifach-Expansionsmaschinen mit drei Kurbeln unter 120°. Dreifach- und Vier fach -Expansionsmaschinen mit vier

Abi). 342.

-t

Versteifung der Längsanker.

Die Kurbelwinkel sind als die besten zu bezeichnen, bei denen der Gleichförmigkeitsgrad der Maschinendrehkräfte am besten wird und bei denen durch die richtige Bemessung der Zylinderabstände und der bewegten Massen sich innerhalb der praktischen Betriebsverhältnisse ein möglichst guter Ausgleich der bewegten Massen erzielen läßt.

In bezug auf die Gleichförmigkeit des Maschinendrehmoments dürfte die Kreuzstellung der Kurbeln wohl die günstigste sein (Abb. 343 und 344).

Abb. 343.

Abb. 344.

Abb. 345.

n₂

m₂

Ni

Achtelstellung.

Dreifach-Expansions

maschinen.

Vierfach-Expansions

maschine.

Für Dreifach-Expansionsmaschinen läßt sich besonders unter Rücksichtnahme auf gutes Anspringen vorwärts und rückwärts die Achtelstellung als ziemlich gleichwertig bezeichnen. Für Vierfach-Expansionsmaschinen lassen sich bei Kreuzstellung und natürlicher Reihenfolge der Zylinder H, 1. M, 2. M, N ziemlich gleichförmige Drehmomente erreichen, die Beschleunigungskräfte und ihre Momente lassen sich dabei innerhalb ziemlich niedriger Grenzen halten, wenn die auf- und abbewegten Massen der Kurbeln einer Gruppe H und 1. M, oder 2. M und V, die sich im entgegengesetzten Sinne bewegen, gleich sind.

Für Kriegsschiffe dürfte daher, besonders wenn die Maschinen leicht und verhältnismäßig kurz gehalten werden müssen, die Kreuzstellung die zweckmäßigste sein. Jedoch läßt diese Anordnung eine Ausgleichung der bewegten Massen nur in beschränktem Maße zu.

Sind die Kurbeln nicht gleichmäßig über den Kurbelkreis verteilt, wie es bei der Kurbelanordnung Schlick-Yarrow-Tweedy der Fall ist, um möglichst vollkommenen Massenausgleich zu erzielen, so wird das Drehmoment um so gleichförmiger, je größer der dem kleinsten Winkel zwischen zwei Kurbeln gegenüberliegende Winkel ist; die anderen beiden sich gegenüberliegenden Winkel ergeben sich für die Erreichung dieses Zwecks zu je etwa 90 °.

muß die verhältnismäßig größere Abnutzung und die über

so

Für die Gleichförmigkeit des Tangentialdruckdiagramms ist es ziemlich gleichgültig, ob einzelne Zylinder der Vierkurbelmaschinen weniger Arbeit leisten als die übrigen, mit Rücksicht auf Massenausgleich jedoch werden die Niederdruckzylinder häufig je mit 0,6 bis 0,7 der Leistung der übrigen Zylinder belastet. Für Kriegsschiffsmaschinen findet man daher häufig die Kolbengestänge der Niederdruckzylinder leichter ausgeführt als für den Hochdruck-und Mitteldruckzylinder. Geschieht dies nicht, wie bei Handelschiffsmaschinen üblich

das Notwendige hinausgehende Vergrößerung der auf- und abgeführten Gewichte für den Niederdruckzylinder mit in den Kauf genommen werden.

Werden die Kurbelwinkel unter alleiniger Rücksichtnahme auf möglichst vollkommenen Massenausgleich gewählt, so kann die Manövrierfähigkeit der Maschinen bei besonderen Kurbelstellungen ungünstig beeinflußt werden, besonders da beim Umsteuern für Rückwärts- oder Vorwärtsgang das Moment der Niederdruckzylinder allein nicht genügend ist, um die Maschine anspringen zu lassen, so z. B. wenn der Hochdruckzylinderkolben gegen einströmenden Dampf zu arbeiten oder der Mitteldruckkolben den Kompressionsdruck zu überwinden hat.

Vierfach-Expansionsmaschinen.

Die Kurbelfolge wird entsprechend den Grundsätzen des Massenausgleichs angeordnet, vielfach findet sich Kreuzstellung mit der Kurbelfolge (Abb. 344).

3. Anordnung in bezug auf die zur Verwendung kommende Steuerung.

Während sich die Steuerung von Stephenson allen Betriebsverhältnissen anpassen läßt, können die übrigen Steuerungen nur in einzelnen Fällen als der ersteren überlegen bezeichnet werden.

Durch die Erhöhung der Umdrehungszahlen moderner Maschinen und die Anwendung hoher Dampfspannungen, die eine Verminderung der Zylinderdurchmesser ermöglichen, hat die Stephenson-Steuerung gegenüber den Einexzenter- und Lenkersteuerungen in den letzten Jahren eine weit größere Anwendung gefunden und dazu kommt, daß die Anwendung hoher Umlaufzahlen an sich eine derartige Verlängerung der Kurbelwellenlager erforderlich gemacht hat, daß sich in den weitaus meisten Fällen die Schieber in der Längsachse der Zylinder einbauen lassen.

Die Marsh all-Steuerung mit Außenkantabschluß eignet sich nur dann, wenn breite Maschinenräume zur Verfügung stehen, bei schmalen Maschinenräumen läßt sich Schrägstellung der Exzenterstange und Einschaltung eines doppelarmigen Hebels zwischen Schieberstange und Schieberlenkstange oft nicht umgehen, so daß Innenkantabschluß erforderlich wird, was da für die Niederdruckzylinder-Flachschieber wünschenswert sind, häufig zu Schwierigkeiten führt,

Die Klug-Steuerung eignet sich besser für schmale Maschinenräume, wobei Außenkantabschluß für alle Zylinder, mindestens aber für den Niederdruckschieber, vorzuziehen ist. Auch hier wird bei sehr schmalen Maschinenräumen eine Schrägstellung der Exzenterstange mit eingeschaltetem zweiarmigen Hebel erforderlich, so daß in letzterem Falle Innenkantabschluß zur Verwendung kommen muß.

Die Steuerung von Walschaert (Heusinger v. Waldegg) gestattet eine Verkürzung der Maschine und bequeme seitliche Anordnung der Schieber. Bei Innenkantabschluß werden hier Zylinder- und Schiebermitte einander etwas näher gerückt als bei Außenkantabschluß, weshalb sich ersterer für die mit Kolbenschieber versehenen Zylinder findet, weil sich dadurch eine Verkleinerung der schädlichen Räume erzielen läßt.

Die Joy-Steuerung beansprucht wenig Raum und ist daher für schmale Maschinenräume geeignet, ihr Gewicht fällt verhältnismäßig gering aus, bei Leistungen über 500 PS. ist die Anwendung eines angenäherten Ellipsenlenkers nicht zu umgehen. Der Vorteil des Fehlens der Exzenterstange wird jedoch durch die Vermehrung der Gelenke wieder aufgehoben.

II. Hauptabmessungen und Platzbedarf.

1. Hauptabmessungen.

Wenn sich allgemeine Regeln auch nicht geben lassen, so kann aus Zahlentafel Nr. 98 doch ein allgemeiner Einblick in die allgemeinen Verhältnisse gewonnen werden, während Zahlentafel Nr. 97 den Platzbedarf der Länge und Breite noch angibt.

(Hier folgt Zahlentafel Nr. 98, S. 374.)

2. Platzbedarf.

In Zahlentafel Nr. 99 sind zum Vergleich die wesentlichsten Abmessungen von 16 Maschinen verschiedener Fahrzeuge gegeben, die einen Vergleich über die Beanspruchung verschiedener Maschinentypen zulassen.

(Hier folgt Zahlentafel Nr 99, S. 375, 376.)

Zahlentafel Nr. 97.

Erforderliche Größen von Maschinenräumen.

PS.

Länge

Breite

Grundfläche für 1000 PS.

qm

Schnelldampfer

Post- und Passagierdampfer

T?

77

77

77

77

77

77

77

Frachtdampfer

77 '

77

77

Kreuzer

77

77

77

77

77

77

77

77

77

Schlachtschiffe........

77    ........

Torpedobootszerstörer

35 000 30 000 28 000 23 100 12 000 6 600 3 600 15 500 5 500 2 800 3 000 2100 3 550 28 500 26 000 19 000

17    200 13 700 10 400 12 000 21000 30 000 22 000

7000 12 000

18    000

6 000

26,5

15,2

23,5

15,5

„ 13,4

10,8

13,3

11,9

8,2

10

10

8,65

10,4

21,6

18,3

16,8

17

13,4

14,6

12

18,3

20,5

18

11,4

11,3

15,8

8,8

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Fortsetzung S. 377

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M

a»!H -wP uî .lapui^z -spmjp.iapai.fcl ja^aMZ

Schnell

dampfer

ta

1,04 • H

3,59 • H

1,57 • H

0,31 • H

4,77 • D

lO

1,45 • A, i)

(s U(I

0,684 • D

H-Z

10,5 • d

4,56 • d

8,5 -d

31,4 • d

ua^uiq

japuipfz

-spnjp.iapaifci

jajia.uz

Schnell

dampfer

tej

0,86 • H

3,06 • II

1.28 • H

0,75 • H

a • X‘4

T*

(i vff • 9S‘X

1,29 • Dn 3)

0,455 • Dh

2 -Il

9,65 • d

3,77 • d

8,25 • d

23,o • <7

Zahlentafel Nr. 98.

Hauptabmessungen nach der Höhen-, Längs- und Breitenrichtung.

HJ

H

in

in

8W!H -T8P nt japuxpvz -î[on.tpjapajx ,ia;i9A\z

uajuiq

japuiXiCz

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.I01I0AVZ

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japuip-Cz

-ipn.ipjapaiiJ

jaitaMZ

Schnell

dampfer

Zweifach- Post- und Kreuzer Expansions- Personen-maschine dampfer

Torpedo

boot

Panzer

kreuzer

Kreuzer

Schlacht

schiff

tej

tel

tel

tel

tel

tel

tel

Hub

0,75 • H

0,96 • h

3,47 • H

1,98 • II

0,46 • H

5,89 • D

iO

GO

1,36 • Dh l)

(s “ff • 48'T

1,44-Z)n3)

.s

0,455 • D

2-H

12 -d

4,2 -d

9,65 • d

33,8 • d

7.

3,1G • H

0,11 • H

(7 • 98 ?

GO

eo

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0,88 • D« ²)

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•£> CO

2,09 • H

CO C-

21,5 • d

’z

0,88 • H

3,77 • II

1,48 • II

0,12 • H

2,04 • Dn

1,87

1,46 • Du ³)

0,86 • Ai³) 0,46 • Dh 2,63 • II 4 * d „•

4,4 • dw 11 • dw 15 * d w

dreifache,

0,635 • H

1,375 • II

0,62 • H

0,55 • H

0,46 • II

2,79 • II

1,44 • H

0,625 • H

2,68 • D

CN

u va • 9i‘x

0,775 • D

0,756 • H,?)

_«s

0,76 • D

2-H

9,25 • d

3,8 • d

12,25 • d

P • 6T

cT

"©

4,57 • II

3,28 • II

3,20 • II

2,86 • H

2,1 • II

0,465 • H

<M

GO

OJ

1,16 • Dn G

0,85 • Dm 3)

0,82 • D

0,367 • D

2,1 -H

7,65 • d

4,22 • d

8,45 • dw

17,5 • d

1,29 • H

0,45 • H

5,9 -D

(i V(I ■ 89‘X

1,06 • Dm 2)

(s ua • is‘x

0,52 • D

2-Il

11,25 • d

4,65 • d

23,6 • d

1,3 • II

0,52 • II

5,5 -H

»O

(i VG • 49 X

1,4 -H

0,37 • II

4,2 -D

cü

(i V-9S‘X

0,965 -Dw2) 1,31 • Dm¹)

0,53 • D

2,08 • II

8,25 • d

P-LS‘8

22,7 -d

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linder

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h

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Mitte vorderer bis Mitte hinterer

Zylinder

Un : H

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0,5 -D

2 -H

3,7 -d

7,4 -d

19,5 • d

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Wellendurchmesser

bß

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HH

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ïlfS

33s

eine Kurbel

Breite der Grundplatte

Länge der Grundplatte

jQ

.£

CO

Fracht

dampfer

00X8

85

600; 1020;

1760

1250

009 -008

160

90

2525

130

2000

2000

362

6 à 400

590

235

610

620

50

12500

355

350

380

5190

5900

Fracht

dampfer

3000

72

610; 865; 1295; 1880;

1372

390; 482

165

95

2743

159

2220

1520

371

8 à 370

O <M O O ' (M CO CO CO O* tH iO O

(M

Fracht

dampfer

zD

O Oo O O -rH ï>- O iO H ZD O M    • *~tH rH

314

137

70

2270

140

1860

920

317

6 à 356

CD O O O CO CO (M ZD

O (M CO rH t-H CO CO CO CO

Zahlentafel Nr. 99.

Hauptabmessungen von 16 Schiffsmaschinen.

Fracht

dampfer

Fracht- und Passagierdampfer

Fracht- Fracht- Frachtdampfer dampfer dampfer

Fracht

dampfer

2000

1350

76

80

470; 670; j 686; 1067; 980; 1420

jO

1829

1143

1050

292

171

90

2039

170

2380

2380

356

212; 300

130

85

2230

115

3200

3200

290

8 à 305    6 à 318

420

520

SS

240

610

565

590

530

55

12170

355

350

365

54

7300

285

275

300

4700

4950

SS^8 S S SSSSSSSw^^^SSS^^S^SSS

CO .^CO CO rH JO rH CO CO <N .* .* CO rH •<* ^    ^ « <* « g§ S

xłł <M

O O O' rH ZD rH

540; 1000

650

300

100

52

1530

96

750

735

215

4 à 270

250

115

445

385

45

3200

212

212

220

3000

3800

400

300

235

133

1229; 355,6; t 571,5

330, 711

406

381

1 165; 190; j 2 à 216

54

38

1640

62

180

120

128

3 à 230

165

73

270

35

890

128

125

128

76

ff

1321

76

430

320

152

4 à 152

lO^OOhCOO^OOOiO CO H CO CO CO GO O O O rH t-H

CO tH rH rH iO O rH    CM (M

tH rH CO CM

Leistung der Maschine........

Umdrehungszahl..............

Zylinderdurchmesser..........

Hub..........................

Durchmesser der Kolbenschieber

Kolbenstangendurchmesser Schieberstangendurchmesser ...

Pleuelstange, Länge...........

Pleuelstange, Durchmesser, oben

Gleitfläche, vorwärts, qcm.....

Gleitfläche, rückwärts, qcm.... Kurbelwelle, Durchmesser.....

Kurbelwellenlager, Länge.....

Kurbelwangen, Breite.........

Kurbelwangen, Stärke........

Kupplungsscheiben, Durchm. ..

Druckringe, Durchmesser......

Druckringe, Stärke...........

Druckringe, Anzahl...........

Druckfläche der Druckwelle, qcm

Druckwelle, Durchmesser.....

Laufwellen, Durchmesser......

Propeller welle, Durchmesser...

Propeller, Durchmesser.......

Propeller, Steigung...........

Torpedo

boots

zerstörer

3500

335

521; 813; 2 à 965

559

304

108

45

1172

98, B. 57

1135

722

216, B. 121 2 à 305;

2 à 335; 2 à 356

267

fll

387

289

25

11

7277

200, B. 121 280, B. 121 200, B. 121

2260

3302

Schlacht

schiff

8000

125

900: 1348; 2 à 1600

1219

425

195

90

2438

195, B. 125

3150

1820

395, B. 215

405

423

248

685

5029

5359

Kreuzer

7500

140

760; 1240; 2 à 1430

950

620; 940

190; 175

110

1890

186; 172

4990

2200

420, B. 190

400 und 500

480

275

725

602

10220

420, B. 130 420, B. 190 420, B. 190

4876

487G

Schlacht

schilf

5860

112

Zahlentafel Nr. 99 (Fortsetzung).

851; 1295; 2 à 1981

1219

495; 2 à 457; 2 à 457

190

70; 48

2438

188

2330

1810

375, B. 190

438

254

736

550

50

11

11650

355, B. 228 355, B. 228 374, B. 247

5104

5256

Schnell

dampfer

Schnell

dampfer

Fracht- und Passagierdampfer

Fracht

dampfer

18000

10000

0009

3700

76

80

105

78

2 à 930;1870; 2640; 2 à 2700

1850

570; 2 à 720; 2 à 1000

280

130

3700

265

9000

9000

635, B. 250

1200

420

1050

950

75

12

29350

635, B. 250

009

644, B. 280

6800

11000

950; 1250; 1900; 2850

692; 1175;! 780; 1270;

2 à 1520

2032

1800

1000

1400

•091 -0X9

750

240

130

3600

210

530, B. 280 6 à 480

1150

350

910

980

105

13

23220

630, B. 250 604, B. 250 645, B. 250

6950

10300

B. — Bohrung.

553; 2 à 580

180

90

2300

198

3750

2600

520

8 à 450

528

270

810

800

40

32000

520

510

530

440 : 805;

200

120

3500

180

2540

2540

414

2 à 600; 2 à 850

580

296

820

720

45

16890

400

394

422

5466

6628

Leistung der Maschine........

Umdrehungszahl..............

Zylinderdurchmesser..........

Hub .........................

Durchmesser der Kolbenschieber

Kolbenstangendurchmesser .... Schieberstangendurchmesser...

Pleuelstange, Länge..........

Pleuelstange, Durchmesser, oben

Gleitfläche, vorwärts, qcm.....

Gleitfläche, rückwärts, qcm.... Kurbelwelle, Durchmesser.....

Kurbelwellenlager, Länge.....

Kurbelwangen, Breite.........

Kurbelwangen, Stärke ........

Kupplungsscheiben, Durchm. ..

Druckringe, Durchmesser.....

Druckringe, Stärke...........

Druckringe, Anzahl..........

Druckfläche der Druckwelle, qcm

Druckwelle, Durchmesser.....

Laufwellen, Durchmesser.....

Propellerwelle, Durchmesser ..

Propeller, Durchmesser........

Propeller, Steigung...........

Betrachtet man lediglich den Platzbedarf F für 1000 PS. einer Maschine selbst, so läßt sich dieser recht gut ausdrücken durch:

(753)

F — 22 — 0,001 • N{.

III. Gewichte von Schiffsmaschinen.

Wenn auch die Gewichte, dem Typ der Maschine entsprechend, sehr verschieden ausfallen, so gibt doch Zahlentafel Nr. 100 einen gewissen Einblick, wenn man die für 1 PS. erforderlichen Gewichte der beweglichen Teile, der festen Teile, des Kondensators, Pumpen, Rohrleitungen einschl. Wasser und der übrigen Teile vergleicht.

Zahlentafel Nr. 100.

Gewichte der festen und beweglichen Teile von Schiffsmaschinen.

Handelsschiffe

Bewegliche Teile

Feste Teile

Kondensator, Pumpen, Kohrleitung einschl. Wasser

Gesamtgewicht

PS.

kg

kg

kg

520

1040

1200

1470

1670

1880

1880

2000

2100

O tH tH tH rH

2 500

6 600 12 000

15.20    • N{ 10,66 • ^ 27,50 • N{ 46,00 - Ni 40,00 • ^ 20,00 • Nz-24 40 • ^

32.80    • ^ 35,70 • Nt 33,00 • Nt

30.20    • ^

30.80    • ^

27,20 • 22,50 • N{ 45,00 • N{ 66,00 • ^ 65,00 • Nt 33,70 • ^ 53,00 • ^ 46,00 • ^ 54,00 • Nt 52,00 • Nt 40,00 • ^ 30,90 • Nt

4,36 • Nt

1.30    • ^

2.64    • Ni

4.65    • ^ 2,20 • Ą 2,45 • ^

3.30    • ^ 23,57 • Nt 16,40 • Ni

3,54 • ^ 13,10 • Ni 9,85 • N{

88,00 • ^ 94,00 • ^ 98,20 • ^ 114,80 • Nt 111,00 • ^ 83,60 • Nt 72,00 • Ni 120,40 • ^ 131,00 • ^ 110,00 • Nt 36,90 • ^ 50,80 • Nt

Kriegsschiffe

tCOO-JOSOitł-WtCK

2 900 4 000

5 600

O H (M

H H H

7000 7 800 9 600 10000 10 000 13 200 14000

15    000

16    400

§ 8 % 25 8 % 8 S ® % 8 §

c0'(?f>-C5'ÖcOCN'(7i'T-5'OltD-^5'cO

rH rH t-H t-H t-H tH t—I t-H tH

3,86 • N;_ 8,16 • ^ 8,40 • ^ 14,10 • Ni

3 § 8 8

cl h cd to o cû œ io a n iti' 6"

9,96 • N 8,41 • Ni 17,90 • Ą 32,58 • Ni 51,35 • Ą

36.10    • Ni 39,12 • Nf

34.10    • Ą

37.10    • ^ 47,44 • ^ 41,22 • N 40,56 • N

Zu Überschlagrechnungen für Gewichtsbestimmungen können folgende Angaben zugrunde gelegt werden:

Zahlentafel Nr. 101.

Maschinengewichte kg für 1 PS. für verschiedene Schiffstypen.

Vierfach

Zweifach

Expansion

Dreifach

Beiboote ....................

Kleine Frachtdampfer.........

Torpedoboote ...............

Kleine Kreuzer............

Panzerschiffe, große Kreuzer . Frachtdampfer................

Postdampfer, Schnelldampfer..

8—15

60—85

7—16

16—32

26—50

65—95

42—65

70—110

50-80

Um das Gewichtsverhältnis der einzelnen Teile der Maschinenanlage übersehen zu können, sind in Zahlentafel 101 die Gewichte der Einzelteile als Bruchteile des gesamten Zylindergewichts für fünf Maschinen zusammengestellt.

Zahlentafel Nr. 102.

Gewichte von Maschineneinzelheiten.

Gewicht von

Frachtdampfer 2460 PS.

Fracht- und Passagierdampfer 2000 PS.

