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POLITECHNICZNE KRAKÓW

BIBLIOTEKA GŁÓWNA

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Biblioteka Politechniki Krakowskiej

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Die

Dampfmaschinen

unter hauptsächlichster Berücksichtigung kompletter Dampfanlagen sowie

marktfähiger Maschinen

Für Praxis und Schule bearbeitet von

Herm. Haeder

Civil-Ingénieur

Sechste neubearbeitete Auflage

I. BAND:

Berechnung und Details 1964 Figuren, 270 Tabellen und zahlreiche Beispiele.

Duisburg 1902

Selbstverlag von Herrn. Haeder, Duisburg Vertreter für Buchhändler: L. Schwann, Düsseldorf

Druck von L. Schwann in Düsseldorf.

Ratschläge aus den Kreisen der Fachgenossen betreffs Mitteilung von Unrichtigkeiten und Abänderungsvorschläge für Neuauflagen werden vom Verfasser stets dankbar entgegengenommen.

Nachdruck sowie Abdruck von einzelnen Abschnitten oder Tabellen ist ohne Einwilligung des Verfassers nicht gestattet. Ebenfalls wird das Recht der Uebersetzung in fremde Sprachen Vorbehalten.

Vorwort zur VI. Auflage-

unterscheidet sich wesentlich

Die vorliegende Ausgabe von den früheren Auflagen; seit dem ersten Erscheinen dieses Buches sind über 10 Jahre verflossen; das erstrebte Ziel: für den Bau der Dampfmaschinen Praxis und Theorie möglichst zu verschmelzen, dürfte mit der sechsten Auflage erreicht sein. Eine vollständige Neubearbeitung sowie die Erneuerung fast ³/₄ der Abbildungen war aber notwendig, um mit der jetzigen Gestalt des Buches die Erfahrungen des letzten Jahrzehntes zu verquicken. Wo irgend angängig, erschien das Einfügen von Beispielen zur besseren Orientierung und zur Vermeidung von Irrtümern geboten. Die Tabellen mussten ebenfalls in Uebereinstimmung mit den jetzt üblichen Ausführungen renommierter Fabriken gebracht und hierbei wohlfeile Herstellung, Verwendung möglichst einheitlicher Modelle u. s. w. berücksichtigt werden.

Erfreulicherweise haben auch die deutschen technischen Lehranstalten, mit wenig Ausnahmen, eine Verschmelzung von Theorie und Praxis als die gesundeste Ausbildungsweise unserer technischen Kräfte erkannt, wie der flotte Absatz dieses Buches und die gute Aufnahme an den Schulen erkennen lässt¹ Wie der Konstrukteur den Zweck der ganzen Maschine stets im Auge haben soll und neben den theoretischen Ermittelungen auf Leistung, Dampfverbrauch, Dampfverteilung u. s. w. das Nachrechnen der einzelnen Maschinenteile auf Festigkeit nicht unterlassen darf, so sollten sich auch die Studierenden der oberen Semester an praktisches Rechnen (mit Hülfstabellen und Rechenschieber) gewöhnen, damit der Unterricht im Dampfmaschinenbau nicht in mathematische Uebungen und Zahlenrechnen mit vielen Dezimalstellen ausartet und dadurch möglicherweise Konstruktion und Ausführung ungenügende Beachtung findet.¹)

Bewährtes soll man beibehalten, trotzdem bleibt noch vieles» welches die ganze Kraft der Ingenieure in Anspruch nimmt. Vorhandenen Stoff richtig verarbeiten lernen, ist wichtiger als immer nach neuen Konstruktionen suchen.

Die Erweiterung bezw. Neubearbeitung, deren Aufführung hier zu weit führen würde, erstreckt sich auf alle Abschnitte-

Notwendig erschien die Aufnahme einer Anzahl Konstruktionszeichnungen aus der Praxis in einem besonderen Band.

Gewichte und Preise fertiger Dampfmaschinen fanden Aufnahme, betr. Gewichte und Preise der einzelnen Teile wird auf das Buch „Haeder, Kalkulieren“ verwiesen.