Schlachtschiff 16 300 PS.

Kreuzer 10 000 PS.

Kreuzer 7000 PS.

Hochdruck-, Mitteldruck-, Niederdruckzylinder und Scliie-

berkasten...................

Zylinderdeckel und sonstige Verschlösse ....................

Deckel und Boden der Schieberkasten ....................

Stopfbüchsen,Sicherheitsventile,

Führungen..................

Schrauben ....................

Grundplatte mit Lagern, Zylinderträger, Gleitbahnen....

Drucklager, komplett.........

Kolben......................

Kolbenstangen ...............

Kreuzköpfe...................

Pleuelstangen ................

Schieber.....................

Schiebergestänge, Exzenter.... Umsteuerungsvorricht ung ein -schließlich Umsteuerungswelle Kurbelwelle und Wellenleitung

Kondensator..................

Luftpumpe, angehängt........

Zirkulationspumpe, angehängt .

s 3 1 II IllilsI! IlII!

14,76 • N■ = 1

-ï 0,835

0,114    ^    0,0895

Il 0,076    ~||    0,0195

M 0,0242 M 0,0226 0,0143    0,0324

0,0213 0,136

N • e‘si

0,1

1,2

0,37

0,188

0,06

> 7,7 •    = 1

0,73

0,076

0,087

0,0415

0,065

0,13

0,026

0,104

0,0415

0,64

0,28

0,197

0,05

0,06

0,56

0,184

0,143

0,045

I S | 81 ISSlSsiS lsgS§

© o er oo ddcdoodd dddoo“ 6,45 • N == 1

Für einen modernen Fracht- und Passagierdampfer von lOOOO PS. mit zwei Schrauben betragen ungefähr:

Zahlentafel Nr. 103.

Gewichte der Maschinenanlage eines Fracht- und Passagier dampf ers.

N. = 10 000, pk = 17,57, n = 78.

Gewicht von

kg

Gewicht von

kg

Zylinder und Zubehör ........

Grundplatte und Lager, Druck-

und Traglager..............

Stevenrohr, komplett .........

Zylinderträger................

Kurbelwelle und Wellenleitung

Kolbengestänge...............

Schieber und Schiebergestänge Umsteuerungsmaschine, Welle

und Zubehör ...............

Indikator,Regulator,Flurplatten,

Geländer...................

Dampfleitungen, Kupfer.......

1,8 -N 1,6

2.13 • ^ 13,3 • Nt 3,5 • ^ 2,19

0,74 • N

Leitungen aus anderem Material,

Ventile........'.............

Umhüllungen, Isolierung.......

Drehmaschine und Zubehör ...

Kondensator................

Zirkulationspumpe............

Bilgepumpen..................

Reserveteile..................

Propeller....................

Gesamtes Gewicht einschließlich Wellenleitung und Propeller.

0,2-V. 0,9 • N; 0,4 • 4,5-V,

0,08 • N 3,5 • N 3,8 -Ni

0,4 -Ni

0,2 -Ni

74 • Nt

Dreizehnter Abschnitt.

Die Schiffsschrauben.

Ausführungen vgl. : Tafel:    4,

Abb.: 21-23,

23 a,

42.

57,

7—9,    12—17,    45—52,    1-17.

Bezeichnungen.

H mittlere Steigung,

//j größte Steigung,

H₂ kleinste Steigung,

L, B, T, Länge, Breite, Tiefgang,

D Durchmesser der Schraube,

Mi; Moment der Schubkraft,

T Tangentialkraft,

Mz, Mx Biegungsmomente,

C Zentrifugalkraft,

Mc Moment der Zentrifugalkraft,

Fp projizierte Flügelfläche,

Fa ausgestreckte Flügelfläche,

G Gewicht des der Zentrifugalkraft unterworfenen Flügelteils, indizierte Maschinenleistung, PS.,

Ne effektive Maschinenleistung, PS.,

Ns Nutzleistung der Schraube, PS.,

S Propellerschub,

A S unendlich kleiner Bruchteil des Propellerschubes,

A P Druck des Wassers auf ein Fliigel-element,

A Q Komponente von A P in der Drehrichtung, <b und cp Komponenten von A P, vs Geschwindigkeit des Schiffs, sekundlich, vk Geschwindigkeit des Schiffs, in Seemeilen, vu Umfangsgeschwindigkeit der Schrauben, d Durchmesser eines beliebigen Flügelelementes,

lm mittlere Flügelbreite,

Zmax größte Flügelbreite, h Flügelstärke an der Nabe, n Anzahl der minütlichen Umdrehungen der Schraube,

ss scheinbarer Rücklauf, sw wirklicher Rücklauf, sz, sd Zug- bzw\ Biegungsanstrengung, kz, kd zulässige Zug- bzwT. Biegungsspannung, vp Geschwindigkeit des Propellers, m, us, uk Geschwindigkeit des Vorstroms in m bzw. Seemeilen, z Flügelanzahl, w Wandstärke der Nabe, ln Nabenlänge, dn Nabendurchmesser, df Flanschdurchmesser des Flügelfußes, ô Stärke des Flansches, p Radius des Flügelflansches, x Entfernung von der Achse, in der die Steigung zu messen ist, b Drehungsbogen am Umfange des Flansches bei Änderung der Steigung, r\m Wirkungsgrad der Maschine, f]s Wirkungsgrad der Schraube,

Y Slipwinkel bzw. Neigungswinkel der Schraube.

1. Bestimmung der Schraubenelemente.

a) Slip und Vorstrom.

a) Der scheinbare Slip ss ist bei langsamer und mittlerer Fahrt eines Schiffes in der Regel am kleinsten, er steigt bei weiterer Verkleinerung und

Vergrößerung der Fahrt und ist um so kleiner, je größer der Schraubendurchmesser und je kleiner die Steigung ist.

n - H — 60 • vs

_ VP — VS

vp

n-H

(754)

= 100-

n • H — 60 • vs

n-H

= 100-

H - n — 30,864 • vk

H-n-

°/o

(755)

Für normal gebaute Schiffe läßt sich die erreichbare Geschwindigkeit^, wenn 2! die Anzahl der Schraubenflügel, N; die indizierte Pferdestärke und n die minütlichen Umdrehungen kontrollieren aus:

(756)

vk — 0,60 bis 0,75 •

Für Schiffe mit zwei oder drei Schrauben ist Nt die auf eine Schraube entfallende Leistung.

ß) Der Vor ström us m/Sek., d. h. die Geschwindigkeit des dem Schiff am Hinterteil nachströmenden Wassers, wächst mit der Völligkeit des Hinterschiffs.

Für die Größe des Vorstroms kann gesetzt werden:

eine Schraube

zwei Schrauben

us Meter :

ur. Knoten:

us = vs ■ ^0,875 • vk - (0,45 • -

Depl.

L-B-T

Depl.

L-B-T

- 0,0486^ 0,02o)

us

= vs - ^1,07 • -vk - (0,551 •

Depl.

L-B-T

Depl.

L-B-T

0,382^

- 0,196) (757)

y) Wirklicher Slip sw:

vs — us

Vp

(758)

Vs — us

Vp

Sw

Vs —Us = (1 -sJ-Vp

(759)

vs — us stellt die von der Schraube zu erzeugende Geschwindigkeit in der Fahrtrichtung dar.

u.

Sw    Ss + Vp'

Der günstigste wirkliche Slip liegt zwischen 15 und 28 °/₀. 8) Negativer scheinbarer Slip tritt auf, wenn:

<i,

(760)

Ss - SIV

Vp

us

also us groß wird.

Ein negativer Slip kann nur nach der üblichen Definition des scheinbaren Slips auf treten, für den H (Gleichung 754) die Steigung der Druckfläche der Schraube darstellt.

Wenn man aber, wie es richtiger sein dürfte, an der Eintrittskante die Steigung der Rückseite des Flügels, beim Austritt einen Mittelwert der Steigungen der Druckfläche und der Hinterseite des Flügels zugrunde legt, so ergeben sich für den scheinbaren Slip höhere Werte als die üblichen und ein negativer Slip tritt nicht auf.

d. h. sw <

Vp

e) Slipwinkel y.

Da die Schraube bei Vorhandensein des Slips bei einer Umdrehung sich nicht um die Steigung H, sondern nur um einen Weg m • H fortbewegt, wobei m c 1, so fällt die Resultierende aus der Umfangsgeschwindigkeit und m H nicht mit der Schraubenlinie zusammen, sondern bildet mit ihr einen Winkel y, dessen Größe von dem konstanten Slip und dem für verschiedene Flügelpunkte verschiedenem Verhältnis von Durchmesser und Steigung abhängt. Die Größe dieses Winkels am Umfange der Schraube beträgt:

(761)

1 — 8 4-

angenähert ist hier:

bj tej

(762)

y Steigung H.

Für gewöhnlich kann gesetzt werden:

(763)

H = ~ 66 • ^ = 35 • ^ m.

Für sehr große Schrauben und sehr völlige Schiffe:

H = 63    = 32,4 • ^ m.

n    n

Wird der wirkliche Slip sw angenommen und der Vorstrom uk nach Gleichung (757) berechnet, so ist:

vk — nk

«•(1-0 m'

Sind N., n und vk bekannt, so kann gesetzt werden:

⁸/(iö+^vyr

V ©■

H = 30,9 •

(764)

H = 3,2 •

(765)

• w³

Die Steigung der Schraube hängt von der geforderten Geschwindigkeit ab.

Bei großen Schraubendurchmessern wirkt wachsende Steigung zwischen der Eintritts- und Austrittskarte günstig, besonders wenn der Unterschied zwischen Ein- und Austrittssteigung angenähert gleich dem Slip für eine Umdrehung gemacht wird.

Die zuerst von Thornycroft verwendete Neigung der Flügel nach hinten zeigt bessere Ergebnisse als alle Versuche der Änderung der Steigung von der Nahe zum Umfange hin, da die mit der größten Umfangsgeschwindigkeit rotierenden Teile der Schraube weiter vom Hinterschiff entfernt sind.

r₍) Das Verhältnis D:H findet sich zwischen 0,60 und 1,1.

Bei mäßigen Umdrehungszahlen    findet    sich sehr    häufig    für

Bei den heutigen höheren Umdrehungszahlen geht man jedoch häufig, unter obige Verhältniszahlen, da sich die Slipverhältnisse günstiger gestalten.

Als Mittelwerte lassen sich annehmen für:

Dampfer fürFracht und Passagiere eine Schraube

Schnelldampfer

zwei Schrauben zwei Schrauben drei Schrauben

Panzerschiffe und Kreuzer

Torpedofahrzeuge

Barkassen

ai b

~ 0,735 jj = - 0,735 bis 1

I)

I)

jY = 0,73 f = 0,77 0,65 bis 1,1    0,805 bis 1 0,635 bis 0,85

H = 0,66

0,62 bis 0,79

jj — 0,85

ü) Der Schraubendurchmesser wird wesentlich durch den Tiefgang des Schiffes bestimmt. Die zur Bewegung der Schraube erforderliche Kraft ändert sich bei genügender Tauchung der Schraube nur sehr wenig mit der Schiffsgeschwindigkeit. Durch Freischlagen der Flügel wird der Gleichförmigkeitsgrad der Maschine sehr beeinträchtigt.

Bei großen Durchmessern und hohen Umdrehungszahlen wächst die Reibung an den äußeren Flügelenden verhältnismäßig stark.

Zwischen dem Hub H der Kolben und dem Schraubendurchmesser bestehen ungefähr folgende Verhältnisse:

Handelsschiffe

Kriegsschiffe

Hub

Panzer

schiffe

Kreuzer

Torpedo

boote

Schnell

dampfer

Post

dampfer

Fracht- Flußdampfer dampfer

4,5-5

5,2-5,5

4,2—4,7

3,6-3,7

3,7-4,2 ! 4,1—5,0

4.3-5,6

Die Umfangsgeschwindigkeit vu der Flügelspitzen schwankt für

Handelsschiffe zwischen

14 und 30 m,

Panzerschiffe und große Kreuzer zwischen 28 und 40 m,

30 und 45 m, 34 und 50 m.

Kleine Kreuzer zwischen..........

Torpedobooten zwischen...........

Im allgemeinen zeigt die Erfahrung, daß:

vu < 3-t>,

vu bis 4 • vs.

sein soll, in Ausnahmefällen bei großen Schrauben und hohen Umdrehungszahlen :

Ist H ermittelt und angenommen, so ist: H

I)

D = H~

(766)

Ist vk, n, N; und H gegeben, so kann gesetzt werden:

(767)

D = 18,1 • (40 + vk) )/^;-lny m.

Im allgemeinen liegt die Oberkante eines vertikal stehenden Flügels 0,15 • D bis 0,20 • D bei mittlerem Tiefgang unter dem Niveau, die Unterkante etwa 0,1—0,25 m, entsprechend 0,05 D bis 0,03 D über der Verlängerungslinie des Kiels. Als größter zulässiger Schraubendurchmesser ist etwa 0,8 des Tiefganges hinten anzusehen, im allgemeinen sind die Durchmesser so groß auszuführen, wie die Umstände es irgend zulassen, soweit nicht das Mitreißen von Luft zu befürchten steht.

TT

Das V erhältnis der SchraubenkreisflächeD²- — zum Hauptspantquerschnitt kann, da es sehr stark schwankt, zur Ermittlung des Durchmessers D nicht benutzt werden.

Werte von P²--^ :

4    ^

Schraubenzahl

Größere Kriegsschiffe.........

Torpedofahrzeuge, Barkassen .

Postdampfer..................

Frachtdampfer ...............

0,50—0,70

0,35—0,45

0,22—0,32

0,30—0,60

0,40-095

0,25-0,50

0,25—0,45

2. Wirkungsweise der Schraube.

a) Für einen Querschnitt ab Schraubenflügels, parallel zur Achse,

0 A = vs die Schiffsgeschwindigkeit,

vom Durchmesser d bezeichnen in Abb. A J = vu die Umfangsgeschwindigkeit des Flügelelements, 7 = KO J den Slipwinkel.

Abb. 344.

---7

Der vom Wasser auf das Flügelelement ausgeübte Druck AP sei in die Komponenten :

<1) senkrecht zur Richtlinie OJ und

in die Richtung von OJ fallend, zerlegt.

Die in die Achsenrichtung XX fallende Kom-ponente AS von AP bildet JJ.— dann einen unendlich kleinen    "«a

Teil des Propellerschubes S.

Nach Abb. 344 ist:

AS = sin 8 — cp • cos ß. (768)

Folglich ist die sekundlich verrichtete Arbeit:

Ls = (<I> sin ß — cp cos ß) • vs. (769)

Die Komponenten von AP in der Drehrichtung ist:

cd

.Tö

/<-

Kräfte an der Schraube.

A Q = O cos ß + cp sin ß, also die sekundliche Widerstandsarbeit:

tu • d • n

60

• (<h cos ß 4- ? • sin ß).

(770)

Dennoch ist der Wirkungsgrad des Flügelelementes:

d> • sin ß — cp • cos ß

60 • vs

(771)

V s —

Der größte Wert von 7)s kommt den Flügelelementen zu, die ungefähr in einer Entfernung 0,2 • D von der Schraubenwelle liegen, die Flügelteile, welche näher dem Umfange hegen, besitzen im allgemeinen einen höheren Wirkungsgrad, als diejenigen in der Nähe der Nabe.

<t> • cos ß + cp • sin ß

Wilda, Die Schilfsmaschinen.

25

und :

b) Achsiale Schubkraft S (Propellerschub). Da nach Gleichung (759), S. 382:

S-(vs — u₃) = S • (1 — sj • vp mkg,

vp =

60

so folgt:

S-(l -*.)•

H-n

60

= 75 • rls •    • A⁷. mkg.

60 • 75 • rls • rlm    4500 - rls • rlm • V.

Im Mittel kann gesetzt werden, da:

Ne = rtm • Ni und Ns = Tjs • Ne = ru • rim • N.

S = 2850 •

H-n-{ 1 — sj

kg.

(772 a)

- sj

kg

(773)

oder:

H-n

kg

S — ~ 96 bis 100*

OQ

(773 a)

3. Anordnung*.

a)    Drehrichtung.

Bei Zweischraubenschiffen ist die Backbordschraube meist links, die Steuerbordschraube rechtsgängig, die Schrauben schlagen nach außen, jedoch werden in der englischen und amerikanischen Marine vielfach nach innen schlagende Schrauben verwendet, wodurch sich eine geringere Konvergenz der Schraubenwellen erzielen läßt.

b)    Anordnung der Flügel.

a) Flügel und Nabe aus einem Stück hergestellt (Gußeisen) für Durchmesser bis ~ 3,5 m bei Handelsschiffen, bis 2,5 m bei Kriegsschiffen.

ß) Besonders hergestellte Flügel.

Geschmiedete Stahlflügel (Torpedoboote) werden häufig mit schwalbenschwanzförmigem Fuß versehen, der mittels Keil und Niet in entsprechender Vertiefung der Nabe befestigt wird. Befestigung mittels zylindrisch gekrümmter Flanschen auf der zylindrischen Nabe durch Stiftschrauben selten verwendet.

Befestigung durch runde Flanschen auf Abflachungen der Nabe durch Stiftschrauben. Die Flügelflanschen sind entweder direkt aufgesetzt oder etwas in die Nabe eingelassen, die Fugen (2—4 mm) werden häufig mit Zement verstrichen.

c)    Veränderlichkeit der Steigung.

Die Löcher in den Flügelflanschen werden oval ausgeführt, eine Veränderlichkeit der mittleren Steigung um 5—7 °/₀ zu ermöglichen.

Bezeichnet b den Drehungsbogen am Umfang des Flansches, p den Radius des Flügelflansches, x = ~ 0,35 • D die Entfernung, in welcher die Steigung gemessen wird, H die mittlere, H₂ die größte und kleinste Steigung, so ist genügend genau:

H. = 2tcx •

H • p -f- 2 • ii • x • b

um

und H₂ = 2 •    • x •

Am Flansch jeden Flügels werden häufig Marken für die höchste, mittlere und kleinste Steigung angebracht.

2 • Ti • x ■ p + H • 'b

(773 a)

Beispiel. Für eine Schraube von D = 5466 mm, H = 6628 mm, sei b — 10 mm, p = 480 mm, ferner x = 0,35 • D = 1920 mm.

Dann folgt:

TT, = 2 Ti • 1920 •

6628 • 480 + 2 Tr • 1920 • 10

2 • u • 1920 • 480 — 6628 • 10

= 6950 mm,

TT₂ = 2 • Tr • 1920 •

6628 • 480 - 2 • Tr • 1920 • 10

= 6308 mm.

2 • Tr • 1920 • 480 + 6628 • 10

Die Kapselmuttern zur Flügelbefestigung werden häufig mit Portlandzement verstrichen oder mit Blechmänteln überdeckt (Kriegsschiffe).

4» Wirkungsgrad vs der Schrauben.

Bezeichnet Ne die effektive Leistung, v™ den Wirkungsgrad der Maschinenanlage, Ns die von der Schraube wirklich geleistete Arbeit in PS., so ist:

NS = YJg • 7]m • N; = T|S • Ne = ~ Tjg • 0,9 • Ny

Demnach :

Ns

(774)

+ =

Der Wirkungsgrad der einzelnen Flügelelemente in verschiedenen Abständen d

— von der Achse ist verschieden; für den Wirkungsgrad eines Flügel-

Li

elementes im Abstande 0,5 • d von der Achse kann gesetzt werden :

n;

1,7-

-0,15—*)-

Ns

~ + l

Ferner ist, wenn lm die mittlere Flügelbreite bezeichnet:

- • D - lm - (1 - O •    + 5,4 - 0,4 •

0,136) — 0,0243 • ^ - 0,0124

{H • n)³ •

880 000

' (0-744 • a

(775)

•(4+41

(775 a)

und

Ne

{TT-nf-z

880 000

+ 5,4 — 0,4 • -jj

■(4+0]

•(0,7444

1/0,158 -0,002-

0,136) + 0,419 Durch Division der Gleichung (775a) und (776) folgt:

4(Ö₊!)](,,744 4

"(4+#--4

Vs =

l[“

+ 5,4-0,4-

- 0,0243 •    — 0,0124j(l — sw)

+ 0,419 - y 0,158 — 0,002 • (lO • ^

0,4 ' H

(io4-s)l

0,13ß)

0,136)

(776)

’ Sw

»)’

(777)

*) Die Ableitung von Gleichung (775) fällt nicht in den Rahmen des Buches. Yerf. behält sich dieselbe an anderer Stelle vor.

25*

Die Gleichungen (775) bis (777) sind sehr einfach auszurechnen und gestatten

die Bestimmung von Ne, Ns und rjÄ) wenn H", n, z, D • lm) sw und bekannt

sind, wobei sw allein anzunehmen ist. Für die Ermittlung von *)s ist

nur die Kenntnis von sw und ^ erforderlich. Die Gleichungen (775 a) und

(776) sind für Maschinen mit hohen Umdrehungszahlen ebenfalls gültig, vgl. die folgenden Beispiele.

5. Flügelfläche und Form der Flügel.

a) Abgewickelte Flügelfläche Fa.

Es kann gesetzt werden für einen Flügel:

(778)

qm.

F =

M a

Bei Zweischraubenschiffen ist 2 die Gesamtzahl aller Flügel, N; die Gesamtleistung in PS.

Für vk von 11 bis 22 kann gesetzt werden für:

eine Schraube

zwei Schrauben

Fa = - • (0,485—0,00865 • vk) • D2 z

Fa =

- • (0,97-0,0173 • vk) • D²

Für Schrauben von 4 bis 7 m Durchmesser beträgt die ausgestreckte Flügelfläche (alle Flügel einer Schraube für Ein- und Zweischraubenschiffe mit 3 und 4 Flügeln).

F-z = 0,26 bis 0,29 • D2 für Schrauben von 2-3,5 m Durchmesser:

(279)

F-z = 0,3- D² bis 0,42-D².

b)    Projizierte Flügelfläche Fp.

Fp — ~ 0,75 • Fa bis 0,85 • Fa.

Bezeichnet M den Querschnitt des eingetauchten Hauptspants, so ist für:

z- Fp = ~ 0,065 bis 0,077 •

~ 0,083 bis 0,100- M (780) 0,110 bis 0,165 • <&’

z ■ F,

kleine Schrauben .... mittelgroße Schrauben große Schrauben . ..

Die Konstruktion der abgewickelten Flügelfläche, wenn die projizierte gegeben ist; und umgekehrt, vergleiche Tafel 23a, Abb. 12—15, Tafel 57 und Abb. 346.

c)    Das Verhältnis der Schraubenkreisfläche zur Projektion der Flügelfläche beträgt:

= ~ 0,35 bis 0,45 für D < 3,0 m, D² • r

4— 0,25 bis 0,33 für D > 3,0 m.

d) Größte ausgestreckte Flügelbreite lm Es kann gesetzt werden:

F •    *⁷¹

p- 4

F •

j. p.

ax*

*max = (6,8-0,18 •»*)•

D-z

yAm.

r n

(781)

?max = - 0,2 - D bis 0,37 • D.

Die größeren Werte für kleine Fahrzeuge.

lmax liegt in der Regel, gleichgültig welche Flügelform gewählt wird, in einer Entfernung 0,28 bis 0,33 • Z>, also auf — 0,6 bis 0,7 der Flügellänge. Die ausgestreckte Flügelbreite an der Nabe beträgt zwischen 0,15 • 1) bis 0,23 • D.

Die größeren Breiten an der Nabe finden sich bei kleineren Schrauben von 3 m Durchmesser abwärts.

Bei hohen Umfangsgeschwindigkeiten (40—50 m) ist es vorteilhaft, die Flügel an der Nabe breit, am Umfange schmal auszuführen, weil dann der größere Wirkungsgrad den unteren Flügelteilen zukommt, außerdem läßt sich die Flügelstärke an der Nabe verkleinern, was ebenfalls bei gleicher Festigkeit des Querschnitts zur Erhöhung des Wirkungsgrades der Schrauben beiträgt und endlich werden bei am Umfange weniger breiten Flügeln die wahrscheinlichen Ursachen der Bildung von Hohlräumen im Wasser an der Vorderfläche der Flügel vermindert.

Zu kleine Flügelflächen haben bei höheren Umdrehungszahlen ein bedeutendes Anwachsen des Rücklaufs und einen geringeren achsialen Propellerschub zur Folge, zu groß bemessene Flügelflächen dagegen erzeugen bei kleiner Geschwindigkeit leicht negativen Slip, besonders wenn die Flügel an den Enden breit sind.

e) Mittlere Flügelbreite lm.

Bezeichnet Fa die abgewickelte Fläche eines Flügels, dn den Durchmesser der Nabe, so ist:

(782)

(783)

D—dn

lm = 0,75 bis 0,84 • ?max

für Schiffe mit einer Schraube ist: lm = —0,75 bis 0,86 • Zmax für Schiffe mit zwei Schrauben ist: lm = —0,80 bis 0,84 • Zmax

lm = - 0,17 • I) bis 0,33 • D.

Die größeren Werte für kleinere Fahrzeuge.

Schrauben

Die ausgestreckte Flügelbreite ln an der Nabe beträgt für normale ln = - 0,16 • D bis 0,18 • 2); für kleinere Fahrzeuge findet sich häufig

ln = - 0,2 • D bis 0,26 • D.

Für nach hinten geneigte Flügel kann, wenn f der Neigungswinkel der Richtlinie gegen die Vertikale ist, gesetzt werden:

(784)

T° = 0,7 bis 0,8 • ]/n.

Beispiel:

Nach Gleichung (781) ergibt sich für den Doppelschrauben-Schnellpost-dampfer Kaiser Wilhelm IL, mit W = 20000, n — 79, vk = 23, 2 = 4, D = 6,95 m,

■V

f 79

U = (6,8 - 0,18 • 23) •

20000

6,95 • 4

demnach :

/max = 1.515 m (ausgeführt 1,544 m) lm — -0,84-1,515 = 1,270 m (ausgeführt 1,275 m).

Außerdem läßt sich lm aus Gleichung (776) ermitteln, wenn Ne — — 0,9 • W angenommen wird.

Nach Gleichung (775a) und (776) folgt:

Na = 16900 • (0,25 • 7,725 • 0,374 — 0,0288) = 11700 PS.

Ne == 22500 • (0,25 • 7,725 • 0,374 + 0,052) = 17450 PS.

Schraube des Doppelschrauben-Schnellpostdampfers Kaiser Wilhelm II.

Beispiel. Für einen Torpedobootszerstörer von 2 X 3550 PS. beträgt D = 2,260 m. H = 3,3 m, D : H = 0,685, n = 322, der Nabendurchmesser 0,406 m. Nach ausgeführten Schrauben ähnlicher Boote sei lm = 0,562 m angenommen, der tatsächliche Slip ~ 20 °/₀, der Vorstrom kann hier wegen des sehr scharfen Hinterschiffs vernachlässigt werden. Dann ergibt sich nach Gleichung (775a) und (776).

• 3 • 2,26 • 0,562 • 0,8 • [0,2 • (9,4-0,4 • 3 • 0,685) (0,744 • 0,685 — 0,136)]

Ns =

(3,3 -322)3 880000

-0,0243-0,685 —0,0124.

Ns = 3360 • 0,612 = 2270 bis 2300 PS.

• 3 • 2,26 • 0,562 - [0,2 • 9,4 — 0,4 • 3 • 0,685) (0,744 • 0,685 — 0,136)]

Xe =

Also:

A* ₌ 11700 Ne - 17450 1)m = 0,87.

= 0,65,

demnach :

Der wirkliche Propellerschub für che Fortbewegung des Schiffes beträgt

98-2-11700

98-2-A5

vk

23

= - 100000 kg.

Abb. 345.

fSDO-

660

376-r*J7fl-

546 -* 546

l33

•.......

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3783

670

£222^^—

-670--J

670—'- 670

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<i>

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7Z6 —726^

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736

736

736

Jfi

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7Z1—W-5

2750

I

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698 — 805,

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\0%sj

T4Î8

(3,3-322)3 880000

+ 0,419 — 0,356.

Ne = ~ 3000.

Demnach :

Tlm

3000

3550

= 0,845

rls =

Ns

2270

= - 0.75.

y„, 3ooo

Der Wirkungsgrad der Schrauben erscheint hier allerdings reichlich hoch. Der wirkliche Propellerschub beträgt:

98 • 2 • 2300

27

= ~ 17000 kg.

6. Festigkeit der Schraubenflügel.

a) Material.

Flügel

Nabe

Befestigungs

schrauben

Haube

Handelsschiffe:

Schnelldampfer

Fracht- und Passagierdampfer

Große Frachtdampfer

Bronze und Bronzelegierungen (Phosphoroder Manganbronze)

Stahlguß, Bronze

Gußeisen, seltener Stahlguß,

Schrauben: Bronze oder Stahl Muttern : Bronze

Gußeisen.

Gußeisen, Stahlguß, Nickelstahlguß

Gußeisen

Kleine Frachtdampfer

Gußeisen, Stahlguß, Bronze, Stahlguß verzinnt, Überzug von Muntzmetall, Plattierung mit Nickelblech

Gußeisen

r,

ii

Gußeisen

Schrauben: Stahl Muttern: Bronze

Gußeisen

ii

ii

Kriegss chiffe: Panzerschiffe, Kreuzer

Bronze, häufig verzinnt

Bronze

Mangan-, Tobin-bronze etc.

Bronze

Torpedofahrzeuge

Bronze, geschmiedeter Stahl

Bronze, Stahlguß

Bronze

Als Zugfestigkeit Kz kg/qcm des Flügelmaterials kann gesetzt werden :

Gußeisen

Stahlguß

Phosphorbronze

Kanonenmetall

1400—1750

4500

Manganbronze

3500—4200

1800—2400

b) Zulässige Beanspruchungen.

Gußeisen

Stahlguß

Bronze

Mangan- oder Phosphorbronze

Zug, kz kg/qcm .. Druck, kd kg/qcm

140

420

350 (475) 700 (925)

210 (300) 280 (380)

350 (650) 420 (900)

Die eingeklammerten Werte werden bei Schrauben mit hoher Umdrehungszahl häufig erreicht.

Flügel:

c) Angreifende Momente.

a) Schubkraft S kg in der Richtung der Achse für einen

5 = 450000

Im Mittel ist:

H-n • z - (1 —sw)

kg.

S = 360000 •

H • n -z

= ~ 100-

kg-

Hebelarm der Schubkraft S: ~ 0,35 • D.

Moment der Schubkraft S in bezug für einen Querschnitt im Abstand x von der Achse:

Ms = £-(0,35-D — x)

Ms = 280000 •

Nt

N.

•(0,35 -D — x) = ~ 98 • — • (0,35 • D — x). (785)

ß) Tangentialkraft T am Hebelarm 0,315 • D. T = 200000 •

N,

kg.

D - n • z

Moment der Tangentialkraft im Abstand x von der Achse:

Mr = 200000 •

N,

(0,315 -D — x).

(786)

D • n - z

Setzt man im Mittel x = 0,2 • ü, so ist für den Flügelquerschnitt:

Y) Das biegende Moment um die zum Flügelquerschnitt senkrechte Achse :

My = 16000-^-*(2,36^ y    z • n \ H

das biegende Moment um die zur Flügelbreite parallele Schwerpunktsachse:

•(2,36 ~

Abb. 344:

lj kg/cm

(787)

Mx = 16000-

N,

+ 1 j kg/cm.

(788)

8) Hat der Flügel die Neigung y° nach hinten und ist G das Gewicht des für die Zentrifugalkraft in Betracht kommenden Flügelteiles, so liegt der Angriffspunkt der Zentrifugalkraft um:

x₀ = 0,23 • D bis 0,25 • D

(789)

von der Achse entfernt und hat vom Schwerpunkte des Flügelquerschnittes den Abstand:

• tgT-

Die Größe der Zentrifugalkraft beträgt:

G • D • n²

350000

kg-

(790)

Das von der Zentrifugalkraft erzeugte Biegungsmoment:

,r G • D² • n² • tg y Mc =- — 5 1

(791)

kg/cm

Das Gewicht G des auf Zentrifugalkraft zu untersuchenden Teils eines Flügels läßt sich genügend genau ermitteln aus:

Bronze :

Gußeisen: 0,85, Stahlguß: 0,9 mal dem Gewicht von Bronze.

D und h in dm.

2840000

G — (0,322 — 0,0025 • D) • D² • h kg,

(791a)

c) Die größten von Mx, Mlh C und Mc herrührenden Beanspruchungen ergeben sich, für Zug:

=

Druck:

24000 'N;

z • n • h³

sa =

50000 »K

z • n-h³

•(l+4,4~) •(l + 2,36-g)

G-Dn¹

2000000 • h²

G- D-n²

1170000 • h²

• ^2 + - - • tg yj kg/qcm (792) j kg/qcm (793)

D • tg Y

0,92 • h

ln ist leicht durch Probieren aus Gleichung (792) bzw. (793) zu finden, wenn sz und sd durch kz und kd ersetzt werden; der größere Wert von h ist zu wählen.

Steht der Flügel senkrecht zur Achse, so ist 7 — 0, kann die Zentrifugalkraft vernachlässigt werden, so ist das zweite Glied der Gleichung (792) und (793) Null.

C) Flügelstärke.

Überschläglich kann gesetzt werden an der Nabe, für große Schrauben mit mäßigen Umdrehungszahlen:

i/Ji

J n

mm,

(794)

kleine Schrauben mit hohen Umdrehungszahlen:

.m

" n

h = - 40

mm.

(795)

Die Flügelstärke an der Spitze beträgt für Schrauben aus:

Gußeisen

Bronze

Stahlguß

265

300

180

Beispiel. Für den Doppelschrauben - Schnellpostdampfer Kaiser Wilhelm II. ist:

Nt = 20000, n = 80, D = 6,95 m, H = 10,3 m; I) : H = 0,675 tg 7 = 0,186, z = 4.

Nach Gleichung (794) folgt zunächst:

Ÿ 20 000

80

= 50 • 6,3 = 315 mm,

ausgeführt 310 mm. Ferner : Demnach wird:

24000-20000

max

4-80-29800

G = (0,322 — 0,025 • 69,5) • 69,5² • 3,1 = 2160 kg.

•(2 + -^2--0,186),

(1 +4,4-0,675) +

2160 • 695 • 8O²

2000000-961

Smax = ~ 231 kg/qcm;

S(imax -

50000-20000

4-80-29800

(1 + 2,36 • 0,675)

2160 • 695 • 80²

1000000-961

sdmax = 312 kg/qcm.

Ferner ist nach Gleichung (781) die größte Flügelbreite:

20000

Uax = (6,8 — 0,18 • 23) •

■V

695-0,186

0,92 • 31

)■

max

6,95 - 4

= 1515 mm (ausgeführt 1544).

Die Fläche eines Flügels nach Gleichung (778):

j • (2,4 — 0,066 • 23) • j/-

F = 3,48 qm (ausgeführt 3,4 qm), rj) Befestigungsschrauben der Flügel.

Für i Schrauben für jeden Flügel kann der Kerndurchmesser der Schrauben angenommen werden, wenn ds den Durchmesser der Schraubenwelle bezeichnet:

20 000

80 ’

für Schrauben mit 3 Flügeln : d = 0,45 bis 0,55 • ds- y

für Schrauben mit 4 Flügeln : d = 0,4 bis 0,48 • ds • y    .

Diese völlig genügenden Werte von d findet man häufig noch um ~ lj₂"

Zahlentafel Nr. 103.

Durchmesser der Befestigungsschrauben der Fiügel, Zoll engl.:

erhöht.

Durchmesser der Schraubenwelle

Flügelanzahl

Anzahl der Befestigungsschrauben

8—*• I <s>.|

(796)

min

10

200

250

300

11/2-13/4

11/4—IV2

15/8—21/4

15/8—2

21/4-2%

2-2%

350

400

450

500

550

600

13/g—15/g

D/4-IV2 13/4-21/8

IV2—13/4    l³/8—1%

lVs—2³/s

15/8—2

25/8-31/s ! 2'/₄-2% ; 21/8-23/4 21/4-2% I 21/8-21/2 2%—31/2 21/2-3 3'/4-4 2%—3%

3⁵/8—43/8 3l/₄—4 .4-4 %

3%—33/4 43/8—5%

3%—4%

D/4-IV2

D/s-D/s

15/8-2

2-2'/₂

13/4-21/g

2-2 % 21/2-3% 21/4-2%

2%—31/2

21/2-3 3%—3% 2%-33/g 31/2-41/4 31/8-3 % _ 4—4% j 33/4-35/8 35/8—43/8

23/4-31/4

23/8-2%

3-33/4

23/4-31/4

33/8—41/8

3—3⁵/8 33/4-41/0

31/4-4

3%-4

IV4-IV2 D/8-IV4 1V₂—13/4

l³/g—15/g 13/4—21/s

15/g—17/g 21/8-21/2 1% 2V4 23/8-2% 21/8-23/8 23/8-31/4 23/8-21/2 3—3⁵/s 25/8-31/s 31/4-3% 2%—31/2 31/2—41/4 3'/4-3%

lVs—1³/8 1-1% 13 8 1%

iv₄—iv₂

13/4-2

1V₂—1%

2-23/₈

13/4-2V8

21/4-23/4

2-23/₈

21/2-3V8

21/4-23/4 23/4-33/8 21/2-31/8 31/8-33/4 23/4-3'ü 3³/g—4Vs 31/8—3⁵/g

7. Propellernabe.

a) Nabe mit angegossenen Flügeln.

Beanspruchung. c?n größter und kleinster Durchmesser der Nabenbohrung, w Wandstärke der Nabe im Konus, ln Länge der Nabe, kz zulässige Beanspruchung auf Zug.

Damit kein Aufreißen der Nabe, infolge der durch das Drehmoment Mt übertragenen Kräfte stattfinden kann, muß die Gleichung gelten :

ln • m? • [(«? + 0,5 • (t/, —c/₂)] • kt = Jf, = 71 620 •

(797)

unter der Voraussetzung, daß die Beanspruchung in der Mitte der Wandstärke erfolgt.

Für gußeiserne Schrauben findet sich als größter Nabendurchmesser == 1,9 bis 2,5 • (7, dn = 0,135 bis 0,155 • D 4 = ~ 1,15 bis 1,18 • dn

Nabenlänge:

(798)

(799)

(800)

Das mittlere Drittel der Nabenlänge wird etwa um 0.33 • ds ausgespart, so

vorhanden ist, wenn h die Flügelstärke an der Nabe bezeichnet. Gewinde, Muttern und Federkeile zur Befestigung der Nabe auf der Schraubenwelle, vgl. S. 194.

Man findet:

daß hier eine Wandstärke: w

t/A.

' n

w = 3 bis 5 • b) Naben mit auf geschraubten Flügeln.

(801)

Nabendurchmesser

Kriegsschiffe

Handelsschiffe

0,24 bis 0,26 • D

0,16 bis 0,24 • D

dn

2,5 • ds bis 3,5 • ds

Die größeren Werte für kleinere Schrauben.

L = ~ <4 bis 1,6 • dn

Stärke des Flügelflansches 8^ = 0,3 bis 0,35 • ds (Gußeisen)

5 = 0,18 bis 0,24 • ds (Stahlguß, Bronze).

N abenlänge: Flanschdurchmesser. .... d

~ 2 bis 2,4 • ds oder ~ 0,7 bis 0,8 • ln

(802)

Gußeisen

Stahlguß

Bronze

Wandstärke im Konus........

Vorder- und Hinterwand......

1,1 bis 1,2 • 8 1,1 bis 1,2 • 8

Auf gußeiserne Naben werden häufig vorne und hinten Schrumpfringe aus Schmiedeisen aufgezogen.

Breite der Schrumpfringe ~ 0,18 * ds, Höhe ~ 0,23 • <4, Länge der Haube ~ 1,8 • cü, Wandstärke für Gußeisen 15—20 mm.

Für die Konstruktion der Naben kann zweckmäßig nach Verhältnis-

Setzt man den mittleren Durchmesser der ds = 100,

zahlen gearbeitet werden.

Propellerwelle

so kann gewählt werden:

Zahlentafel Nr. 104. Yerhältniszahlen für Naben.

Schnell- und Postdampfer

Gusseisen 4 Flügel

Bronze 3 Flügel

Gusseisen Gusseisen 3 Flügel angegossen aufgeschraübt

Flügel

Länge der Nabe....................

Durchmesser der Nahe..............

Wandstärke der Nahe am Konus....

Flansch des Flügelfußes............

Länge der Flanschen ..............

Wandstärke der Nabe hinten und vorne Durchmesser des Flügeltlansches.. .. Durchmesser des Schraubenkreises ..

Breite der Schrumpfringe...........

Höhe der Schrumpfringe.............

Äußerer Durchmesser des Gewindes. Äußerer Durchmesser der Mutter....

Höhe der Mutter...................

Länge des Gewindespiegels.........

Durchmesser des Gewindespiegels ... Tiefe der Aussparung zum Einsetzen

des Flügelfußes.................

Durchmesser der Aussparung der Nabe

235-300

280—300

24-28

20

40—50

32

190—215

150

15—18 • 18—20 82—85 104—120 56-70 30—45

80

300—330

275—330

45-55

82—92

140—165

58-75

160—185

300

360

30

250

20Ô

90

145

80

23

82

8. Konstruktion der Schraubenflügel.

In Abb. 346 ist die Konstruktion des meist vorkommenden Falles einer Schraube mit konstanter Steigung H auf 0,7 • R gemessen und rückwärts geneigten Flügeln dargestellt.

Abb. 346.

Z-JC

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Konstruktion der Schraubenflügel.

Gegeben. Durchmesser 2R. Steigung H. Projektion eines Flügels I. II. III, IV. V; VI, VII (Abb. 346, B).

a) Abwicklung in der geneigten Ebene des Flügels.

Schlage von Q als Mittelpunkt die Bogen 11, 2u. 3v, 4w, hx, Qz (Abb. 346 A) und projiziere die Punkte t, u, v, w, x, z (A) nach T{, U„ Vn

V u A"j, Z, (B).    Fortsetzung S. 399.

co

33

Fracht- und Passagierdampfer Passagierdampfer | Bronze und Gusseisen

1,110 • B 0,238 • B

0,310 • B

0,300 • B²

0,250 • B²

0,1515 • B 0,390 • B 0221 • B 0,170 • B

0,196 • B

Fracht- und

5300

5900

1265

1800

E-

0,889

0,318

0,815

2065

1170

<m

oo

3000

1010

hJH CM

OCM ÎO CM CM

rH

4720

1,320 • B 0,212 • B

0,280 • D

0,281 • B²

0 212 • B²

0,170 • B 0,110 • B 0,180 • B 0,151 • B

0,163 • B

6250

1000

ZD    rH

Ci    !>•

iéT

0,755

0,27

G5>

ï>-

o~

1935

co i—

770

CM

O O t-h

Zahlentafel Nr. 105.

Verhältnisse ausgeführter Schrauben.

Frachtdampfer

Gusseisen

Schlepper

Stahlguss

Torpedoboots

zerstörer

Manganbronze

Schlepper

Stahlguss

0,870 • B 0,311 • B

0,305 • B

0,390 • B²

0,341 • B²

0,197 • B 0,115 • B 0,171 • B 0,171 • B

0,235 • B

3800

3000

2260

2000

mm

3300

1180

1160

5,61

4,95

11,34

1,150

0,494

0,88

747

1575

650

650

100

800

892

O O c

tH CM CM

tH

1,265 • B 0,280 • B

0,300 • B

0,110 • B²

0,321 • B²

0,235 - B 0,410 • B 0,190 • B 0,177 • B

0,225 • B

3800

840

1000

3,69

2,92

7,068

0,79

TTf‘ 0

0,79

705

1235

570

530

110

009

O    tH

zd

O CO

go th r>-

1,470 • B 0,360 • B

0,316 • B

0,369 • B²

0,282 • B²

0,186 • B 0,110 • B 0,179 • B 0,785 • B

0,300 • B

3302

813

711,1

1,8887

1,4363

4,0133

0,705

0,357

O t- ^ O ®î. O O io (M (M CD b- lO 1C5 CO E-^œot-coiocD o    H CO CO

CO CM

1,300 • B 0,365 • B

0,301 • B

0,500 • B²

0,377 • B²

0,219 • B 0,416 • B 0,167 • B 0,188 • B

0,299 • B

2600

730

602

1,505

3,11

0,77

0,48

0,752

138

833

334

376

125

200

CO

CJi

^ H O CO CO O tH

LL

.... qm

LL

LL

mm

mm

mm

Durchmesser.....................