Band JII „Steuerungen“ enthält ausser den Ausführungs-abbildungen und Tabellen für Ventilsteuerung auch Angaben über sonstige Steuerungen, doch erschien es zweckmässig, die Normalien der gebräuchlichsten Schiebersteuerungen, sowie die äusseren Steuerungsteile derselben im ersten Band aufzunehmen, damit dieser ein für sich abgeschlossenes Ganze bildet.

Für die reichlichen Unterstützungen, welche mir durch Ueber-Weisung von Stoff von seiten der Fabrikanten bezw. Fachgenossen zu teil wurden, sage ich an dieser Stelle meinen besten Dank mit der Bitte, mich durch Gedankenaustausch auch fernerhin zu unterstützen.

Duisburg, 1902.

Haeder.

Inhaltsverzeichnis nach Abschnitten.

Einleitung. Geschichtliches , Tabelle über die Fortschritte im Kohlenverbrauch ....

Abschnitt I.    Wirkungsweise der Eincylinder- und

Mehrfach-Expansionsmaschinen .    .    .

li.    Eigenschaften des Wasserdampfes .    .

III.    Das Dampfdiagramm.......

IV.    Eifektberechnung ........

V.    Der Dampfverbrauch .......

VI.    Gestänge- und Lager druck.....

VII.    Zapfendimensionen ........

VIII.    Festigkeitsrechnen......

IX.    Hauptanordnungen, Bauarten, Drehrichtung ...........

X.    Details der Dampfmaschinen ....

XI.    Kondensation..........

XII.    Die Massenwirkung in der Dampfmaschine ...........

XIII.    Verschiedene Maschinengattungen .    .    457—590

XIV.    Kohrleitungen

XV.    Verschiedene Normalien und Tabellen 605—620

XVI.    Lieferungsbedingungen, Kosten der Dampfanlagen

1—3

4—8

9 — 12 13-22 23—39 40—41 42-49

50-52

53—58

59-64

65-388

389—446

447—455

591-604

621—623

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■

A-v

" -    v.;:

Alphabetisches Sachregister.

Seite

Absperrventile, Montage der .    .    598

Achse, einfach gekröpfte, Berechn. 100 „ doppelt Anker u Ankerlöcher, Normalien 80

297 288

548

,, Platten,    ,

Anstellvorrichtung

Arbeitsverluste.....

Tab.......

Atmosphärische Maschine . Ausbalancieren der Gewichte

26

26

117

Balcke, Kaminkühler Bauarten, Horizontalmaschinen 62, 63 Benennungen der einzelnen Teile

Biegungsfestigkeit.....

Biegungsmomente, Werte der .    56

Brennstoffe, Ausnützung der .

Centralkondensation Corliss-Maschine .

Cremer’s Kolbenring

444

66

55

hinterer, Normalien . vorderer, Normalien . Dampfcylinderfuss

Anordnung der . JSormalien .... Dampfdiagramm .... Dreifach-Expans.-Masch. Eincylindermaschine Expansionskurve Kompoundmaschine Kompressionskurve Dampfhämmer .... Henckels, Reinecker . Kolben für ....

Dampfkanäle.....

Berechn, der

tO rc

196

196

212

13

19

14

13

1, 36

13

184

197

197

446

512

. .    167

Dampfanlagen, Preise der .    .

Dampfbetrieb, Kosten des

Dampfcylinder.......

Ausführungsformen

,, Dampfein- und Auslass

Ausrüstung der.....

Einzelheiten ......

für Dreif.-Expans.-Masch, Indikatornocken ....

Kolbenspiel im.....

Kondenshähne .....

Lauflänge und lichte Länge

mit Mantel......

Normalien ....    209,

Schmiervorrichtung der .

Schutzmantel.....

Wandstärke......

Dampfcylinderdeckel .    .

hinterer, Berechn.....

623

459

193

195

196

CO 00

504

206

193

207

193

213

210

214

206

Dampfmantel......

Ausführung der .    .    .

Dampfmenge für den Dampfersp. durch den, Tab Einfluss der Cylinderdimens des Füllungsgrades der Kolbengeschw. ,, Temperatur-

»7

K K “ 1~0 to to M CO CO CO O O O CO 00 00 00 Kl V W H

differenz

199

201

>»

Einzelheiten

Beisp.

Form .

"'fl CO 00 l-H 05

05 H h H (M rH T-i Ol <M Ol Ol CM

Nutzen des .... Rohrleitung für den . Dampfmaschine, Stehende Wahl des Systems der Wirkungsgrad, Tab. . Dampfturbinen .... Dampfverbrauch .... Dreif. Expans.-Masch. .

„ Tab.....

Eincylindermaschine

Tab. ... Fördermaschine . Kompoundmaschine . „ Tab. .    .

Drahtseile, Gewichte und Bruch belastung, Tab. .    .    .

Drehrichtung

197

205

540

457

28

579

40

499

41

467

40

t> *-< Ol I -O "fi

►f-

518

64

288

.    .    495

19

.    .    499

41

501

. 37, 497

38

39

509

550

.    .    501

61

.    .    499

.    .    420

54

539

23

38

39

30

23

34

28

.    462

14

40

468

30

464

463

540

547

.    .    469

54

38

Excenter

Ausführungsformen Berechnung der Heisslaufen der .

Normalien .... Querschnittsformen Excenterstangen, Berechn, der .

Normalien......

Expansionsapparate.....

Expansionskurve.....

Expansionsstellvorrichtung für stehende Maschinen .

Drehvorrichtung

Dampfdiagramm Dampfverbrauch Tab.

Details der .

Effektberechnung Beispiel Tab .

Gewichte u Preise, Tab. 495, 551 horizontale, ausgeführte, Tab. 502 Schiffsmaschine stehende . stehende, ausgeführte, Tab. .    551

Steuerung für .

Typ.....

V olumendiagramm Wirkungsweise der Drosselklappe, Tab. .

Druckdifferenz, Tab.

Druckfestigkeit

Dynamo, Dampfm. zum Antrieb von.........

Effektberechnung

Dreif.-Exp.-Masch .    .    .    38,    497

Beispiel Tab. .    .    .

Eincylindermaschine 28, 29, 466 „ Tab. . indizierte Leistung Kompoundmaschine . 31,32,475 Tab

Nutzleistung.....

Eincylinder-Da mpfmaschine Dampfdiagramm Dampfverbrauch ....    467

Tab

Details der Effektberechnung .    28, 29 466

„ lab Gewichte und Preise, Tab. .    465

Hauptmaasse Raumbedarf Schwungrad, Berechnung des 238 stehende ....

324

11,13

546

r estigkeitsrechnen .... Abscheerung .... Beanspruchung, zulässige,

Tab........

Biegung......

Biegungsmomente . Durchbiegung .    ,    .    .

Elasticitätsmodul, Tab. Festigkeitsmodul, ,, .

Torsion......

Trägheitsmoment, Tab. . Widerstandsmomente, Tab. Zerknickung, Tab.

Zug- und Druck

Förderhaspel......

Fördermaschinen.....

Fundament .......

Normalien.....

Fundamentanker.....

Normalien.....

Gasmotore .......

Gasgewinde, Tab.....

Gegenstromkondensator

53

54

54

55

56

58

54

53

55

56

56

55

54

438

617

525

516

526

524

525

519

524

517

424

366

367

27

80

297

Filter .    .    .

Flansche, Tab.

Gelenke

42

605

606

439

561

620

68

42

51

574

575

433

206

585

440

444

610

400

441

105

180

184

175

181

172

182

174

Schlitten......

für Walzenzugmaschine . Kolbengeschwindigkeit .

für Dreif -Expans -Maschine,

Tab...... .

für Eincyl.-Masch., Tab. .

,, Kompound.Masch., Tab

Kolbenringe ......

Abdichten der .... Berechnung der

Breite der.....

Cremer......