Steigung..........................

Größte Breite der Flügel..........

Entfernung der größten Breite von

Mitte Welle....................

Abgewickelte Schraubenfläche für

eine Schraube ......

Projizierte Schraubenfläche für eine

Schraube.......................

Kreisfläche der Schraube...........

Durchmesser : Steigung ............

Projizierte Fläche : Kreisfläche .....

Projizierte Fläche : Abgewickelte

Flügelfläche....................

Abgewickelte Flügelbreite an der Nabe

Flügellänge.......................

Größter Nabendurchmesser.........

Nahenlänge .......................

Umdrehungszahl, minütlich.........

Pferdestärke der Maschine.........

Mittlere Flügelbreite...............

Anzahl der Flügel.................

Anzahl der Schrauben.............

Flügelstärke an der Nabe..........

Flügelstärke am Umfang...........

Umfangsgeschwindigkeit...........

Schnelldampfer Bronze und Gusseisen

1,482 • D 0 221 • D

0,350 • D

zCI • 38S‘0

0,217 • D

0,163 • D 0,400 • D 0,198 • D 0,208 • D

0,176 • D

6950

10300

1540

2440

13,6

10,525

37,7

0,675

0,278

0,775

1130

2787

1376

1450

80

20000

1240

CM O CM GG rH (M CM CO

Frachtdampfer

Gusseisen

0,875 • D 0,218 • D

0,296 • D

0,248 • D²

0,233 • D²

0,169 • D 0,396 • D 0,220 • D 0177 -D

0,157 • D

5943

5181

1296

1760

8,71

8,175

27,6

1,145

0,296

0,937

1005

2350

1245

1005

72

3000

930

(M

Zahlentafel Nr. 105. (Fortsetzung.) Verhältnisse ausgeführter Schrauben.

Postdampfer Manganbronze und Gusseisen

Fracht- und Passagierdampfer

Bronze und Gusseisen

Kreuzer 1. Kl. Manganbronze

1,140 • D 0,215 • D

0,334 • D

0 282 -D²

0,222 • D²

0,148 • D 0,387 • D 0,226 • D 0,185 • D

0,180 • D

5700

6500

1226

1900

9,15

7,15

25,4

0,877

0,281

0,78

844

2205

1290

1055

80

4500

1250

o ^

rH rH <M

1,210 • D 0,242 • D

0,293 • D

0,268 • D²

0,220 • D²

0,171 • T) 0,375 • D 0,247 • D 0 211 • D

0,186 • D

5466

6628

1320

1600

8,02

6,59

23,4

0,826

0,23

SiOGOOOCOO^ ScOOOiOt^OH ^ O O CO H

O CM t-H rH

CO CM

0,962 • D 0,220 • D

0,312 • 1)

0 280•D²

0,209 • D²

0,163 • D 0,375 • D 0,230 • D 0,1875 • D

I- O CO rH

0 182 -D

5300

5100

1164

1650

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fiiMOOOOQ^

^COOCMC^rHOCS O CM tH

CO CM

CM O CM rH CM CM CM

? S M

t-H

mm

qm

mm

mm

Durchmesser.......................

Steigung..........................

Größte Breite der Flügel ..........

Entfernung der größten Breite von

Mitte Welle....................

Abgewickelte Schraubenfläche für

eine Schraube .................

Projizierte Schraubenfläche für eine

Schraube.......................

Kreisfläche der Schraube...........

Durchmesser : Steigung.............

Projizierte Fläche : Kreisfläche .....

Projizierte Fläche : Abgewickelte

Flügelfläche....................

Abgewickelte Flügelbreite an der Nabe mm

Flügellänge...............

Größter Nabendurchmesser

Nabenlänge...............

Umdrehungszahl, minütlich Pferdestärke der Maschine

Mittlere Flügelbreite......

Anzahl der Flügel........

Anzahl der Schrauben ....

Flügelstärke an der Nabe .

Fliigelstärke am Umfang .. Umfangsgeschwindigkeit ..

LL

LL

Schlage von O (B) die Kreisbogen II, IIII, III III. IVIV, V V, VI VI, ferner von O (Abb. B) mit RI\, RU,, RV„ RW„ RX,, RZ, Kreisbogen, nachdem RO (B) = H:2tz gemacht ist und ziehe Ol, OIL OIII usw. bis zu den letzteren Kreisbogen; dargestellt in (B) für Punkt IV mit den Schnittpunkten k und l. Ziehe durch I. II, III, IV (B) usw. Horizontalen, deren Schnitt mit den Vertikalen gesuchte Punkte der abgewickelten Flügelfläche ergeben. Für Punkt IV z. B. (B) sind IVg und IVf die Horizontalen, kg und If die Vertikalen, g und f Punkte der abgewickelten Flügelfläche.

b) Konstruktion d er Flügelschnitte (Abb. B).

Mache 4IV, auf 0,7 -R gelegen (Abb. A und C) gleich H:2~ und Strecke Vil, IV', S in (C) 4t 7 Q (Abb. A). Projiziere 1, 2, 3, 4, 5, 6, 7 (A) nach 1', 2', 3', 4', 5', 6', 7' (D) und ziehe I, 1', II, 2', III, 3' usw. Errichte in 1', 2', 3', 4', 5', 6', T (D) Senkrechte auf I, r, II, 2', III, 3' usw., welche die Vertikalen durch I,, 11,, III, usw. (C) in 3/,, M₂, Mz usw. schneiden und den gemeinschaftlichen Schnittpunkt A (Abb. A) haben. Die Strecken I,M„ II, M₂, 111, M, usw. stellen dann die Radien der Flügelschnitte der abgewickelten Flügelfläche in Abb. B dar. Zur Konstruktion der Flügelschnitte ist es genügend genau durch W, als Scheitel (Abb. B) auf 0,7 des Radius gelegen    Ni W, P₄ = dem Neigungswinkel a, W, Ń,

= IV, Ma (C) und den Kreisbogen w, W, zu ziehen. Die übrigen Flügelschnitte werden durch Kreisbogen durch T„ U,, V,, X,, Z, mit den Radien I,M„ II, M^, 111, M₃ usw. (C) erhalten, deren Mittelpunkte N,, V₂, N₃ usw. auf W, N, (B) liegen.

Die Gestalt der Flügelschnitte ergibt sich, wenn in C die Strecken: tl, a, I,t ₂ — a j, UII, — ß, II, U, ßa

gemacht werden. Die in 1,, II,, III, usw. (C) anzutragenden größten Stärken der Flügelschnitte sind in den Punkten 1, 2, 3 .... (A) zu entnehmen.

c) Konstruktion der Seitenansicht,

Trage (Abb. 346, D) von 1', 2', 3' usw. auf den Strecken 1,1 , 11,2'. III, 3' die Längen l'l" = Fl'" = V, 2'2" = und 2'2"' = ß' usw. (D) ab und projiziere die Punkte 1", 1"' auf II (A) ebenso 2" 2"' auf IIII, 3" 3 " auf IIIIII usw. Die Aufsicht auf die Flügel ergibt sich durch Verbindung der Punkte 1", 2", 3", 4" usw. (D).

i

.

.

* ' -

Vierzehnter Abschnitt.

Die Dampfturbine als Schiffsmaschine.

1. Wirkungsweise.

Bei allen Dampfturbinen-Systemen kommt die nutzbare Expansionsarbeit des Dampfes erst nach ihrer Umsetzung in kinetische Energie zur Wirkung. Die kinetische Energie des Dampfes entspricht dem inneren Arbeitsvermögen des Dampfes, das durch adiabatische Expansion frei wird, dementsprechend wird auch die gleiche Wärmemenge in Arbeit umgesetzt wie bei der Kolbendampfmaschine, deren Expansion aber weniger weit getrieben werden kann als bei Dampfturbinen, vorausgesetzt, daß die Erreichung eines hohen Vakuums möglich ist.

a) In den Reaktionsturbinen erfolgt die Expansion des Dampfes nur zum Teil im Leitrad und expandiert erst vollständig im Laufrad, so daß außer der Dampfgeschwindigkeit auch der Dampfdruck zur Wirkung kommt. Infolgedessen kann auf beiden Seiten des Laufrades nicht derselbe Druck herrschen, es entsteht daher in der Richtung der Dampf Strömung ein Druck, der ausgeglichen werden muß. Infolge der Expansion nimmt der Wärmeinhalt des Dampfes und der Druck ab und die aufeinander folgenden Laufräder arbeiten mit zunehmenden Dampfgeschwindigkeiten.

Da der Dampf das Bestreben hat, durch die Spielräume zwischen den Lauf rädern und der Wandung des Gehäuses zu entweichen, ohne seinen Weg durch die Schaufeln zu nehmen, so müssen die Spielräume so klein als möglich ausgeführt werden.

Die Beaufschlagung muß voll sein, weil bei partieller Beaufschlagung Druck- und Geschwindigkeitsschwankungen auftreten, die den Wirkungsgrad wesentlich herabsetzen.

Die für jedes einzelne Turbinenelement (Leit- und Laufrad) erforderliche Energie, die für die Erzeugung der großen Eintrittsgeschwindigkeit des Dampfes nötig ist, wird also durch einen von Laufrad zu Laufrad zur Wirkung gelangenden Spannungsabfall durch die Expansion des Dampfes ersetzt und da der Abfall der Spannung noch im Leitrade stattfindet, erfolgt beim Durchgang durch jedes Element ein abwechselndes Steigen und Fallen des Dampfdruckes und weil der Spannungsabfall sowohl im Leit- als auch im Laufrade eintritt, so muß die Relativgeschwindigkeit des Dampfes gegenüber den Schaufeln zu nehmen.

Das vom ersten Laufrad auf die Welle übertragene Drehmoment rührt also zum Teil von der unmittelbaren Wirkung des beaufschlagenden Dampfes, also vom ersten Leitrad, zum Teil aber von der Reaktion des in den Schaufeln teilweise expandierenden Dampfes her und dieser Vorgang wiederholt sich in jedem folgenden, aus Leit- und Laufrad bestehenden Element. Neben der

Aktion ist demnach Reaktion des Dampfes vorhanden. Die von der Expansion herrührende Geschwindigkeit wird in eine Reihe von Stufen unterteilt und in jeder Stufe wird die dynamische Wirkung zwischen Schaufel und Dampfstrahl verringert, so daß die Dampfgeschwindigkeit von einem Minimum an der Einströmungsseite auf ein Maximum an der Ausströmungsseite wächst, Abb. 347 zeigt den Druck- und Geschwindigkeitsverlauf.

Abb. 347.

a 1) a, I b, a₂ b₂

Da die durch die großen Stufenzahlen erzielten Dampfgeschwindigkeiten verhältnismäßig klein sind, kann den Laufrädern eine kleine Umfangsgeschwindigkeit und Umlaufzahl gegeben werden. Parsons gibt als größte Dampfgeschwindigkeit etwa 180—190 m an.

s:

b) In den Aktionsturbinen kommt wesentlich die Geschwindigkeit des Dampfes zur Geltung. Jedes Laufrad arbeitet in einem besonderen Gehäuse, in dem ein konstanter rj Druck herrscht, ein Schub in axialer Richtung kann aus diesem Grunde nicht auf treten und da wegen des konstanten Drucks in jeder Laufradkammer die Tendenz fehlt auf Kosten des Wirkungsgrades von . einer Seite des Laufrades zur anderen über-lV Zuströmen, so ist die Anordnung größerer —, Zwischenräume möglich, wie für Reaktions-p jox Druckyerlauf, c, c, Geschwindig- turbinen, ebenso wie partielle Beaufschlagung keitsverlauf, a, al} a₂ Leitschaufein, auSgeführt werden kann.

b,    b₂ Laufschaufeln.    B    .    , T

ł t B ,    Der Dampf expandiert im ersten Leit-

Druck- und Geschwmdigkeitsverlauf    ,    i a j?    r? j

in Reaktionsturbinen.    apparat von der Aniangsspannung aut den

der Turbinenkammer entsprechenden Druck.

Die Druckdifferenz wird in den Leitschaufeln in Strömungsenergie verwandelt, so daß die Geschwindigkeit im ersten Leitrad steigt. In folgenden Laufrad sinkt die Geschwindigkeit und die Austrittsgeschwindigkeit aus dem Laufrad sinkt in der Kammer des ersten Schaufelrades. Im zweiten Leitrad expandiert der Dampf und seine Geschwindigkeit steigt und zwar höher wie im ersten Leitrad.

Die Wirkungsweise aller Aktionsturbin en erfolgt in der Weise, daß der Dampf durch ein 'Einlaßventil in eine ringförmige Kammer an der Stirnseite des Gehäuses tritt, aus der er durch den ersten Leitschaufelapparat auf das erste Laufrad gelangt. Durch geeignete Wahl der Querschnitte in den Leitkanälen expandiert der Dampf auf einen niedrigeren Druck und nimmt eine diesem Druckabfall entsprechende Geschwindigkeit an, mit der er mit einer durch die Gestaltung des Leitrades ihm vorgeschriebenen Richtung auf die Schaufeln des ersten Laufrades trifft. Dem Druckgefälle entspricht eine gewisse Energie, die an die Schaufeln des Laufrades abgegeben wird und diesem eine der Dampfgeschwindigkeit entsprechende Umfangsgeschwindigkeit erteilt. Ein Teil des noch übrigen Dampfdrucks wird darauf im folgenden Leitrad in Geschwindigkeit umgesetzt, die dem Druckgefälle entspricht und die erlangte Geschwindigkeit kommt im zweiten Laufrad zur Übertragung auf die Turbinenwelle usw.

Das Kennzeichen der bisher allein für Schiffsantrieb verwendeten Turbinen, System Rate au, ist eine mäßige Anzahl von Schaufelkränzen mit Teilbeaufschlagung in den ersten Stufen unter Anwendung der Druckwirkung des Dampfes, wobei Druck- und Geschwindigkeitsstufen Verwendung finden.

Vor der Reaktionsturbine ist jedenfalls der Vorteil vorhanden, daß der Dampfverbrauch sich für kleinere Leistungen bei derselben Turbine ebenso

günstig wie für größere stellt, weil die arbeitende Dampfmenge wohl verkleinert, der Expansionsgrad aber nicht verändert wird.

Die erreichbare unterste Grenze der Umdrehungszahl hängt also von der Anzahl der Druckstufen ab.

Da das Dampfvolumen von 1 kg bei abnehmendem Druck wächst, so erfolgt die Geschwindigkeitssteigerung in den aufeinander folgenden Leiträdern in immer höherem Maße. Daraus folgt, daß die Querschnitte der Leitschaufeln zunehmen müssen, so daß wenn die ersten Leitschaufeln partiell beaufschlagt werden, die Beaufschlagung wachsen muß, bis die Leitschaufeln voll beaufschlagt sind. Für die noch weiter folgenden Leitschaufeln müssen dann zur Vermeidung zu langer Schaufeln, die Durchmesser der Schaufelkränze vergrößert und eine Zunahme der Geschwindigkeit der Strömung

Abi). 348. j'x C 2 feit3 c3

Abb. 349.

Ś7 !

c:

J7

C,

r=i

47

kl

i\w r

P,

■FM

p, Pi Druckverlauf, c, c, Geschwindigkeits-Verlauf, a, ax, a₂ Leitschaufeln, b, bu b₂ Laufschaufeln, c, cx, c₂ Laufschaufelkammern.

Druck- und Geschwindigkeitsverlauf ln Aktionsturbinen.

Geschwindigkeitsdiagramm. Reaktionsturbinen.

indem die

herbeigeführt werden Wärmegefälle für die einzelnen nachfolgenden Leiträder vergrößert werden und zwar in höherem Maße als die gleichzeitig eintretende Vergrößerung des Volumens des Dampfes.

Abb. 348 zeigt den Druck- und Geschwindigkeitsverlauf in der mehrstufigen Aktionsturbine.

2. Der Energieumsatz in den Dampfturbinen.

a) Reaktionsturbinen.

a) Die Leitschaufeln in parallelen Kränzen auf dem Innenumfang des Gehäuses erteilen dem strömenden Dampf die Strömungsrichtung, damit die durch die Zwischenräume der einzelnen Kränze strömenden^ Dampf strahlen unter ganz bestimmtem Winkel gegen die in parallelen Kränzen um die Welle angeordneten Laufradschaufeln treffen.

ß) Geschwindigkeitsverhältnisse und Wärmegefälle.

Bezeichnen (Abb. 349) :

die absoluten Eintrittsgeschwindigkeiten in die einander folgenden Leiträder,

C₃ .... Cz die absoluten Eintrittsgeschwindigkeiten in die einander folgenden Laufräder,

die absoluten Austrittsgeschwindigkeiten einander folgenden Leiträdern,

V V V, .... Vz die absoluten Austrittsgeschwindigkeiten

Laufrädern,

cl>

c₂

c₃ ....

v₃ .... vz

aus den

aus den

w₂. w 3 .... wz die relativen Eintrittsgeschwindigkeiteil in die Laufräder, TL,, W₂, W₃ .... Wz die relativen Austrittsgeschwindigkeiten aus den

Laufrädern,

w₃ .... uz die Umfangsgeschwindigkeiten der einzelnen Laufradkränze,

X₃ . ... Xz die Dampf wärme in W.-E. für den Anfangszustand von 1 kg Dampf für ein Leitrad mit dem dazu gehörigen Laufrad,

X₃ .... X; die der adiabatischen Expansion entsprechenden Dampfwärmen für 1 kg Dampf in W.-E., so beträgt für ein beliebiges (xtes) Paar von zusammengehörigen Leit- und Laufrädern :

wl

u₂

X,,    ^25

x;, x:

Das Wärmegefälle für das xte Leitrad:

1    < — cl

428    2 • g

— K-i — K W.-E.

(803)

für das Laufrad:

1 Wl — wl

428

— K — W.-E.

(804)

Das in dem xten Leit- und Laufräderpaar ausgenutzte Wärmegefälle beträgt demnach:

Hx — hx + hl —

W² —

r r x

428

2-9

2-g

wl \

n

=    (805)

H = Ht + H₂ + .... Hx + ... . Hz.

Da für alle Einzelturhinen dieselbe Beziehung gelten muß, so beträgt für eine Gruppe von i Leit- und Lauf rädern gleicher Umfangsgeschwindigkeit unter Beachtung der Geschwindigkeitshöhe //,, die beim Eintritt in das erste Laufrad erzeugt wird, das wirksame Gefälle H für ein Leit- und Laufräderpaar :

Sind m Stufen vorhanden, die i, i₂ ... .im Leit- und Laufräderpaare enthalten, so ist

2 = i + * + i -f ... .im.

das mittlere Wärmegefalle für eine Stufe von

Bezeichnet H

z. B. i Leit- und Laufrädern, H'n, TIm dasselbe für die übrigen Stufen von je i₂ .... Leit- und Laufrädern, so beträgt das wirksame Gesamtgefälle:

Hw — H-m "L -|- Hm -j-.....

In jeder Stufe beträgt demnach das mittlere Gefälle für ein Leit- und Laufräderpaar:

TI    TT"

usw.

*1

und das Wärmegefälle für alle Leit- und Laufräderpaare über die ganze Länge der Turbine:

Hw = Hx + z • Hm.

Der Wert von LT, ist in der Regel zu vernachlässigen, so daß:

Hw — - z-Hm.

(806)

(807)

Bezeichnet X₀ W.-E. den Wärmeinhalt des in die Turbine eintretenden, Xc W.-E. den des in den Kondensator übertretenden Dampfes von 1 kg Gewicht, so beträgt das theoretische Wärmegefälle:

X₀ Xc.

Als Grenzwert läßt sich setzen unter Berücksichtigung der Dampfreibung in der Turbine:

(808)

Hw ■— 0 • Hm = ~ 0,7 bis 0,8 • Ht.

i) Eintritts- und Austrittswinkel a und ß werden für ein Leit- und Laufrad meist gleich gewählt.

a — ß = — 18° bis 24°.

Die Schaufelprofile für zusammengehörige Räderpaare fallen infolgedessen auch gleich aus.

Für die Umfangsgeschwindigkeit u kann gesetzt werden:

~ 0,3 bis 0,5 mal Dampfgeschwindigkeit.

Für die ersten Räderpaare ist zu wählen:

u — 40 bis 50 m.

Für die letzten Räderpaare ist die Festigkeit der rotierenden Teile maßgebend, über 150—200 m dürfte kaum hinausgegangen werden.

Die Dampf geschwindigkeit beim Eintritt beträgt etwa 75—90 m, heim Austritt aus dem letzten Laufrad 280—400 m. Besonders in den letzten Räderpaaren wird die Dampfgeschwindigkeit gesteigert, so daß hier ungefähr beträgt:

u = 0,30 bis 0,33 mal Dampfgeschwindigkeit.

8) Ermittlung der Arbeitsleistung.

Für 1 kg Dampf läßt sich der Verlust an Arbeitsleistung beim Durchströmen der Turbine zu etwa:

É = 0,2 bis 0,3 • (X₀— Xc) W.-E.

annehmen, so daß, wenn Vz die Austrittsgestchwindigkeit aus dem letzten Laufrad bedeuted, von 1 kg Dampf eine Arbeit von:

Li = 428 •(! —£)(XÖ —Xc)

2-0

mkg

(809)

geleistet wird.

Wird die Turbine von G kg Dampf sekundlich durchströmt, so wird eine indizierte Arbeit von:

K = 428 • G •'(!    $) (X₀ — Xe)

75

G--—

75 -2-g

PS.