Klatschen der .... Normalien *    .    .    „

Schumann.....

mit radialen Spannfedern

38

166

174

167

166

Seite

169

167

167

187

180

187

188

162, 190

192

182

189

146

514

472

.    16, 36

477

41

4*0

34

474

472

CC Ol

548

549

483

60

13

391

392

31, 32, 475

389, 470

Nutzen der ....    419, 460

Oberflächen-. .    .

Schwagersche Strahl- ....

435

434

Seite

* 366

Normalien ....    368, 370

Gestängedruck ....

Gewinde, flaches, Tab. .

Schrauben-,

Gradierwerke, Dimensionen der .    440

Reisig .

Grafton-Maschine

Hanfseile, übertragbare PS. für ein Hauptdimensionen von Dampfmaschinen, Tab......

Druck ........

Hauptlager s. Kurbelwellenlager

Normalien......

Heissdampfmotore .

Heissluftmol ore ......

Hochdruckmaschinen .... Hornscher Kondensator

Indikatornocken......

Kaltdampfmaschine.....

Kaminkühler.......

Balcke.......

Keile, Torsions-, Tab. .... Klappenkolben für Luftpumpen,

Tab..........

Klein’sche Kühlung.....

Kolben.........

Befestigung auf der Stange . für Dampfhämmer

Führung der.....

Körper, Berechnung der 165, mit Schrauben, Tab. .

Mutter, Sicherung der .    .

Norm, von 75—350 Durchm.

„ 400—1000    „

27

466

33

168 168 167 170 175

Kolbenringe

Stärke der Selbstspanner Ueberlauf der .    .    *

Zirn.......

Kolbenstange .    .    «    .

Befestigung des Kolbens Berechnung der Conus der ....

Führung der.    .    .    .    175, 220

Normalien ....

Schmierung der .    .    .

Sicherung der Mutter Trapezgewinde, Tab.

Verbindung mit dem Kreuz köpf ......

Kolonialmaschine.....

Kompoundmaschine . Dampfdiagramm Dampfverbrauch Tab.

Details der . Effektberechnung Tab

Gewichte und Preise, Tab. Raumbedarf der Schiffsmaschine .... Schwungradberechnung . Stehende ....

,, Tab. .    .    .

Steuerung der .

Typ.....

Volumendiagramm . Wirkungsweise der Kompressionskurve . Kondensation ....

Central- .... Einspritzrohr .    .

Gegenstrom-Kraftbedarf der Niederschlagsraum ,, Normalien

434

Kondenshähne Nocken für

Kondensationsmaschine als Aus puffmaschine .... Anlassen der    ....

Konus, Wahl des    ....

207

207

417

417

611

Seite

140

Kreuzkopf

Berechnung .    .    .    .    141, 145

für kleine Masch. Normalien 151 ,, mittl. u. grössere Masch. Normalien

,, gegabelte Treibstange, Normalien.....

.    .    152

154

154

.    .    144

geschlossener Gleitschuhe ....    140, 162

Keilverbindung . Länge der Laufbahn Material des .

.    .    140

.    .    149

148

Nabe für die Keilverbindung 143 ,, den Bolzen Querhaupt, Tab. ....    156

für stehende Maschinen .    .    545

Verbindung mit den Gleitschuhen

Verbindung mit der Kolbenstange .

Kreuzkopf bolzen .

Befestigung* des Druck auf den .

Konstruktion des Normalien Schmierung der Kühlteiche, Kühlwerke Kühlwassermenge Kunstkreuz ....

Normalien

.    .    144

Kurbelwellenlager

Befestigung der Schrauben .

Deckel für......

Flächendruck zu gross .    .    85

Formgebung im Betrieb befindl. Masch. .    86

Konstruktion der Normalien .    .    .    94, 96, 162

Schmiernuten für .... Schmierung der .... mit Schraubenstellung Verstellbarkeit der .    .    84, 88

Walzenzugmaschine .    .    .    585

Warmlaufen der

88

89

!>S

84

90

89

98

85

146

157

.    .    157

42

...    158

42 161, 162

159

439 - 442 .    .    418

411

412

Kurbelwellenlager, Wasserkühlung 92 Weissguss für .

Kurbelzapfen.....

Bearbeitung der Befestigung der Berechnung der .    .    .    .    112

im Betrieb befindl.Maschinen,

Tab

86

112

.    .    114

.    .    113

113

42

Druck auf den .

Normalien .    .    . 52, 110, 162

Schmierung der Warmlaufen der

Lagerdruck.....

Einfluss des Riemenzuges .    48

,,    ,, Schwungrades .    44

608

115

112

44

Kurbel

108

. . 102

.    .    109

Berechnung der Nabe der Normalien Scheiben, Tab.

Kurbelwelle .    .

Ausführung der gekröpften .    104

die gerade ....

,,    ,, Lagerhals der

,,    ,, Schaft der

Lagerschalen, Tab. .

Leistung s. Effektberechnung. Lieferungsbedingungen . Lokomobile.....

621

568

110

569

119

100

Gewicht und Preise Kompound- ....

Luftpumpe.....

Anordnung der .

Ausführung der Dimensionen der .    4 23, 426

570

394

401

401

gebräuchliche .    425

. 424

Förderquantum der Grundsätze beim Entwurf .    416

yy

Normalien Schiffsmaschinen ....    506

107

Kurbelwellenlager s. auch Hauptlager

Ausbohren der ..... Ausführung .......

92

99

Horn......

Kolben der .    .    .

Kraftbedarf der mit Mönchskolben . Normalien .    .    .    .

Rohrquerschnitte für . stehende.....

407

398

.    423

.    405

414

des Rumpfes

87

Berechnung der

Ventile der nassen

Berechnung ,,    „

Bearbeitung der

87

Ventilhub. zulässiger . Ventilquerschnitte .

Seite

00 tC K) 00

00

co

to

435

81

215

59

527

156

60

79

77

76

78

69

.    447, 555

.    .    69, 80

Normalien 70

72

504

506

83

81

73

74

72

563

481

48t

479

299

303

299

350

318

304

302

309, 314, 315

.    .    •    324

312

313

310, 319

316

.    . 317

375

341

348

Riementrieb

48

591

596

.    .    599

. . 601

oc cf

.    .    519

278, 620

Massen Wirkung Massendruck, Werte des Mehrfach-Expans.-Maschinen .

Vorteile der.....

Metallstopfbüchse, Tab.

Meyer-Steuerung.....

Mönchskolben für Luftpumpen

Niederschlagsraum

Niederdruckmaschine

Oberflächenkondensation

Theysensche .... Oelbremse zum Regulator .

Oelfang........

Oelverbrauch der Dampfmaschine

Parallelmaschine......

Pumpen, Dampfmasch. zum Antrieb von.......

Querhaupt, Tab,

Radialmaschine.....

Rahmen, Ankernocken für

Flansch der .....

Form der.....

Fuss der, Normalien . Einzelheiten für für kleine Masch. .

,, mittl. u. grössere Masch ,, Dreif.-Expans.-Masch.

,, schwere Maschinen, Norm. 490 ,, stehende Maschinen 540, 542 ,, Schiflsmaschinen . haibaufliegender, Normalien

Oelfang für......

mit Rundführung ....

Normalien

Uform, Tab, Raworthmaschine Receiver

Ausführung der .    .    .

Grösse der.....

Regulatoren......

Arbeitsvermögen der . Astasie der.....

Angriff d., auf Rider-Steurung

Beyer, Tab.......

Eigenreibung der, Tab. .    .

Energie der .

Hartung, Tab. . indirekt wirkende

Seite

Regulatoren, Oelbremse für .    .    322

Proeil, Tab. ,

Rost, Tab Steinie, Tab.

Tolle, Tab.

Trenck, Tab. Unempfindlichkeitsgrad der. 300 Ungleichförmigkeitsgrad der 299 Verstellungskraft der .

Vierpendel-, Tab .    .

Wahl der Grösse von ,, des Systems der . Regulatorgestänge für Rider-Steuerung, Normalien.....