(810)

geleistet.

Bezeichnet Di den Dampfverbrauch für 1 N{ stündlich, so folgt:

D.

270000

300 bis 350 • (X₀

kg-

(811)

XJ —0,051 -VI

Der Gesamtverlust an Arbeit ist für kleinere Turbinen auf 50—55%, für größere auf 35—40 % zu veranschlagen.

Setzt man die effektive Leistung:

und

so

Ne = 7] • V ■/) = 0,45 bis 0,65, beträgt der Dampfverbrauch De für eine effektive Pferdestärke stündlich:

270000

300 bis 350 • (Xa- -Xc) — 0,051 • V\

! kg

(812)

Beispiel:

Für eine vorhandene Dampfturbine sei:

p₀ — 15 kg/qcm absolut, pc = 04 kg/qcm, Vz = 300 m, dementsprechend ist :

also :

X₀ = 666,66 W • E. Xc = 574,75 B • E.

270000

Abb. 350.

350 • (666,66 — 574,75) — 0,051 • 90000 kg

ty/gcnP

Lw \a

D- — — 9,75 kg stündlich.

bfT

bl \h

Lti*

b) Aktionsturbinen.

Unter der Annahme, daß der aus einem Laufrade ausströmende Dampf seine Geschwindigkeit ganz oder nahezu ganz verliert und der Druck vom Anfangsdruck p₀ nach und nach in 0 Rädern auf den Kondensatordruck pc sinken soll, _ „ ist es zweckmäßig, nach Abb. 350 die theoretische Arbeitsfläche A B CD in 0 gleiche Teile zu teilen. A B entspricht der Adiabate, deren Gleichung lautet :

Arbeitsdiagramm.

p • V* = Konstante.

Für gesättigten Dampf ist zu setzen: k = 1,35, für überhitzten Dampf k — 1,3. Bezeichnet Lt die der Fläche AB CD entsprechende Arbeit und werden mit

Lfll Dt2) Lt3 USW.

die den 2; Flächenstreifen entsprechenden Arbeiten bezeichnet, so gilt, wenn die Gesamtarbeit nur in einem Rade geleistet wurde, bei der Einströmungsgeschwindigkeit C:

C²

2-g'

für jedes der Einzelräder ist demnach:

Dfj — Lt2 -— Df₂ . .

C²

und da für jedes einzelne Laufrad:

2‘9j

(813)

p 2    p 2    pi

^ 1 ^2 ^3

2-g

2-g    2-g ' ' ' '

1 _2!_

« ’ 2-a

so folgt:

Cl = C₂ = C₃ ... .

Vz

(814)

Die Drücke, zwischen denen die einzelnen Räder arbeiten, können direkt aus Abb. 350 entnommen werden. Bezeichnen Xt und X₂ die den Drücken px und p₂ entsprechenden Wärmeinhalte von 1 kg Dampf, so beträgt die im ersten Rade in Arbeit umgesetzte Wärmemenge X, — X₂ W.-E. und die indizierte Arbeit:

D1 — 428 • (Xt X₂), für das zweite Rad, das zwischen den Drücken p₂ und p₃ arbeitet, ist:

(815)

L₂ = 428 • (X₂

X₃) usw.

Hierbei ist jedoch zu beachten, daß der Anfangszustand des Dampfes bei der Einströmung in das 2., 3. usw. Rad dadurch eine Änderung erleidet, daß zwar die Drücke p₂, p₃ usw. gegeben sind, die spezifische Dampfmenge aber sich gegenüber der adiabatischen Expansion geändert hat.

Für den Austritt aus dem letzten Rade in den Kondensator ist dann, wenn pc der Kondensatordruck, Xc der Wärmeinhalt von 1 kg Dampf ist, der Verlust:

428 • (Xz Xc) m/kg.

Die ganze in allen Rädern geleistete indizierte Arbeit ist demnach:

L. = 428 • (X, — Xc) m/kg.

Arbeit :

(817)

Durchströmen G kg Dampf sekundlich die Turbinen, so ist die indizierte N, = 5,7 • G • (X, — Xc) PS.

3. Dampfverbrauch.

Während bei Kolbendampfmaschinen der Dampfverbrauch stets für eine indizierte Pferdestärke stündlich angegeben wird, kann ein Vergleich der Verbrauchszahlen für Turbinen und Kolbendampfmaschinen nur dann ein richtiges Bild ergeben, wenn sie auf dieselbe Einheit bezogen werden. Da sich die indizierte Leistung bei Dampfturbinen nicht direkt ermitteln läßt und nur schätzungsweise aus der effektiven Leistung für 1 PS. stündlich bestimmt werden kann, so müßte auch dieselbe Einheit für Kolbendampfmaschinen zugrunde gelegt werden, was aber selten geschieht, weil zuverlässige Werte für die effektive Leistung kaum erhalten werden können.

Bei Turbinen, die zum Antrieb von Dynamos dienen, ist die Bezugnahme auf eine effektive Pferdestärke sehr bequem, da sich diese direkt aus der Leistung für eine effektiv geleistete Kilowattstunde leicht ermitteln läßt und durch direkte Ablesung an dem Meßinstrumente im Vergleich mit dem Speisewasserverbrauch zu ermitteln ist.

Unter Voraussetzung gleichen Dampfverbrauchs für 1 PS. stündlich für eine Kolbendampfmaschine mit dreifacher Expansion und eine Turbine bei der größten Geschwindigkeit würde sich bei kleineren Geschwindigkeiten der Vergleich etwa folgendermaßen stellen:

Geschwindigkeit

0,85

0,67

0,5

0,35    0,17

Dampfverbrauch j

kg

Turbine Kolbemnaschine .. kg

7,2

16,7

18,6

4. Messung der Arbeitsleistung der Dampfturbine.

Bezeichnet vs die sekundliche Schiffsgeschwindigkeit in m, Wg kg den zu überwindenden Gesamtwiderstand, so ist:

Da sich eine Ermittlung der indizierten Leistung bei Dampfturbinen nicht durchführen läßt und die Anwendung von eingeschalteten Dynamometern auf sehr große Schwierigkeiten stößt, so scheint vorläufig die Ermittlung der Leistung in PS. aus den durch Modellschleppversuche, vgl. S. 8 sich ergebenden Schiffswiderständen der passendste Weg zu sein. Die zur Überwindung des Schiffswiderstandes bei verschiedenen Geschwindigkeiten sich ergebende Arbeitsleistung durch ein Dynamometer an der Turbinenwelle gemessen, würde die effektive Arbeit darstellen, jedoch scheint es zweckmäßig, die durch Modellschleppversuche ermittelte Arbeitsleistung der Dampfturbinen mit Treibender Pferdestärke Np zu bezeichnen, um Mißverständnisse zu vermeiden.

Wg • vs

75

PS.

(818)

Mit dem auf Seite 10 erwähnten Torsionsindikator von Föttinger werden sich jedenfalls genauere Ergebnisse in bezug auf die effektive Leistung der Dampfturbinen feststellen lassen. Für die Ermittlung der indizierten Dampfarbeit ist man vor der Hand nur auf Schätzungen angewiesen.

Die Reibungswiderstände der Reaktionsturbinen sind sehr gering und daher die für ihre Überwindung erforderliche Arbeit klein. Weil die Schaufelräume sämtlich mit Dampf angefüllt sind, so kann ein eigentlicher Ventilationswiderstand kaum auftreten, der größte Reibungsbetrag tritt wohl am Umfange der Schaufelräder ein, infolge der durch die Zentrifugalkraft in’s Stocken gebrachten Dampfmassen. Mit erhöhtem Druck wird jedenfalls eine Vergrößerung der Reibung, sowie der durch Undichtigkeiten hervorgerufenen Verluste herbeigeführt werden.

In Aktion stur bin en betragen die Reibungs widerstände etwa 3—4 °/0 der Gesamtleistung.

5. Die Zuführung des Dampfes für die Turbine von Parsons.

Statt des bei stationären Anlagen angeordneten Ventils verwendet Parsons für Schiffsturbinen einen -TT--Schieber, durch den der Dampf zu der Hochdruckturbine und von ihr zu den Niederdruckturbinen zugelassen werden kann. Der Dampf kann durch die Vorwärts- oder Rückwärtsbewegung des -TL-Schiebers zu jeder der beiden Niederdruckturbinen zugelassen oder von ihr abgeschlossen werden.

Abb. 351.

HF

ör

h'"

VU

DIU

ui

Reaktionsturbine, System Parsons. (Englischer Torpedobootszerstörer Viper.)

Ehe der Dampf in die Turbine gelangt, hat er einen Wasserabscheider zu passieren, um eine abschleifende Wirkung des im Dampf enthaltenen Wassers auf die Schaufeln zu verhindern.

Überschüssiger Dampf kann entweder durch die Sicherheitsventile abgeblasen oder direkt in den Kondensator geführt werden, um Geräusch zu vermeiden.

Das Dampfzuführungsrohr steht mit einem um das Turbinengehäuse führenden Kanal von meist rechteckigem Querschnitt in Verbindung, aus dem der Dampf durch runde Öffnungen des Gehäuses in die Turbinenkammer ein-und nach hinten hin durch die Turbine durchströmt (Abb. 351).

Nach Durchströmung der Hochdruckturbine erfolgt die Überführung des Dampfes durch Rohre zu der Mitteldruck- bzw. der Niederdruckturbine.

pansion, die jedoch schon auf eine 160fache gesteigert ist.

Bei der Turbine von Rate au erfolgt die Zuführung des Dampfes durch einen im Deckel angeordneten ringförmigen Kanal zu der ersten Leitschaufelgruppe.

6. Entlastung der Parsons-Turbine.

Das vordere Ende der Turbinentrommel ist im Durchmesser etwas vergrößert, so daß eine ringförmige Fläche entsteht, deren Größe gleich der

In der Hochdruckturbine erfolgt durchschnittlich eine fünffache Expansion, in der Mittel- und Niederdruckturbine zusammen eine 25fache, also 125fache Gesamtex

Die Dampfverluste, verursacht durch Entweichen zwischen den Spielräumen der Leit- und Laufschaufeln, sind hei den Reaktionsturbinen verhältnismäßig groß, bei den Parsons-Turbinen dürften sie 15—20 °/₀ erreichen, während sie bei den Aktionsturbinen, System Rate au, bedeutend kleiner ausf allen, 3—4 °/₀.

Differenz des Querschnittes der eigentlichen Turbinentrommel und der Querschnittsfläche der nach vorne zu erweiterten Trommel beträgt.

Der Umfang der erweiterten Trommel wird gegen das Gehäuse durch Labyrinthdichtung abgedichtet, so daß die Trommel einen dampfdicht rotierenden Kolben bildet, ihre Hinterseite ist mit dem Ausströmungsende verbunden.

Die Summe des axialen Propellerschubes und des Dampfdruckes auf diesen Entlastungskolben muß dem axialen Druck, der auf sämtliche Turbinenräder ausgeübt wird, das Gleichgewicht gehalten werden. Die Ermittlung des axialen Schubes der Turbinenräder dürfte auf große Schwierigkeiten stoßen.

Bezeichnet G das sekundlich die Turbine durchströmende Dampfgewicht, ce die Summe der in die Turbinenachse fallenden Komponenten der absoluten Eintrittsgeschwindigkeiten in alle Laufräder, ca die entsprechende Summe der Komponenten der entsprechenden Austrittsgeschwindigkeiten, Fm die mittlere Summe der Flächeninhalte aller Laufradschaufeln zwischen dem inneren und äußeren Schaufelradius, pm das arithmetische Mittel aller Druckunterschiede vor und hinter den einzelnen Laufrädern, ferner P die Summe aller Dampfdrücke, die gegen die Ringflächen an den Abstufungen der Turbinentrommeln ausgeübt werden, Ft die ringförmige, dem Anfangsdruck pa ausgesetzte Fläche des Entlastungskolbens, D den Durchmesser der Turbinentrommel am Ausströmungsende, pa den Auströmungsdruck und S kg den axialen Propellerschub, so müßte bei Druckausgleich die Gleichung bestehen:

- F¹ m 'Pm PP P P² ' ^ ' Pa

S + Ft.p

(819)

9,81

woraus sich Ft für eine vorhandene Turbine ermitteln läßt.

Zur Aufnahme nicht ausgeglichener axialer Drücke wird das vordere Ende der Turbinenwelle mit einem Drucklager mit festen Ringen auf der Welle versehen, die sich gegen Weißmetallausfütterungen des Lagerdeckels legen. Die Anzahl der Druckringe braucht nur gering zu sein.

Außerdem sind die zweiteiligen Endlager durch Stellschrauben so einstellbar, daß der axiale Spielraum der Turbine in sehr engen Grenzen Q/₄—¹/₂ mm) gehalten werden kann (Abb. 351, 361).

7. Die Konstruktionsteile der Dampfturbinen.

a)    Das längsgeteilte Gehäuse erhält an den Flanschen keine besondere Dichtung, die Flächen sind glatt bearbeitet und die Verbindungsschrauben sitzen sehr dicht nebeneinander, Entfernung der Schrauben etwa : 2,5 bis 3 • d. Für die Wandstärken des Gehäuses sind die Angaben für Zylinderwandstärken maßgebend.

Bei einigen Ausführungen ist nur das Auspuffende der Turbine gegen die Grundplatte verschraubt, während an der Hochdruckseite bearbeitete Gleitschuhe vorgesehen sind, um freie Ausdehnung zu ermöglichen.

Bei der Parsons-Turbine (Abb. 351) paßt sich die Innenseite des Gehäuses natürlich den Abstufungen der Turbinenräder an, bei der Rate au-Turbine sind außerdem Nuten eingedreht, in welche die Umfänge der die Leitschaufeln enthaltenden Trennungswände eingepaßt sind (Abb. 352, 353).

b)    Die Turbinentrommeln werden für die Parsons-Turbinen aus nahtlos gewalzten Stahlmänteln hergestellt.

Bezeichnet ô die Wandstärke, u> die Winkelgeschwindigkeit, rm den mittleren Trommelradius, s kg/qcm die Spannung in der Richtung des

Umfanges, G kg das Gewicht des betrachteten rotierenden Teils der Trommel und endlich G die durch die gleichförmig verteilt gedachten Schaufeln erzeugte Zentrifugalkraft für 1 qcm der mittleren Zylinderoberfläche, so gilt:

(820)

• rm • «>²-

+ -A

9.81

Vyii—r- -uy/

==-:

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------ù

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tu

LD

Abt). 352.

rw

W1

Dampfturbine, System Rate au.

7/

0|

Io o lO ! o|

Ol

Für Umfangsgeschwindigkeiten von 150—180 m ist Flußstahl verwendbar, steigt die Geschwindigkeit bis 300 m, so wird Tiegelgußstahl in Anwendung kommen müssen, bei 400 m kann allein Nickelstahl den Anforderungen der Festigkeit genügen, jedoch kommt letzteres Material meist schon bei Geschwindigkeiten von 150 m aufwärts in Anwendung.

••

Nickelstahl wird mit einer Zerreißfestigkeit von 9ÜOO bis 9500 kg/qcm geliefert. Die Elastizitätsgrenze liegt bei etwa 6500—7600 kg/qcm, mit der zulässigen Beanspruchung kann bis 1900—2000 kg/qcm gegangen werden.

Bei Leistungen bis zu ~ 1000 PS. kommen für Parsons Turbinen meist drei Trommeln zur Anwendung, die Anzahl der Stufen beträgt etwa acht und die durchschnittliche Anzahl der Turbinenräder jeder Stufe fünf.

Der aus dem letzten Laufschaufelkranz einer Stufe austretende Dampf füllt zunächst den ringförmigen Zwischenraum zwischen dieser und der folgenden Stufe aus, wobei Expansion eintritt.

Für Turbinen bis zu 1000 PS. beträgt der Durchmesser der ersten Stufe — 400 mm, der Durchmesser der letzten ~ 900 mm.

Bei den Aktionsturbinen, System Rate au, bestehen die Scheiben, welche die Leitapparate tragen, aus Stahlguß (Abb. 353), die Seitenflächen werden durch Blechscheiben abgeschlossen. Zwecks leichterer Montage werden sie zweiteilig hergestellt und passen genau in Eindrehungen des zweiteiligen Gehäuses.

Abb. 353.

Der erste Leitapparat befindet häufig sich im Deckel.

c) Wellen.

Während die Turbinentrommeln meist aus Nickelstahl hergestellt werden, wird für die Tunnelwellen massiv geschmiedeter Stahl benutzt.

Die Turbinenwellen der Rate au -Turbine werden, um das Aufschieben der Räder zu erleichtern, nach den Enden zu um allmählich um 10—12 mm im Durchmesser verkleinert (Abb. 353).

Die Wellen sind als freiauf'liegend anzusehen. Für den Wellendurchmesser d„,

kann bei einer Länge l cm von Lager ZU Leit- und Laufräder der Turbine von Rate au. Lager gesetzt werden*) :

-n-l²

(821)

12247 400

die Forderung gestellt Avird, daß die Umdrehungszahl genügend weit der kritischen Umdrehungszahl entfernt bleiben soll.

Bei den Turbinen von Parsons und Rate au können die Wellen jedoch als vollkommen steif angesehen werden, d) Stopfbüchsen.

Für die Dichtung der durch das Gehäuse tretenden Welle ist Parsons der sehr einfachen Labyrinthdichtung übergegangen. Die Welle trägt

___ der Durchgangsstelle zwei getrennte Gruppen von Kämmen von etwa

5—6 mm Höhe und 8—10 mm Dicke und wird von einer zweiteiligen in das Gehäuse bzw. den Deckel eingepaßten zweiteiligen Metallbüchse umgeben, die entsprechende zwischen die Kämme der Welle passende Vorsprünge besitzt, der zwischen diesen liegende Teil der Büchse besitzt eine Anzahl Bohrungen, die mit einem in das Gehäuse eingegossenen Kanal in Verbindung stehen (Abb. 354). In dem Kanal wird ein Dampfdruck von etwa 1 kg/qcm durch kleine Regulier-und Reduzierventile gehalten, der Dampf wird meist dem Hilfskolben des Regulators entnommen und der sich kondensierende Dampf wird in den Kondensator geleitet, die Dichtung hat sich gegen Vakuum sehr gut beAvährt.

Rateau verwendet Anordnungen nach Abb. 355. Zweiteilige Aluminiumbüchsen bilden an ihren nach innen gelegenen Stirnflächen mit dem ersten

wenn

von

zu

an

*) Stodoła, Die Dampfturbinen, 2. Auflage 1904, S. 130.

und letzten Laufrad Labyrinthdichtungen durch konzentrisch zur Welle verlaufende Kämme. Um die Büchsen sind im Grehäuse Kammern ausgebildet, die nach außen durch aufgeschraubte Deckel verschlossen sind und in denen durch kleine Regulierventile Dampf von 1,2—-1,3 kg/qcm Spannung gehalten wird, der zunächst in die Vorkammer auf der Einströmseite, von dieser in die auf der Ausströmseite gelangt. Der Überdruck gegen den abzudichten ist, ist sehr gering und beträgt höchstens 0,4 kg/qcm. Von den

Abb. 354.

Abb. 355.

Stopfbüchse und Lager der Turbine von Parsons.

Stopfbüchse der Turbine von Rate au.

Deckeln der Vorkammern sind dreiteilige gußeiserne Büchsen angeordnet, die durch Schraubenfedern in Nuten des äußeren Umfanges gegen die Welle und durch eine Platte mittels Spiralfedern gegen die Deckel der Vorkammer gepreßt werden.

e) Die Wellenlager selbst sind bei den verhältnismäßig geringen

Umlaufzahlen einfache Lager, deren Lager-schalen eine gewisse Nachgiebigkeit besitzen (Abb. 356).

Abb. 356.

Für die Turbinen von Rate au werden Lager mit zwei Schmierringen, Weißmetallgarnierung und Wasserkühlung ver-—, wendet. Der Verbrauch an Kühlwasser _ JL beträgt 0,5 bis 1 kg sekundlich (Abb. 356). —'    Das hintere Lager findet sich bei

Parsons und Rate au meist mit dem Turbinengehäuse zusammengegossen, während das vordere Lager in der Regel getrennt aufgestellt ist.

Für die Drucklager sind von Parsons verschiedene Patente genommen worden, zum Teil mit elastischen Druckringen, die aber kaum zur Ausführung gekommen sind.

Besondere Sorgfalt muß der Schmierung der Lager zugewendet werden. Sie erfolgt durch besondere Öldruckpumpen, die mit etwa 0,5 kg/qcm Druck aus einem besonderen Ölbehälter saugen, wobei das Öl. ehe es zu den Lagern gelangt, einen Kühler, aus einer rotierenden Trommel bestehend, durchfließt, um nach erfolgter Durchströmung der Lager wieder in den Sammelbehälter abzufließen.

Bei kleineren Anlagen werden die Ölpumpen von der Turbinenwelle aus betrieben.

mm

TO

I&I

Wellenlager der Turbine von Bateau.

f-t-P = ^2

Da das Öl durch obige Anordnung eine wiederholte Anwendung zuläßt, so ist der Verbrauch an Schmiermaterial sehr gering, es wird ein Verbrauch von ~ 0,16 g stündlich für eine Pferdestärke angegeben.

Die Tunnellager sind ebenfalls mit Ölschmierung unter Druck versehen.

Bezeichnet p den zulässigen EJächendruck für das Lager, f den Reibungskoeffizienten, t die Temperatur der Lagergleitf'lächen, so kann für die für die Lager von Turbinenwellen in Betracht kommenden Verhältnisse gesetzt werden") :

(822)

worin: f = 0,00135 bis 0,067, p = ~ 1 bis 15 kg/qcm, t = 30 bis 100° C. angenommen werden kann.

Bezeichnet ty die äußere Lufttemperatur, w m die Gleitgeschwindigkeit im Lager, so ist eine Lagertemperatur von:

(823)

t = — 0,5 • ((L -f- ]/w + t\ ) bis 0,5 • (ć, 4- ]/l,3 • w 4- t\)

zu erwarten, so daß die Kühlfläche der Ölkühler so zu bemessen ist, daß eine Abkühlung von t bis tx ⁰ C. für eine erforderliche Ölmenge ermöglicht werden kann.

f) Schaufeln.