Regulierapparat Hartung .    .    .    323

Rider-Steuerung

Angriff des Regulators auf .    350

Normalien......

Schieberstangenführung u.Re-

gulatorantrieb für, Norm. 356 276, 619

Riemenzug. Einfluss des — auf den Lagerdruck.....

Rohrleitung

Ausdehnung Bestimmung d. Durchm Tab. 591 Entwässerung Flanschenverbindung .    .    .    593

Kompensationsrohre für .    .    596

kurze horizontale .

Montage der

600

Wasserableiter . Wasserabscheider . Wassersäcke in der

Rotationsmaschinen . Rottmann-Steuerung .    .

Seilgewichtsausgleichung Seiltrieb .....

Spannungskoeffizient, Tab. Speisepumpe .... Berechnung der Normalien .    .    .

Stehende Maschine .

24

386

.    .    385

.    .    385

. 59, 540

Seite

Schädlicher Raum, Erklärung des 25 „    „ Tab,

25

Schaltwerk .... mit Dampfbetrieb doppeltwirkend . einfachwirkend . mit Schnecke Schieber, einfacher .

288

Schmierung der Kurbel zapfen

,,    ,, Kurbelwellenlager

Seite

115

89

Schnellläufer

553

561

563

559

564

560 607 616 616 298 206

,, Befestigung des .    .    206

Schutzstange, Normalien .

Schwinge.......

Schwungenergie .....

Schwungrad......

Arme .    .....

Ausbohren der Nabe .

graph. Berechn, des Gewichtes 235 graph. Berechn, f. Eincyl.-M. 238 ,,    ,, Komp.- ,,

,, „Tandem- ,,

,, „Zwillings- „ Bestimmung des Schwerpunkt-

durchm.......

Centrifugal kraft.....

Fliehkraft d Stossverbmdung 263 Form und Grösse des Kranzquerschnittes . . . 252, grosse schwere . grössere, 'Normalien A Kranzverbindung . . 255, 259 Berechn, d. 260 Normalien 284 . 281 .    .    285

Grafton.......

Raworth .......

Tosi ........

Westinghouse . Schnellläufer, Willans . Schraubensicherung, Tab. . Schrauben, Zahl u. Stärke, Tab Schraubenentfernung, nötige ,.

Schutzgeländer......

Schutzmantel......

o łJ- OC 00

diagramm .

Schiebergestänge .

Schieberkasten

angeschraubter ,

Berechnung der für einf, Steuerung, Norm. .    231

für Doppelschiebersteuerung 232 Grösse der

Schieberkastendeckel Berechnung . Normalien . Schrauben

Schieberrahmen, Tab. Schieberspiegel

Ausführung des

„    falsche

,,    richtige

Schieberstangen, Normal Schieberstangenführung Normalien .    .

mit Regulatorantrieb

Schiebersteuerung Doppel- * einfache .

Meyer

Normalien

Normalien .

.    229,

298

353

231

280

. 228 229, 230

235

261

232

229

338

377

363

364

. 355 .    356

. 325

332

326

.    330

332

334, 336

341

Rider .....

,, Normalien .

Schiffskopf, Tab. .

Schiffsmaschine

Dreif.-Expans - .

Kompound- für Rad(

. 348

136

. 505 .    509

274

273

243

246

240

252

253

275 .    . 271

. 282

mr

506

506

506

. 508 .    507

90

103, 544 .    .    192

.    159

Stellvorrichtung, Meyersche Steuerung ....

Meyersche Normalien Steuerungen ....

Diagramme . für Dreif.-Exp.-Masch.

338

340, 341

325

328, 346 .    .    501

Seite

483

,, Kompoundmaschinen Meyer-......

CO CO

341

348

513

Rider

Steuerungen für stehende Masch ,, Tandem-

492

457

609

535

226

224

225

224

224

225

486

486

492

60

492

235

559

55

247

56, 57

618

618

189

120

120

121

120

122

.    122, 125

.    124, 126

Normalien .    .