•Je kleiner die Ein- und Austrittswinkel der Leit- und Laufradschaufeln sind, desto mehr Wärmegefälle läßt sich für gegebene Dampf- und Umfangsgeschwindigkeiten aufzehren, desto kleiner würde also die Stufenzahl werden. Die dadurch entstehenden langen und schmalen Kanäle würden aber eine erhöhte Dampfreibung und Wirbelbildung erzeugen. Nach der Austrittsseite der Turbine hin muß man, um nicht zu lange Kanäle zu erhalten, die Austrittswinkel der Schaufeln vergrößern. Die einander gleichen Ein- und Austrittswinkel betragen bei den Par sons-Turbinen etwa 12° bis 18°, sind in ihrer Größe aber von der relativen Ein- und Austrittsgeschwindigkeit des Dampfes abhängig.

Für die Ermittlung des an einer beliebigen Stelle erforderlichen Durchflußquerschnitts zwischen den Schaufeln kann, wenn G kg das sekundlich durchströmende Dampfgewicht, vx das einem Druck px entsprechende Volumen, fx den freien Querschnitt, '{x das spezifische Volumen bedeutet, gesetzt werden:

Yæ

(824)

für die Dampfgeschwindigkeit w ist dann:

(825)

qm.

1x‘Wx

a) Reaktionsturbinen, System Parsons.

Abb. 357.

Material. Für die ersten Stufen wegen der hohen Dampftemperatur Kupfer oder eine stark kupferhaltige Legierung, für die folgenden eine schmiedbare Spezialbronze.

Die Schaufeln werden in langen Stäben gewalzt oder kalt gezogen und in die erforderlichen Längen zerschnitten. Die Politur der Schaufeln erfolgt zwecks Verminderung der Dampfreihung in der Strömungsrichtung. Das Material besitzt eine Festigkeit von 5200—5600 kg, qcm bei ~ 20 °/₀ Dehnung.    ^

Schaufel der Parsons Turbine.

Befestigung. Die Schaufeln (Abb. 357) werden in schwach ^ schwalbenschwanzförmige Nuten auf dem Umfange der Spindeln oder Trommeln bzw. Gehäuse in radialer Richtung befestigt, indem sie in die Nuten eingesetzt, durch eine geringe Drehung verspannt

*) Zeitschrift des Vereins deutscher Ingenieure, Jahrgang 1901, S. 1313, 1881.

und durch zwischen die einzelnen Schaufeln eingelegte und verstemmte Zwischenstücke festgehalten werden.

Die Laufradschaufeln von größerer Länge (etwa über 80 mm) werden durch einen schmalen, zur Trommel konzentrischen Ring, der in jede Schaufel etwas versenkt ist, etwas unterhalb des freien Schaufelendes, versteift. Der Ring wird mit Draht oder Lötung befestigt.

Die größte Schaufelstärke beträgt etwa 2—3 mm, die Breite parallel zur Achse 7—12 mm, die längeren Schaufeln sind entsprechend breiter.

Die Teilung der Schaufeln auf dem Umfange der Trommeln muß so klein gewählt werden, daß der Dampf eine gute Führung erhält.

Für Turbinen von ~ 1000 PS. beträgt in der ersten Stufe etwa:

Teilung 5 mm, achsiale Schaufelhöhe 8—10 mm, radiale Länge 10 — 15 mm, in der letzten Stufe etwa:

150 mm.

20 mm, radiale Länge

Teilung 15 mm, achsiale Schaufelhöhe

Abb. 358.

r    J J/J7.

Abb. 360 a.

Abb. 360.

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Laufscbaufel der Turbine von R a t e a u.

Abb. 359.

Regulierventil.

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CL

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Sassa^

Regulierventil.

Befestigung der Leiträder der Turbine von R at e a u.

Da der Druck auf jede einzelne Schaufel gering ist, 0,2 kg dürften kaum erreicht werden, so ergibt sich mit Rücksicht auf die Zentrifugalkraft eine 20—40fache Sicherheit.

Der Spielraum zwischen Schaufel und Gehäuse bzw. Trommel beträgt auf der Hochdruckseite etwa ³/₄—1 mm, auf der Niederdruckseite 3—5 mm und schwankt zwischen Leit- und Laufschaufeln zwischen 3 und 25 mm von der Hochdruck- bis zur Niederdruckseite der Turbine.

ß) Aktionsturbinen, System Rateau.

Leitapparat. Abb. 353 zeigt die Trennungswände, in welche die Leitschaufeln eingesetzt sind. Die Leitvorrichtungen sind von Stufe zu Stufe erweitert und ihre Mittellinien in der Drehrichtung der Laufräder etwas gegeneinander verschoben, um die Drehung zu berücksichtigen, welche dem Dampf durch die Schaufeln erteilt wird. Bei einigen Ausführungen sind die Leitschaufeln an Ringstücken befestigt, die gegen die Scheibe verschraubt sind (Abb. 359). Die Scheibe ist in das Gehäuse eingelassen (Abb. 353).

Laufräder. Aus Stahl- oder Bronzeblech ausgestanzt, gebogen (Abb. 353) und auf den doppelt umgebörtelten Rand der Radscheiben aufgenietet. Um die Laufschaufeln wird, um Undichtigkeitsverluste zu vermeiden, ein dünnes Stahlband gelegt und mit den Schanfeln vernietet, die Hohlkehlen mit Lot ausgefüllt (Abb. 358).

Abb. 361.

Die Hochdruckräder erhalten meist dieselbe Schaufelhöhe und denselben Durchmesser, jedoch wachsende Beaufschlagung.

st

Die Mitteldruckräder werden mit etwas größerem Durchmesser als die Hochdruckräder ausgeführt, ebenfalls mit zunehmender Beaufschlagung, die drei oder vier letzten Niederdruckräder erhalten von Rad zu Rad wachsende Durchmesser, während die Beaufschlagung bis zur vollen zunimmt.

Die Nahen der Laufräder gehen durch die Scheidewände hindurch, so daß Undichtigkeitsverluste an diesen Stellen sehr gering sind (Abh. 353).

Der Abstand der Laufräder vom Leitkranz beträgt etwa 4—6 mm, ebenso groß ist der Spielraum der Laufräder vom Gehäuse.

8. Regulierung.

Zur Verhinderung von Unglücksfällen oder beim Durchgehen der Turbine ist am vorderen Ende jeder Turbine ein Zentrifugalregulator vorgesehen. Der Antrieb des

Regulators erfolgt in der Regel durch _

eine Schnecke von der Turbinenwelle J _ aus (Abb. 361). Durch den Regulator j wird ein kleiner Hilfskolben bewegt, der Dampf unterhalb einen f'eder-belasteten mit dem Regulierventil verbundenen Kolben eintreten läßt, so daß das Drosselventil der Belastung der Turbine entsprechend vibriert und um so weniger öffnet, je weniger die Turbine belastet ist (Abb. 360, 360 a).

Regulatorantrieb und Drucklager.

{Abb. 362.

ET

•r~rü-

Stopventil.

Die für stationäre Turbinen erforderliche Regulierung des einströmenden Dampfes wird für Schiffsturbinen unnötig, der Regulator dient hier nur dem Zweck, das Absperrventil durch Auslösen eines gewichtbelasteten Hebels plötzlich zu schließen, sobald eine gewisse Umdrehungszahl überschritten wird (Abb. 362).

9. Umsteuerung.

Versuche, die für eine Drehrichtung Laufräder durch spezielle Verschaufelung auch zum Rückwärtsfahren verwendbar zu machen, sind ohne praktischen

erforderlichen

Erfolg geblieben, weil sich dies nur durch Verminderung des Wirkungsgrades für Fahrt voraus erzielen ließ.

Es werden daher besondere Rückwärtsturbinen erforderlich, die natürlich kleiner als die Vorwärtsturbinen ausfallen müssen, so daß die Geschwindigkeit bei Rückwärtsfahrt sehr vermindert wird.

Parsons benutzt Rückwärtsturbinen, die mit der Hauptturbine auf derselben Welle befestigt sind, wodurch aber die Länge der Turbinen vergrößert wird.

Bei neueren AusführungenVmlnet Parsons für jede der beiden Seitenwellen eine Rückwärtsturbine an, die an den Hinterenden der hier liegenden Mittel- bzw. Niederdruckturbinen und mit diesen in einem Gehäuse liegen, so daß der Dampf beim Manöverieren in die Niederdruckturbinen einströmt, ohne in die Hochdruckturbinen zu gelangen oder die Rückwärtsturbinen allein durchströmt. Die von der Hochdruckturbine getriebene Mittelwelle läuft dabei leer mit.

Bei einer Maschinenleistung von ~ 8000 PS. konnte dabei bei 19 Seemeilen Fahrt in ~ 69 Sekunden gestoppt und beim Rückwärtsgang wurde eine Geschwindigkeit von 13 Seemeilen erzielt. Beim Stoppen durchlief das Schiff noch einen Weg von etwa 2 ¹/₂ der Schiffslänge.

Ausführungen, wie sie Parsons in den deutschen Patenten Nr. 119875, 124091 und dem englischen Patente 14476 vom Jahre 1899 beschrieben hat, sind nicht zur Ausführung gekommen.

Rate au ordnet nach einem Patent vom Jahre 1898 Rückwärtsturbinen innerhalb der Welle der Hauptturbinen an, wo sie keinen Platz wegnehmen. Beim Arbeiten der Hauptturbine sollen die Rückwärtsturbinen keinen besonderen Widerstand bieten und drehen sich frei.

Mit einem als Rückwärtsturbine ausgebildeten Ring ergab sich eine Fahrt rückwärts mit 40°/₀ der Vorwärtsfahrt, mit zwei Ringen 50 °/₀.

Eine mäßige Vermehrung der Ringe trägt erfahrungsgemäß wenig zur Erhöhung der Rückwärtsgeschwindigkeit bei. wenn man nicht fast ebensoviel Ringe als für Vorwärtsfahrt verwenden will.

Da der Widerstand gegen die Drehung der Turbinenräder sehr gering ist, so rotieren die Propeller infolge der Wasserwirkung noch weiter und nehmen die Vorwärtsringe noch eine Zeitlang mit.

10. Kondensator.

Aus der Natur der Wirkungsweise der Dampfturbinen folgt unmittelbar, daß die Erzielung eines möglichst guten Vakuums von größter Bedeutung ist, da auch die Schnelligkeit der Kondensation dadurch vergrößert wird.

Die Ausführung erfolgt in der üblichen Form mit zylindrischem Querschnitt aus Stahlblech, versteift durch rundum laufende Winkeleisen, die Vorlagen aus Gußeisen und zwei oder drei Verteilungsplatten.

Der große Querschnitt der Einströmungsöffnung in den Kondensator macht ihre sorgfältige Versteifung erforderlich. Das Ausströmrohr wird so bemessen, daß der Querschnitt einer annähernd 200fachen Expansion des Dampfes entspricht. Muß mit Auspuff gearbeitet werden," so kann das Auspuffrohr durch einen Schieber abgeschlossen werden.

Durch Steigerung des Vakuums ergeben sich etwa 75 °/₀ des theoretischen Gewinnes, der sich durch diese Steigerung erreichen läßt.

Wenn die Turbine von Parsons auch mit mäßig gutem Vakuum und sogar mit nassem Dampf arbeitet, wobei allerdings die Umdrehungsgeschwindigkeit abnimmt und erst wieder auf den normalen Wert steigt, wenn das Wasser im Dampf in den Kondensator gelangt ist — für Dampf mit 2 °/₀ Feuchtigkeit vermindert sich der Wirkungsgrad um ~ 2 °/₀, — so ergibt sich andererseits bei Verminderung des Kondensatorgegendrucks von 7,4 cm

auf 5 cm (0,0975 kg/qcm auf 0,0655 kg/qcm) ein Arbeitsgewinn von ~ 5 °/₀, während z. B. der theoretische Dampfverbrauch bei Anwendung einer Luftleere von 0,068 kg/qcm statt 0,136 kg/qcm bei einem Anfangsdruck von 10 bis 11 kg/qcm Überdruck um ~ 9—12 ⁰/₀ sinkt. Dem ist jedoch gegenüberzuhalten , daß andererseits durch die Anwendung der erforderlichen größeren Luft-und Zirkulationspumpen der Arbeitsverbrauch um etwa 2 °/₀ gesteigert wird.

Um eine Vergrößerung der Luftpumpe zu vermeiden, werden bei neueren mit Turbinen versehenen Dampfern außer den nassen Luftpumpen trockene angewendet.

Ahh. 363.

Die Anordnung ist derartig, daß über der Zirkulations-Pumpenmaschine ein zweiter Zylinder angeordnet ist, dessen Kolben auf der Stange der ersteren sitzt, also denselben Hub hat. Von diesem Zylinder führt ein Rohr zu einem nahe dem Luftpumpenausguß angeordneten Luftbehälter, wodurch Luft und Wasserdampf abgesaugt werden. Beide Luftpumpen entleeren in einen Schwimmertank, der mit dem Boden des Kondensators durch Rohr und Radschlagventil versehen ist, so daß, wenn die Turbine nicht im Betrieb ist, der Kondensator in den Schwimmertank entleert, aus dem dann die Speisepumpen in die Kessel drücken.

Das Rückströmen von Dämpfen in den Hauptkondensator wird durch einen Wasserverschluß vermieden.

Die nasse Luftpumpe P liegt etwa 900 mm bis 1000 mm tiefer als der Kondensatorboden (Abb.

363), und von diesen führt ein Rohr B zu einem kleinen Hülfskondensator I*

Haupt- und Hilfskondensator.

H. dessen Kühlfläche Æ*, etwa 0,05 derjenigen des Hauptkondensators C beträgt und in dessen Verbindungsrohr mit dem Hauptkondensator ein Dampfstrahlgebläse S angeordnet ist, das, als Ejektor wirkend, Luft und Dämpfe aus dem Kondensator absaugt.

Dadurch läßt sich die Luftpumpe wesentlich kleiner ausführen, da sich zwischen Luftpumpe und Kondensator ein Druckunterschied von etwa 0,033—0,048 kg/qcm halten läßt. Der Dampf verbrauch des Ejektors beträgt bei voller Belastung der Turbine etwa 1,5 °/₀, der Dampf wird im Hülfskondensator zusammen mit der abgesaugten Luft niedergeschlagen. Mittels dieser Anordnung läßt sich ein Kondensatordruck von 0,032 kg/qcm halten.

11. Die Gesamtanordnung der Turbinenanlage geht aus Abb. 364 hervor, die diejenige des 1904 in Dienst gestellten Dampfers Manxman darstellt.

9. Öltank,

10.    Weir-Pumpen,

11.    Ballastpumpen,

12.    Reserve-Öltank,

13.    Kondensator,

14.    nasse Luftpumpe,

15.    trockene Luftpumpe,

16.    Not-Injektion,

17.    Zentrifugalpumpe,

18.    Klosettpumpe,

19.    Zirkulationswassereintritt.

la.    Hochdruckturbine,

1.    Mitteldruckturbine,

lb.    Niederdruckturbine,

2.    Hauptdampfrohr,

2a. Überströmung zu denMederdruckturbinen,

3.    Dampfzuleitung für Manövrieren vorwärts,

4.    Dampfzuführung für Manövrieren rückwärts,

5.    Hauptausströmung,

6.    Hilfsausströmung,

7.    Speisewasservorwärmer,

8.    Schwimmertank,

Auf der Hochdruckturbine sind Überlastungsventile angeordnet, durch welche, jedoch auf Kosten der Wirtschaftlichkeit, weil eine Einbuße an

27

‘Wilda, Die Schiffsmaschinen.

Expansion des Dampfes stattfindet, Dampf mit vollem Druck direkt auf die Mittelräder der Hochdruckturbine geleitet werden kann, um den Anfangsdmck in den Niederdruckturbinen zu erhöhen, so daß bei gleichbleibendem Vakuum die Umdrehungszahl der Niederdruckturbine über das gewöhnliche Maß gesteigert werden kann.

Die linke Hälfte der Abb. (364 D) zeigt vergleichsweise den Platzbedarf' einer gleichstarken Kolbenmaschine,

Abb. 364.

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Gesamtanordnung der Parsons Turbinen.

Rate au verwendet ähnliche Anordnungen, bei denen durch das Überlastungsventil Dampf aus dem Raum vor der Hochdruckturbine auf die Mitteldruckräder geleitet wird.

Auf Kriegsschiffen ist die Anordnung entsprechend. Jedoch werden hier Einrichtungen erforderlich, die bei den am meisten vorkommenden Marschgeschwindigkeiten von 12—15 Seemeilen durch den hierbei gesteigerten Dampf verbrauch einen größeren Aktionsradius ermöglichen lassen müssen.

Parsons ordnet deshalb besondere Marschturbinen an, durch deren Einbau aber eine Gewichtsersparung gegenüber Kolbenmaschinen in Fortfall kommen dürfte.

Auf dem neuesten mit Turbinen versehenen englischen Kreuzer 3. Klasse „Amethyst“ sind zwei Marschturbinen an den vorderen Enden der an Steuerbord und Backbord liegenden Hauptniederdruckturbinen angeordnet. Die eine der Marschturbinen dient als Hochdruck-, die andere als Mitteldruckturbine. Der Dampf durchströmt dann bei Marschgeschwindigkeit von etwa 14 Knoten nacheinander die Hochdruck- und Mitteidrackmarschturbinen, darauf die .Hochdruckhauptturbine und endlich die im Vakuum arbeitende Niederdruckturbinen und gelangt dann in den Kondensator. Bei voller Kraft sind die Marschturbinen ausgeschaltet.

Der Einbau von besonderen Kolbendampfmaschinen für die Marschgeschwindigkeit ist sowohl von Parsons als von Rateau versucht worden. Parsons kuppelte die Kolbendampfmaschinen an die verlängerten Enden der Niederdruckturbinen (Engl. Torpedojäger Velox), während Rateau die Kolbenmaschine mitschiffs stellte und durch sie eine besondere Schraube antrieb, während die Hochdruck- und Niederdruckturbine die Seitenschrauben betrieben. Ein wirtschaftlicher Vorteil dürfte damit aber kaum verbunden sein, da die Maschinenlänge groß wird, bei hohen Geschwindigkeiten, wenn die Turbinen arbeiten, die Kolbenmaschinen nutzlos sind und die Kupplung von Maschinen mit so verschiedenen Umdrehungszahlen immerhin bedenklich ist, besonders wenn sie nicht rechtzeitig voneinander losgekuppelt werden.

Auf einem von Yarrow & Co. für die französische Regierung gebauten Torpedoboot von ~ 150 Tonnen Deplacement (L = 46,48 m, B = 4,648 m) wurde neben den auf die Seitenwellen arbeitenden Turbinen eine auf die Mittelwelle arbeitende völlig selbständige Kolbenmaschine von 250 PS. angeordnet, die dem Schiff eine Geschwindigkeit von ~ 12 Knoten verlieh, wenn sie allein arbeitete, wobei die Mittelschraube 40 °/₀ Slip zeigte, während die leer mitlaufenden Seitenturbinen, deren Schrauben durch die Wasserbewegung mitgenommen wurden, — 400 Umdrehungen machten.

Nach Anstellen der Turbinen sank der Slip auf ~ 7 °/₀, während die Seitenschrauben bei voller Kraft einen zwischen 30 und 39 °/₀ betragenden Slip zeigten. Die Kolbenmaschine machte bei 25 Meilen Fahrt 516 Umdrehungen, die Hochdruckturbine 1455, die Niederdruckturbine 1657 Umdrehungen, während bei 12 Meilen Fahrt die entsprechenden Zahlen 369, 393 und 395 betrugen.

12. Propeller.

Eine besondere Schwierigkeit für die Anwendung der Turbinen als Schiffsmaschinen bieten die Propeller.

aus

Da die günstigste Geschwindigkeit der Turbinen für die üblichen Schraubenpropeller zu hoch ist, so ist eine Oberflächenvergrößerung der Flügel nicht zu vermeiden und der Durchmesser der Schraube fällt größer als die Steigung, wodurch der Gesamtnutzeffekt von Turbinen und Propeller vermindert wird. Mit verminderter Geschwindigkeit wachsen die praktischen Schwierigkeiten insofern, als die Gesamtoberfläche und folglich die Größe der Schrauben durch die Größe des Inhaltes des Hauptspants wesentlich bestimmt ist und die Größe der Turbinen nur durch die Umlaufzahl. nicht aber durch die entwickelte Arbeit begrenzt wird.

um

Die Propeller sind fast ausschließlich dreiflügelig. Um das geeignete Verhältnis von Durchmesser und Steigung, die geeignete Form der Flügel und die Größe der Oberfläche und die Ursachen der sog. Kavitation festzustellen, ließ Parsons Modellschrauben in Tanks mit heißem Wasser rotieren, vermittelst der künstlich erzeugten, durch die sich entwickelnden Dämpfe entstandenen Druckverminderung die Erscheinung der Kavitation experimentell zu untersuchen.

Die infolge der Versuche verwendeten Schrauben kamen den normalen Flügelformen nahe, da sie bei kleinem Durchmesser breite Flügel besitzen.

Statt fünf Schrauben (je zwei auf der Seitenwelle, eine auf der Mittelwelle) werden neuerdings nur drei Schrauben (je eine für jede Welle) angeordnet.

Das Verhältnis von Durchmesser zur Steigung schwankt zwischen 0,75 und 1. Die Umfangsgeschwindigkeit weicht wenig von der üblichen ab. Durch die für die richtige Bemessung des axialen Propellerschubes erforderlich werdende große Flügelfläche wird jedenfalls ein Kraftverlust ein treten müssen, so daß der Wirkungsgrad des Propellers kleiner ausfällt als bei Schrauben mit kleineren Umdrehungszahlen. Ein Vorteil liegt aber in dem kleineren zur Verwendung kommenden Durchmesser, da die Oberkante der Flügel eine größere Tauchung besitzt und Austauchen und eine infolgedessen eintretende Widerstandsänderung nicht so leicht zu befürchten ist. Wegen des vergrößerten Form Widerstandes der Schrauben müssen die Flügelstärken in den kleinsten, mit der Festigkeit vereinbaren Grenzen gehalten werden.

Die Umdrehungszahlen der Seitenschrauben werden meist um 50—80 höher gehalten als die der Mittelschraube.

Kommen je 2 Seitenschrauben zur Anwendung, so wird ihr Durchmesser kleiner gehalten als derjenige der Mittelschraube, etwa in dem Verhältnis 0,7 :1.

Der Slip ist verhältnismäßig groß, bei Geschwindigkeiten von 15 Knoten annähernd normal 13—15 °/₀ (n = 330), bei 23 Knotengeschwindigkeit (n — 580) 25—36°/₀ und höher bei wachsender Geschwindigkeit.

Beim Manöverieren arbeiten nur die Seitenschrauben.

Bei dem englischen Kreuzer dritter Klasse Amethyst, dessen Versuche kürzlich beendet sind, wurden Schrauben von gleichen Abmessungen verwendet, wie bei den ganz gleichgebauten Schwesterschiffen mit Kolbenmaschinen.

Für die 3 Schrauben, je eine auf einer Welle, waren die Abmessungen:

Mittelschraube Seitenschrauben 1,981 m 1,752 m 1,81 qm 484 und 490

Durchmesser . . .

Steigung.......

Flügelfläche ....

Umdrehungszahl Geschwindigkeit Slip...........

Die Zunahme des Slips bei wachsender Geschwindigkeit geht aus folgender Zusammenstellung hervor:

Geschwindigkeit . ,

Slip.............

Indizierte Leistung

Daß es vorteilhafter ist, mit je einer Schraube auf einer Welle zu arbeiten, haben auch Versuche an einem mit R a t e a u - Turbinen versehenen französischen Torpedoboot erwiesen, an dem Versuche mit Schrauben folgender Abmessungen gemacht wurden:

1.    Je eine dreiflügelige Schraube auf einer Welle, Durchmesser 813 mm, Steigung 762 mm;

2.    Eine Mittelschraube, Durchmesser 1067 mm, Steigung 1676 mm, auf jeder Seitenwelle zwei Schrauben, davon auf der Welle der Hochdruckturbine 711 und 813 mm Durchmesser mit 762 mm Steigung für beide, während die beiden Schrauben auf der Welle der Niederdruckturbine 711 und 864 mm. ihre Steigungen 762 bzw. 864 mm betrugen.

3.    Mit Schrauben gleicher Steigung von 762 mm, aber kleinerem Durchmesser als im zweiten Versuch, nämlich 762, 711 und 635 mm.

. 1,981 m . . 2,0 m . . 1,82 qm

449

23,63 Knoten

17,1 °/o

vk = 10    14    18    20    23    23,63    Knoten

%    H,3    13,6

PS. 897    2250

14,4    17,1

7280    13000 14000

J)

13. Versuchsergebnisse.

a) In folgendem sind die wesentlichen Daten der Probefahrten des englischen Kreuzers 3. Klasse ,,Amethyst“ zusammengestellt, die ein ziemlich klares Bild der obwaltenden Verhältnisse geben.

Zahlentafel Nr. 106.

Versuchsergebnisse des englischen Kreuzers „Amethyst“.

Maschinenleistung..........

Geschwindigkeit...........

Dampfdruck in den Kesseln

PS.

897

Einströmungs

druck

Seemeilen ,.. kg/qcm

/Hochdruckmarschturbine.......

I Mittel druckturbine..............

{Hochdruckturbine (Hauptturbine) Niederdruckturbine (Steuerbord). 'Niederdruckturbine (Backbord)...

10

18,2

6,6

1,33

0,384

21,7"

19,9"

2250

14

4770

7280

18,18

20,6

V akuum

(Steuerbord

^Backbord

Zoll

26

26,7

tOLOMH    M-

Ci —CHCO

'bc 'ooIsd oc ^ to : ^Ci> Ol

17,3

17,9

13 000 14000 23,06 23,63 17,1    18,35

9,63

3,77

1,3"

1,3"

26,6

13,35

5,32

11,1

12,2

6,1"

4,8"

27,8.

23,5"

24,6"

26,9

27,3"

27,3"

26,5

(Mittel sehr aube........

Umdrehungen t Steuerbordschraube ...

I Backbordschraube.....

Stündlicher Wasserverbrauch.........

Stündlicher Wasserverbrauch für 1 PS Stündlicher Kohlenverbrauch.........

27,6

27,8

27,0

27,4

kg

167

198

204

11900

13,3

1,3

237

290

291

19 950

GO

320

361

436

449

392

348

451

35 700

402

489

45 250

493

484

499

6,25

4,93

79 600 86000 6,15    6,15

10,85    11

b) Für den Turbinendampfer der Midland Eisenbahngesellschaft „Manxman“ stellten sich die Versuchsergebnisse folgendermaßen.

Zahlentafel Nr. 107.

Versuchsergebnisse des Turbinendampfers „Manxman“.

Geschwindigkeit.................

Kesseldruck.................

Dampfdruck,Hochdruckturbine....

„ Niederdruckturbine..

Vakuum im Kondensator.........

(Hochdruckturbine .

(Niederdruckturbine

c) Auf dem erwähnten französischen Torpedoboot wurden im Oktober 1903 und Januar 1904 Versuche angestellt, die folgende Ergebnisse hatten:

Zahlentafel Nr. 108.

Versuchsergebnisse mit einem französischen Torpedoboot.

Umdrehungen

Einströmungsdruck in d. Hochdruckturbine kg/qcm

Vakuum im Kondensator.............

Geschwindigkeit.....................

Umdrehungen der Kolbenmaschine .... Umdrehungen der Hochdruckturbine... Umdrehungen der Niederdruckturbine .

Effektive Leistung der Kolbenmaschine Slip der Schraube (Kolbenmaschine)...

Slip der Schraube (Hochdruckturbine)

Slip der Schraube (Niederdruckturbine)

Zoll engl. Seemeilen

liiüivsi

3,515

28

15,54

3,515

28

18,71

Knoten

kg/qcm

Zoll

7,03

27,2

21,92

23,14

13,5

12,66

1,406

28,3

609

411

441

475

688

687

260

29,7

8,9

8,9

955

994

251

21,0

20,6

24,0

1172

1357

235

14,0

24,5

10,194

10,56

11,952

26,9

24,97

516

1455

1657

232

9,7

30,5

27

27

24,94

26,39

555

576

1207

1232

1258

1307

14,8

27,8

c\W

vVÖ

BIBLIOTEKA POLfTECHSIGZWA

KRAKÓW

(

'

Sach- und Namenverzeichnis.

Indizierte Leistung 13 „    Verminderte Leistung 20

Aktionsturbinen 402, 413 Anfangsdruck 32, 40 Anordnung von Dampfturbinen 418 „ der Schiffsmaschinen 361 ,, der Zylinder für Massenausgleich 290 „ der Zylinder, Kurbelfolge 371 Antriebsmaschinen, Drehvorrichtung 264

Umsteuerungsmaschiuen 259 „    Zirkulationspumpen 345

Anziehvorrichtung für Schrauben 201 Arbeitsbedarf der Zentrifugalpumpen 345 Arbeirsdruck 21

Arbeitsleistung in Dampfturbinen Arbeitsverteilung und Aufnehmerinhalt 50

A.

Abdampfleitung 99.

Abdichtung von Zylindern 72 Abgewickelte Flügelfläche 388 Abmessungen von:

Dampfzylindern 70, 82.

Drucklagern 182, 185.

Druckwellen 181 Exzenterbügeln 238 Exzenterscheiben 235, 237 Flachschiebern 213 Grundlagern 178 Grundplatten 172

Heusinger von Wald eg g-Steuerung (Walschaert' 253 Joy-Steuerung 249 Klug-Steuerung 243 Kolbenschiebern 218 Kondensatoren 316 Kreuzköpfen 135 Kulissen 231, 235 Luftpumpen 320 Marsh all-Steuerung 246 Oberflächenkondensatoren 323 Pleuelstangen 144

Rohrstopfbüchsen, Kondensator 321 Rohrwandstärken, Kondensator 322 Schieberstangen 227, 229 Schrauben 397 Stevenrohre 204 Stopfbüchsen 86 Zentrifugalpumpen 346 Absperrventile 89 Axialer Propellerschub 180, 386 Adiabatische Expansion 52 Ähnlichkeitsgesetz 2 Afonassieff 43

r>

Arbeitsverteilung in den Dampfzylindern 51 Armatur von Dampfzylindern 89 Armatur von Kondensatoren 322 Aufnehmer Inhalt, 49 Ausblasehähne von Dampfzylindern 96 Ausflußmenge von Dampf 81 Ausgeführte Maschinen, Verhältnisse 61 „    „ Untersuchung 21

Ausgußventile von Luftpumpen 333 Ausrückbare Kupplungen 198 Ausweichung des Schiebers 223

15

Bailey-Pumpe 329 Bauer, Spantenumfang 7 Beanspruchung von Zylindereinsätzen 68 „    Zylindermänteln 69

Befestigung der Schraubenflügel 394 Beharrungsvermögen der bewegten Teile 276 Beldam-Ventil 332 Belle ville, Dampfspeisepumpen 352 Benetzte Oberfläche 6 Beschleunigung des Kolbens 270 Beschleunigungsdruck 276 Bewegungsverhältnisse im Kurbeltrieb 267 Bilgram-Schieberdiagramm 209 Blake, Luftpumpe 333

„ Dampfspeisepumpe 351 Board of Trade, Vorschriften 153, 193 Böden von Zylindern 72 Bourgeois, Benetzte Oberfläche 6 Breite der Schraubenflügel 389 Bremsen 199

British Corporation, Vorschriften 153,193 Brown, Umsteuerungsmaschinen 255, 257 Bucckley-Dichtung 116 Bureau Veritas, Vorschriften 153, 193 Büchsen für Stevenrohre 202 Bügel für Drucklager 184

Coe & Kinghorn-Ventil 331 Corliss-Ventil 331 Cylinder siehe Zylinder

I)

Dachschieber 213 Dampf, Ausflußmenge 81

j, Diagramme, Völligkeitsgrad 25, 37 „ Eintritt, Kondensator 322 „ Geschwindigkeit 81

Dampf, Dampfturbinen 401 „ Gewicht 81, 98 Dampfkolben, Gußeisen 109 „    Stahl 113

Dampfleitung, Abdampf 99

Dampfmantel 47

Dampfturbinen

51

ii

ii

ii

11

11

11

11

ii

für Hilfsmaschinen 48 „    in Dampfturbinen 407

Dampfverluste durch Kondensation 46 „ Undichtigkeiten 46 „    Wärmestrahlung 46

Dampfzuführung für Dampfturbinen 408 Deckel, Kolben- 120

Kondensator- 320 Schieberkasten- 77 Schrauben- 76 n Zylinder- 74 Denny, Benetzte Oberfläche 6 Diagramm, Hilfs- 35

Schieber- 208 „ Volumen 56 Dichtungen für Flanschenrohre 103 Dichtungen, Bucckley- 116 Kolben- 115

Anordnung 371 „    „    Berechnung 50

Druckabfall bei der Einströmung 28, 35 während der Füllung 35

Exzentrizität 205

Druck- und Arbeitsverluste 46 Durchmesser 97 Flanschenverbindungen 100 Haupt- 97 Hilfs- 99 Material 97

Dampfzuführung 47, 96 „    Entwässerung 96

Dampfrohre 97

Dampfspannungen, Ermittlung durch Volumendiagramm 56 Dampfspeisepumpen 349

Be lie ville 352 Blake 351 Weir 351

Aktions- 402 Anordnung 417 Arbeitsleistung 407 Dampfverbrauch 407 Dampfzuführung 408 Energieumsatz 403 Entlastung 408 Gehäuse 409 Kondensator 416 Lager 412 Laufräder 415 Leiträder 414 Material 413 Parsons 408 Propeller 419 Bateau 410 Reaktions- 401 Regulierung 415 Reibungswiderstände 407 Schaufeln 413 Stopfbüchsen 411 Trommeln 409 Umfangsgeschwindigkeit 405 Umsteuerung 415 Versuchsergebnisse 421 Wärmegefälle 403 Wellen 411

„ Wirkungsweise 401 Dampfverbrauch 29, 47

51

Dichtungen, Peck- 117

„ Ramsbottom- 117 Direktwirkende Umsteuerungsmaschine 155,

157

Doppelsitzventile 90 Drehkraftkurve 278 Drehmaschinen 262 Drehmoment 281 Drehrichtung der Schrauben 386 Drehschieber 255 Dreifach-Expansionsmaschinen 49

11

Drucklager 182 Drucklagerbügel 184 Druckleitung 333, 348 Druckringe 180 Druckspindel 181 Druckwelle 178, 181 Druckverluste in der Dampfleitung 46 durch Kondensation 46 durch unvollständige Expansion 46

in Krümmern 46 in Ventilen 46

Duplexsteuerung 349

Dupré, Benetzte Oberfläche 6

Durchmesser der Schrauben 384

Edwards-Pumpe 325 Effektive Kolbenkraft 272 Leistung 8 Eigenschwingungszahl 42, 188 Einexzentersteuerungen 241 Eingetauchte Oberfläche 6 Eingleisige Kreuzköpfe 130 Einspritzkondensator 323 Einspritzschieber 324 Einströmung, innere 206 Elemente der Schrauben 381 Endspannung 34, 40 Endvolumen 39

Englischer Lloyd, Vorschriften 153, 193 Entlastete Ventile 89 Entlastung der Dampfturbinen Entlastungen, Gewichts- 215 „ Rück- 214 Entwässerung, Dampfmantel- 96 Schieberkasten- 96 Zylinder- 96

Ersatzexzenter 220 Expansion, unvollständige 46 Expansionsgrad 39 Expansionsstopfbüchsen 104 Exzenter, Ersatz- 220 Exzenterbügel 237 Exzenterscheiben 235, 237 Exzenterstange, gekreuzte 219 offene 219 Angriff der — 223 Länge 223

Klug-Steuerung 244

Federn für Sicherheitsventile 95 Festigkeit der Schraubenflügel 391 Flächeninhalt von Diagrammen 22 Flachschieber, Abmessungen 210, 213 Gewichtsentlastung 215 „    Rückentlastungen 214

Flanschen, Zylinder- 69

„ von Wellenkupplungen Flanschendichtungen 103 Flanschenschrauben 103 Flanschenverbindungen, Abmessungen für Rohre 103 Flügel der Schrauben, Konstruktion 396 Flügelfläche der Schrauben 388 Fördermenge von Zentrifugalpumpen 330 Fördervolumen von Luftpumpen 345 Form der Schraubenflügel 388 Formwiderstand 2 Föttinger, Drehkraft 378

Torsionsindikator 10 „    Wirkungsgrad 11

F rahm, Wellenverdrehung 9 „ Wirkungsgrad 12 Fr ou de, Gesamtwiderstand 4 „ Reibungswiderstand 2 Füllung 39

„ Druckabfall während der — 35 Füllungsänderung, Einfluß der — 39 Füllungsgrad 39 Fundamente 171 Fundamentbolzen 171

Hauptabmessungen der Schiffsmaschinen 373 Hauptdampfleitung, Anordnung 106 Durchmesser 97 „    Material 97

Hauptspantkoeffizient 14 Heusinger v. Waldegg, Steuerung 252 Hilfsdampfleitung 107 Hilfsdiagramm 35 Hilfskondensator 322 Hilfsluftpumpe 325 Hilfsschieber 93 Hilfsspeiseleitung 349 Hilfsventile für Absperrventile Hilfszylinder von Joy 216 Hochdruckflanschen 100 Hohlgußständer 165, 167 Hub, Schieber- 223 „ Zylinder- 41

Indikatoranschluß 96 Indikatordiagramm, verstrecktes 55 wirkliches 55 Indizierte Leistung 11, 19, 20, 31 Indizierter Propellerschub 180 Innere Einströmung 206

J[oy, Hilfszylinder 216 „ -Steuerung 248

Gabel für Pleuelstangen 138 Gabelzapfen 133 Gegengewichte 292 Gehäuse von Dampfturbinen 409 „ Kondensator- 318 Geradführungen 126, 145 Germanischer Lloyd, Vorschriften über

Zirkulationspumpen 346

285, 289

Gesamtexpansion 39 Gesamt widerstand 1, 2 Gestänge, Kolben- 122, 283 Pumpen- 292, 359 „    Steuerungs- 226

Gewichte für Massenausgleich 298, 300 „    von Schiffsmaschinen 377

Gewichtswirkung, Mittelwerte 275 Gleitbahn 145 Gleitbahndruck 129, 272 Gleitschuhe 129 Grundlager 172 Grundlagerdeckel 176 Grundlagerschalen 175 Grundlagerschrauben 177 Grundplatten 169 Giimbel 279 Gummiklappen 331

Gußeisenbüchsen iür Stevenrohre 202

II

Hähne, Ausblase- 96 Handumsteuerung 254 Hängestangen, Kulissen- 231, 239

Kanalquerschnitte 79 Kanalwandungen 79 Kirk, Benutzte Oberfläche 7 „ Indizierte Leistung 19 Klug-Steuerung 342 Kolben, gußeiserne 109 Stahlguß 113 Schmiedestahl 114 für Luftpumpen 331 „ Speisepumpen 347 „    „ Zirkulationspumpen 335

Kolbenbelastung 292 Kolbenbeschleunigung 270 Kolbendeckel 112 Kolbendeckelschrauben 130 Kolbendichtungen 115 Kolbengeschwindigkeit 41, 269 Kolbenhub 41 Kolbenkraft, effektive 273 Kolbenringe 115, 117 Kolbenschieber 217 Kolbenschiebergehäuse 77 Kolbenschloß 116 Kolbenspielräume 121 Kolbenstangen 122 Kolbenweg 268 Kondensator 313 Kondensator, Dampfturbinen 416 Kondensatorgegendruck 34, 316 Konstanten für indizierte Leistung 25 Konus für Schraubenwellen 194 Kräfte für Massenausgleich 283 „    erster Ordnung 289

„    zweiter „

Kräftepolygon 285

Kreuzköpfe, eingleisige 130

Abmessungen 135 viergleisige 132 „ zweigleisige 128 Kreuzkopflager 132, 140 Kritische Umdrehungszahlen 43 Krümmer, Druckverluste in 146 Kühlfläche, Kondensator- 317 Kühlrohre,    „    316, 321

Kühlwassermenge 316, 323 Kulissen, Abmessungen 231, 239 Aufhängung 225 Auslage 220 Hängestangen 231, 239 Länge der — 225 Schild- 230 „ Schlitz- 230 Kulissensteuerung 218, 225 Kulissenstein 233 Kupplungen, ausriickbare 195 lose 199 Muffen 197 Schalen- 197 Scheiben- 197 „    Wellen- 195

Kupplungsflanschen 157 Kurbelarme 151 Kurbel beschleunigung 270 Kurbeltrieb, Bewegungsverhältnisse 267 „    Kräfte am — 272

Kurbeltrieblager 140 11

Kurbelwelle 148 Kurbelzapfen 151 Kurbelzapfenlager 270

77

77

77

77

77

77

Druck 272

Lager für Druckwellen 185 „ Kreuzköpfe 132 „ Kreuz kopfzapfen 140 „ Kurbelwellen 172 „ Kurbelzapfen 142 „ Laufwellen 186 „ Pleuelstangen „    „ Propellerwellen 194

Lagerbolzen 117 Lagerdeckel 142 Lagerdruck 182

Lagerschalen für Grundlager 175 Lagerschrauben 177

77

77

77

77

„ Nachstellvorrichtung fü'' — 177 Lancaster-Kolbendichtung 115 Lang & Walch, Steuerung von — 250 Laufräder, Dampfturbinen 415 Laufschaufeln, Dampfturbinen 413 Laufwellen 186 Laufwellenlager 190 Leistung, effektive 8

indizierte 11, 19, 31 „ Nutz- 8 Leistungswerte 16 Leiträder, Dampfturbinen 414 Leitschaufeln „

Lenzleistung 345 Lineares Voreilen 205 Lose Kupplungen 195

77

413

Luftpumpen 325

77

77

B a i 1 e y 329 Blake 334 Edwards 325

Marshall-Steuerung 246 Maschinendrehvorrichtungen 262 Maschinenräume, Größe der — 373 Maschinenspeisepumpen 347 Massenausgleich 282 Material für Dampfleitungen 97 Maximalkraft 126, 136 Mechanisches Ähnlichkeitsgesetz 2 Mehrfach-Expansionsmaschinen, Tangentialdruck 277

Metallpackungen 84 Middendorf, Benetzte Oberfläche 6 Gesamtwiderstand 4 Indizierte Leistung 11 Nutzleistung 8 „    Restwiderstand 3

Mitteldruckzylinder, Durchmesser 49 Mittlere Kolbengeschwindigkeit 41, 269 Umfangsgeschwindigkeit 269 „ Winkelgeschwindigkeit 269 Mittlerer Druck 32

77

77

„ graphische Ermittlung 23 „ reduzierter 21, 33, 35 „ theoretischer 32 „    „ wirklicher 33

Mittlerer Tangentialdruck 277 Modellschleppversuche 4 Momente erster Ordnung „ zweiter „

Muffenkupplung 197 M um ford, Benetzte Oberfläche 6 Muschelschieber 210

77

77

77

IN

2si;

Naben der Schrauben 394 Nachstellvorrichtung für Lagerschrauben 177 Niederdruckflanschen 102 Niederdruckzylinder, Berechnung 49 Normand, Benetzte Oberfläche 6 Nullspant, Areal 16 Nutzeffekt, mechanischer 11 Nutzleistung 8

Oberfläche, benetzte 6 Oberflächenkondensator 313

I*

Packungen für Dampf 84 „    „ Wasser 84

Par sons-Dampfturbine 408 Peck-Dichtung 117 Penn-Schieber 22 Penn sehe Schraubensicherung 143 Platzbedarf der Schiffsmaschinen 273 Philadelphia-Packung 85 Pleuelstange 136

77

77

Abmessungen 144 Gabel 138

Gewichtsverteilung 275 Kraft in der — 272

Rohrschieberventile 91 Rohrstopfbüchsen 104

Saugleitung 333, 348 Säulen für Zylinder 162 „ geschmiedete 164

Schädlicher Raum, Einfluß auf den mittleren Druck 33

„    „    Ermittlung 45

r    „    Größe 44

„    „    im Dampfzylinder    45

Schaft für Pleuelstangen 136 Schalenkupplung 197 Schaufeln, Dampfturbinen 413 Scheibenkupplung 195 Scheitelkurve 220, 222 Schieber, Dach- 213 Dreh- 255 Kolben- 217 Muschel- 210 Penn- 212 Thom- 212 Trick- 211 Schieberausweichung 223 Schieberdiagramm von Bi Igram 209 von Schorch 207 Zeuner 208 Schieberelemente 205, 207

71

Abmessungen ausgeführter 397 Anordnung 386 Durchmesser 384 Elemente 381 Festigkeit 391 „ Flügelfläche 388 Schraubenform 388 Schraubenstärke 393 Schrauben, Konstruktion 396 Naben 394 Slip 381 Steigung 383 Vorstrom 382 Wirkungsgrad 387 Wirkungsweise 385 für Einsatzzylinder 76 n Flanschen 76 „ Kolbendeckel 120 „ Dampfturbinen 409 „ Zylinderdeckel 76 „    „ Zylinderfüße 77

Schraubensicherung 143 Schraubenwellen 191

Pleuelstange, Schaft 136 Pockholzausfiitterung 202 Projizierte Flügelfläche 388 Propeller vgl. Schrauben Propellermutter 194 Propellerschub, indizierter 180, 386 Prüfungsdrucke 67 Pumpen 325

Pumpengestänge, Massenausgleich 292

Rahmenschieber 213 Ramsbottom-Dichtung 117 Rateau, Dampfturbinen 410 Reaktionsturbine 401 Reduzierter mittlerer Druck 21, 33, 55 Regulierung, Dampfturbinen 415 Reibungswiderstand 2 Restwiderstand 2 Riehn, Reibungswiderstand 2 Rippen, Zylinder- 69 Rippengußständer 165, 167 Rohranker, Kondensator 320 Rohrdichtungen, Kondensator 321 Rohrleitung, Abdampf- 99 Hilfs- 107 Haupt- 106 für Hilfsschieber Verbindungen der — 100 Verschraubungen 103

„    Kondensator 313

Rohr wand, Kondensator 313, 320 Verankerung 320 Rohrwandstärken, Dampf- 99

„    Kondensator 321

Rotierende Umsteuerungsmaschinen 258 Rundlauf-Umsteuerungsmaschinen 258

77

77

.71

77

der Klug-Steuerung 243

Schieberentlastungen 214 Schieberentfernung vom Wellenmittel 225 Schiebergehäuse, Kolben- 77 Schiebergestänge 226 Schieberhebel 228 Schieberhub 205 Schieberkasten 77 Schieberkastendeckel 77 Schieberkastenentwässerung 96 Schieberkastenwandungen 77 Schieberreibung 214 Schieberspiegel 79

Schieberstange, Abmessungen 227, 229 Schieberstangenhebel 228 Schieberstangenkraft 226 Schiebersteuerung 208 Schiebertraversen 329

Schiffsgeschwindigkeit und Maschinenleistung 1

Schiffswiderstand 1 Schleppversuche, Modell- 4 Schlick, Kurbelanordnung 289 Schmiedestahlkolben 114 Schmiernuten 175 Schmierung, Dampfturbinen 413 Schnecken 260, 265 Schneckenrad 260, 265 Schorch, Schieberdiagramm 207 Schrauben, Schiffs- 381

71

71

71

71

71

„    Vorschriften 193

Schwingungszahl, natürliche 187 Sicherheitsventile, Zylinder 94 Sicherung für Schrauben 143 Simplex-Steuerung 334 Simpsons Regel 22 Sinustafel 268 Slip der Schrauben 381 Slipwinkel 383 Spantenumfang 7 Speiseleitung 349 Speisepumpen 347 Speisewassertank 352

Spielraum zwischen Kolben und Zylinderwand 121

Stahlgußkolben 113 Ständer, gußeiserne 162

Ständer, Hohlguß- 165    Umsteuerung vgl. Steuerung

Rippenguß 165    „    von Dampfturbinen 415

Säulen- 164    Umsteuerungshebel 240, 245

„ Stahlguß- 161    Umsteuerungsmaschinen 255

Steigung der Schrauben 384    Umsteuerungstraverse 239

v    r Veränderlichkeit der — 386 Umsteuerungsvorrichtungen 254

Steuerung von Heusingerv. Waldegg 252 Umsteuerungswelle 239 7) 4 o y 249 „ Klug 242 n Lang & Walch 250 „ Marsh all 246 „ Stephenson 218 „    „ Walschaert 252

Steuerung, Duplex- 349 „    Simplex- 333

Steuerungsgestänge 226 Stevenrohr 199 Stevenrohrstopfbüchse 201 Stephenson, Steuerung von — 218 Stopfbüchsen, Abmessungen 86, 87 Dampfturbinen 411 für Metallpackung 84 für schnellaufende Maschinen 85 „ weiche Packung 84 ■n „ Wasser 84 Stopfbüchsen für Kondensatorrohre 322 „    „ Stevenrohre 201, 203

Stopfbüchsenbrille 86 Stopfbüchsenpackungsraum 86 Stopfbüchsenschrauben 86 Stützplatten, Kondensator 322 Symmetrische Anordnung für Massenaus gleich 289

zapfens 268

der Schrauben 384

Zentrifugalpumpen 343

Anordnung 371

71

Tangentialdruck 273

„    mittlerer 277

Tangentialkraft 272, 279 Tangentialkraftdiagramm 273, 274, 281 Taylor, Benetzte Oberfläche 6 Theoretisches Hilfsdiagramm 35 Theoretischer mittlerer Druck 32 Thom-Schieber 212 Thomson-Ventil 332 Tidemann, Reibungswiderstand 2 Torsionsindikator 10 Torsionschwingungen 187 Traglager für Druckwellen 185 Trapezregel 22

Traverse für Pumpenantrieb 359 n    „ Schiebertrieb 229

„    „ Umsteuerung 240

Tucks-Packung 84 Tunnellager 190 Tunnelwellen 186

1LT

i'berdeckung, Schieber- 208 Überströmrohre, Querschnitt 99 Umdrehungszahlen 42

kritische 43

bei verminderter Leistung 63

„    der Zentrifugalpumpen 344

Umfangsgeschwindigkeit des Kurbel-

Unabhängige Luftpumpen 333 Unentlastete Ventile 89 Ungleichförmigkeitsgrad 277

Vakuum im Kondensator 34 Ventile, Abmessungen 91 „ Doppelsitz- 90 „ Druckverluste 46 einsitzige 89 Einzelheiten 93 entlastete 89 Federn 95 Gehäuse 92 Hilfs- 93 Luftpumpen 332 Manövrier- 89 Rohrschieber- 91 Speisepumpen- 348 Überlastungs- für Dampfturbinen 417 von Beldam 322 „ Coe & Kinghorn 331 „ Corliss 331 „ Thomson 332 Zirkulationspumpen- 337 zweisitzige 90

„ Zylinder-Sicherheits- 94 Ventilkasten für Luftpumpen 331 Ventilkolben 331

Veränderlichkeit der Schraubensteigung 386 Verbindung von Rohrleitungen 100 „    „ Zylinderträgern 369

Vergleichsgesetz, mechanisches 2 Verluste in Dampfleitungen 46 Versteifung der Zylinderständer 371 Versuchsergebnisse von Dampfturbinen 421 Vierfach-Expansionsmaschine 49

Viergleisige Kreuzköpfe Vierkurbelmaschine, Massenausgleich 288 Völligkeitsgrad 25, 36 Volumendiagramm 56 Vorausströmung 206 Voreilen, lineares 205 V oreilungswinkel Voreinströmung 204 Vorlagen, Kondensator 313, 320 Vorschriften der Klassifikationsgesellschaften über:

Druckwellen 179 Kurbelwellen 152 Schraubenwellen 193 Ventile 357

Zirkulationspumpen 346 Vorstrom 382

Walschaert, Steuerungen von — 252 Wandstärken von:

Dampfzylindern 67, 71 Kondensatorgehäusen 319

7)

„    bei abnehmender Leistung    12 Zylinderlänge 42

,i    der Leistung 12

„    „ Schrauben 387

Wirkungsweise der Schrauben 385

ri

r>

Wandstärken von:

Kondensatorrohrwänden 330 Pumpenzylindern 347 Schieberkasten 77

Wärmedurchgang durch Platten 316 Wärmegefälle in Dampfturbinen 403 Wärmestrahlung, Dampfverluste 46 Warrington, Nutzleistung 8 Wechselschieber 255 Weiche Packungen 84 Weir, Dampfspeisepumpen 350 Weißmetallager für Stevenrohre 202 Welle, Dampfturbine 411 „ Druck- 178.

„ Kurbel- 148.

„ Lauf- 186.

„ Schrauben- 191 ,i Umsteuerungs- 239 „ Zwischen- 186 Wellenbremse 199 Wellenkupplungen 195 Wellenlager 172

Wellenleitung, Torsionsschwingungen 187 Wellenstopfbüchsen 201 Wellenüberzüge 194 Wellen Verdrehung 9 Widerstand, Form- 2 Gesamt- 1 Rest- 2 Reibungs- 2 „ Wirbel- 2 Windkessel 338

Winkelgeschwindigkeit im Kurbelkreis 269 Wirbelwiderstand 2 Wirkungsgrad 11

Zentrifugalpumpen 338

Abmessungen 342, 346 Anordnung 339 Arbeitsbedarf 345 Berechnung 341 „    Fördermenge 345

Zeuner, Diagramm 208 Zirkulationsplatten 316 Zirkulationspumpen 335

Kolben 337 Rohrleitung 338 Ventile 337 Vorschriften 346 „    Windkessel 338

Zweigdampfleitung 98 Zweifach-Expansionsmaschine 361 Zweigleisige Kreuzköpfe 138 Zwischenwellen 186 Zwischenwellenlager 190 Zylinder, Dampf- 49, 67

„    Hilfsmaschinen 259, 265

„    Luftpumpen- 325, 330

„    Drehmaschinen 264

„    Umsteuerungsmaschinen 259

Zylinderabmessungen 50, 52 Zylinderanordnung für Massenausgleich 290 Zylinderbeanspruchung 68 Zylinderboden 72 Zylinderdeckel 74 Zylinderdeckelschrauben 76 Zylindereinsätze 68 Zylinderflanschen 69 Zylinderfuß 74 Zylinderinhalte 49

Zylinderrippen 69 Zylinderfußschrauben 74 Zylinderträger 369

DIE SCHIFFSMASCHINEN

ihre Berechnung und Konstruktion mit Einschluß der Dampfturbinen

HANDBUCH UND ATLAS

für den Entwurf und die Ausführung, zum Gebrauch in der Praxis und für Studierende

Von

HERMANN WILDA

Inhaber der Medaille des Vereins zur Beförderung des Gewerbefleißes in Preußen

ATLAS

enthaltend 1200 Abbildungen auf 64 Tafeln (Format 60 X 45 cm) nach Zeichnungen ausgeführter moderner Maschinen mit sämtlichen Arbeitsmaßen

In Mappe Mark 50.—

INHALT:

Tafel 1—4

Zweifach-Expansionsmaschine, 600 PS.

Oderwerke, Stettin Tafel 5—8

Dreifach-Expansionsmaschine, 800 PS.

J. W. Klawitter, Danzig-Tafel 9—17 b

Pacific Coast Co., S. S. Spokane

Union Iron Works, San Fransisco Tafel 18—23 a

Dreifach-Expansionsmaschine 2 S. S. Potsdam

Blohm & Voß, Hamburg-Tafel 24—27

Hamburg-Amerika L. S. S. Dortmund

George Clarke, Sunderland Tafel 28—35

U. S. A. Schlachtschiff Ohio

Union Iron Works, San Francisco Tafel 36—44

S. S. Sylvia

Flensburger Schiffsbau-A.-G.

Tafel 45—48

Viei’fach-Expansionsmaschine 2 S. S. Alaskian

Union Iron Works, San Francisco Tafel 49

Dreifach-Expansionsmaschine 750 PS.

Arnos & Smith, Hüll.

Tafel 50.

Dreifach-Expansionsmascbine S. S. Asturia

Palmers Shipbuilding Co., Jarrow-on-Tyne

Tafel 51

Vierfach-Expansionsmaschine 2 S. S. Friedrich der Grosse

Vulkan, Stettin Tafel 52

Vierfach-Expansionsmaschinen 2 S. S. Bułgaria

Blohm & Voß, Hamburg-Tafel 53

Vierfach-Expansionsmaschinen S. S. Drachenfels

Richardson & Co. Ltd., Newcastle -on-Tyne

Vierfach-Expansionsmaschine 2 S. S. Neckar

Job. C. Tecklenborg, A.-G., Bremerhaven - Geestemünde Tafel 54

Zylinder-An Ordnungen

Tafel 55

Kolbenschieber, Exzenterbügel, Exzenter und Exzenterstange, Kulissenstein, Exzenterstangenlager Tafel 56 Einzelheiten Tafel 57 Schrauben Tafel 58—59 Pumpen

Tafel 60-61

Umsteuerungs- und Drehmaschinen

Grundlagen der Theorie, Berechnung und Konstruktion. Auf Grund des Werkes „Machines Marines" von L. E. Bertin bearbeitet von H. Wilda. Lex. 8°. Mit 492 Abbildungen im Text und einer Tafel. Gebunden Mk. 26.—.

Der Schiffsmaschinenbau.

„Der Schiffbau“ (Berlin) sagte über das Werk:

von

nur

„Die schiffsbautechnische Literatur, und insbesondere diejenige vom Schiffsmaschinenbau ist noch derart bescheiden unter den technischen Werken vertreten, daß man schon aus diesem Grunde eine derartige neue literarische Erscheinung freudig begrüßen muß. Das Werk von Herrn Wilda im Verlag Gebrüder Jänecke, Hannover 1901, erschienen, umfaßt die ansehnliche Zahl von 612 Seiten. Der vielseitige Stoff konnte natürlich in solchen Grenzen eine knappe Fassung erhalten und ist die Aufgabe insofern glücklich gelöst, als der Verfasser die verschiedenen Kapitel in gedrängtester Form gebracht und jeweilen auf die neueren Erscheinungen im Schiffsmaschinenbau hingewiesen hat. Das Buch, welchem dasjenige von Bertin „Machines marines“ zugrunde gelegt ist, wird in drei Teile geteilt, deren Inhalt in den Hauptzügen folgender ist: Der erste Teil berücksichtigt die wichtigsten Gesetze der Thermodynamik und die Arbeitsleistung der Ein-und Mehrfach-Expansionsmaschinen. ¹ Daran anschließend folgt die Besprechung der Dampf- und Schieberdiagramme, der verschiedenen Steuerungen etc. Im zweiten Teile geht der Verfasser näher ein auf die Wirkung der Kräfte an der Kurbel, Entstehung der Schiffsvibrationen, die verschiedenen Mittel zur Beseitigung derselben. In diesem Teile ist auch der mechanischen Wirkungsweise der Schiffsmaschine, Reibung usw. gedacht, worauf der ganze Abschnitt mit einer Besprechung der Schraubenpropeller und deren Wirkungsweise, sowie derjenigen der Kondensatoren und Pumpen schließt. Der dritte Teil behandelt mehr die praktischen Gesichtspunkte bei der Konstruktion der Schiffsmaschinen und deren Anordnung. Die jedem Teil beigefügten Angaben über Ausführungen, in Form von Skizzen, sowie die zahlreichen Tabellen, bieten sehr brauchbaren Anhalt für den Konstrukteur, ein Umstand, welcher das Werk besonders wertvoll macht, da in dieser Hinsicht in der Literatur noch sehr wenige Angaben im Zusammenhänge zu finden sind.    C. Z

Die Mitteilungen aus dem Gebiete des Seewesens (Pola) sagten über das Werk:

Das Werk bezweckt, eine Lücke in der deutschen technischen Literatur auszufüllen und ein Hilfsbuch für alle jene zu bilden, welche sich mit dem Entwürfe von Schiffsdampfmaschinen, insbesondere für Seedampfer zu beschäftigen haben. Unter Hinweglassung aller mit diesem Zweck nicht im Zusammenhänge stehenden Theorien wird sofort auf die moderne Schiffsmaschine eingegangen, wodurch bei gleichzeitigem Entfall der Wiedergabe veralteter Mechanismen und Konstruktionsteile der Umfang des Buches ein für dessen Gebrauch entsprechender bleibt, An Hand bewährter und typisch gewordener Ausführungen werden die beim Bau von Schiffsmaschinen zu beobachtenden Regeln aufgestellt und kann das vom Verfasser angestrebte Ziel, sich einer klaren und knappen Darstellung zu bedienen, als vollständig erreicht bezeichnet werden.

Ein alphabetisches Namen- und Sachregister erleichtert den Gebrauch des Buches, welches sicherlich sehr rasch am Arbeitstische der im Schiffsmaschinenbau beschäftigten Ingenieure seinen Platz finden wird, da es dem Maschinenkonstrukteur bezüglich der Wahl aller wichtigen Daten sichere und wertvolle Anhaltspunkte bietet, welche in dieser Vollständigkeit und Genauigkeit nicht leicht zu finden sind, sondern häufig erst mühevoll aus den spärlichen, dazu oft noch tendenziös gefärbten Beobachtungsberichten gesammelt werden müssen. —1—

ihre Theorie, Konstruktion und Betrieb. Von Hans Wagner, Ingenieur. Lex. 8°. Mit 150 Abbildungen im Text und einer Tafel. Gebunden Mk. 8.—.

Die Dampfturbinen,

Verfasser, dem Gelegenheit geboten war, zwei in ihren Grundprinzipien verwandte, in ihrer Durchführung jedoch durchaus verschiedene Turbinensysteme entwickeln zu helfen, hat sich zur Aufgabe gestellt, ein Werk über Dampfturbinen an die Öffentlichkeit zu bringen, dessen Inhalt sich hauptsächlich den Bedürfnissen der Praxis anpassen soll.

Im ersten Teil dieses Buches wurde die Theorie der Dampfturbinen möglichst vom elementaren Standpunkt aus behandelt, wobei außerdem nur die für den praktischen Konstrukteur erforderlichen Strömungsprobleme eingehende Berücksichtigung fanden. Von der Anwendung höherer Mathematik wurde soweit als tunlich Abstand genommen, wo sie sich aber als unbedingt notwendig erwies, in den Ableitungen möglichst ausführlich gestaltet, um dem Praktiker und angehenden Turbinenkonstrukteur, dem Rahmen des Werkes entsprechend, das Studium zu erleichtern. Der graphischen Darstellung' von Strömungserscheinungen in Düsen und Schaufeln, sowie in den einzelnen Turbinensystemen selbst wurde der Vorzug gegeben, da durch graphische Behandlung dem Praktiker der Einblick in das Wesen der verschiedenen Turbinenarten ganz wesentlich erleichtert wird.

Im zweiten Teil ist auf die bei der Konstruktion der Turbinendetails zu berücksichtigenden Gesichtspunkte näher eingegangen und sind die bei den einzelnen Systemen in großer Mannigfaltigkeit wiederkehrenden Konstruktionsteile der Wellenabdichtung, wie Stopfbüchsen, feste und bewegliche Dichtungen, Labyrinthdichtungen usw., einer kritischen Beleuchtung unterzogen worden.

An die darauf folgende Wiedergabe der in weiteren Kreisen interessierenden ausgeführten Turbinensysteme, deren Anzahl dank dem Entgegenkommen der fabrizierenden Firmen durch bisher noch unbekannte Systeme vergrößert werden konnte, schließen sich erläuternde Berechnungen verschiedener Turbinenkonstruktionen an, wobei speziell das von Herrn Professor Dr. Mollier in liebenswürdigster Weise überlassene Diagramm der Erzeugungswärme des Wasserdampfes benutzt wurde.

Im dritten Teil endlich ist dem Verhalten der Turbine im praktischen Betrieb möglichst eingehend Rechnung getragen und wurden besonders auch die große kommerzielle Vorteile aufweisenden Niederdruckturbinen (Turbinen mit atmosphärischem Druck) ausführlicher behandelt.

Einige Urteile der Fachpresse über „Wagner, Dampfturbinen“.

Technische Literatur (Hannover) sagte über das Werk:

Unter den in den letzten 2 Jahren erschienenen Büchern über Dampfturbinen bietet das vorliegende Werk neben dem grundlegenden Werk von Prof. Stodoła insofern das meiste Interesse, als der Verfasser die übliche Zusammenstellung der schier unübersehbar gewordenen Patentliteratur über Dampfturbinen nicht bringt, sondern den Fachmann in , einfacher und verständlicher Weise in die Grundprinzipien der Wirkungsweise der Dampfturbinen einführt.

Glückauf (Essen) schrieb:

Die theoretischen Erörterungen nehmen nur einen kleinen Teil ein, dagegen sind die beschreibende Kritik und die Versuche ausgeführter Anlagen sehr eingehend behandelt; deshalb bietet sich in diesem Werke besonders für den Betriebsbeamten ein beachtenswertes Hilfsmittel zur Beurteilung der Dampfturbinenfrage. Indessen dürfte auch der Konstrukteur manche Anregung aus dem Werke schöpfen können.    K.-V.

Elektrotechnische Zeitschrift (Berlin) :

Vorliegendes Buch beansprucht gegenüber manchen anderen Erscheinungen auf dem Gebiete der Dampfturbinen dadurch ein besonderes Interesse bei den Fachgenossen, daß es von einem in der Turbinenbaupraxis stehenden Ingenieur geschrieben ist.

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111-306636

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