138

136

127

129

129

Seite

... 579

»>

.    .    571

300

299

395

613

477

499

478

492

527

533

538

-538

552

85

112

247, 251

Wärmemotor, Diesel

578

438

12

überhitzter .    .    .    .

Wasserkühlung Hauptlager . ,,    künstliche .

92

Steuerungen f. Eincylinder-Masch ,, Fördermaschinen .

Stirnzapfen, Tab. . Stopfbüchsen Stopfbüchsbrillen . Stopfbüchspackung Howaldt Metall- . Weichpackung Ziegler

Tandemmaschine, Details der Effektberechnung der . graph.Schwungradberechnung 246 Steuerung der ....

Typ einer .... Volumendiagramm der Wirkungsweise der Tangentialdruckdiagramm . Tosimaschine ..... Torsionsfestigkeit .... Tourenschwankung Trägheitsmoment, Tab. .

Transmissionen ....

gebräuchl. Wellendurchm Trapezgewinde, Tab.

Treibstange .....

Berechnung der .

Form der.....

Sicherheitsgrad der, Tab

Treibstangenkopf . Berechnung . gegabelt .    .    .

mit Kappe, Tab. .    .    .

Konstruktionseinzelheiten mit Kugellager .... Nachstellung der Lager . Normalien .    .    131, 132, 134

Turbinen-, Dampf- .

Ueberhitzter Dampf . Unempfindlichkeitsgrad des Regulators .........

Ungleichförmigkeitsgrad des Regulators .........

Ungleichförmigkeitsgr. d. Schwungrades

Ventile der nassen Luftpumpe Ventilkegel, Tab. Volumendiagramme .

für Dreif Exp -Masch. .

,, Kompound- ,,

,, Tandem-Walzenzugmaschine .

Details der .... Walzwerke, Leistung der Gewichte und Preise .

Wanddampfmaschine Warmlaufen der Hauptlager ,, Kurbelzapfen

Wasser, Reinigen von Oel

Wasserdampf.....

Bezeichnung der Nässe Eigenschaften des .

Gesamtwärme u. Temperatur 12,418 gesättigter Gewicht von

9, 571

Weiss, Kondensation Weissguss für Lager Westinghouse-Maschine . Widerstandsmomente, Tab. Willans-Maschine . Woolfsche Maschine .

Steuerung der

Zerknickungsfestigkeit, Tab. Zschocke, Kühlwerke

Zugfestigkeit.....

Zwillingsmaschine .... Achse für, Tab .    .

439

433

86

564

56, 57

560

60, 493

494

55

442

54

471

GO

31

41

70

71

75

82

100

142

169

169

266

274

306

307

346

349

384

417

466

474

557

557

558

Vor dem Gebrauch

wolle man folgende Berichtigungen eintragen.

Zeile

statt

setze

Gleich. 12 e

w"

Tourenzahl

0,6 -Z

560; 630, 700, 750

A'=-(l + sÄ)- —

¹    p

Kolbenhub 0,6-h 570, 645, 685, 695

-s'

Tab. 31

in Fig. 136—140 Tab. 48 Ruhr. k 2 von unten

Tab. 53 für Maass g = 180, 210, 240, 270, 300, 330, 360, 390, 425.

Gleich. 56 Mt nicht = Null, aber so klein, dass wir es im allgemeinen vernachlässigen können.

Gleich. 124

8    von unten

9    von unten Gleich. 240 Gleich. 271

unten

15 von oben

Gleich. 298

151

162

Mb=

0.62-/>•(£+!) * = 0,62 .*.(£+|)

0,2-d*

111000-a³

2,5-s

a meist 60° g — 981 cm

0,15* c/⁴

no’ooo-c³

besser 3-s streichen a meist 120° g = 9,81 Mtr./Stk ²

\/ r*

Ordinate (/) vom Kurhelkreis

Ordinate (/) vom Relativschieberkreis

Tab. 156. Buchstaben s und sx vertauschen.

16 v. unten

2 von oben setze : Centrifugalpumpe oder Rotationspumpe.

Fig 1213

(321a)

(321 b)

10 von unten 2 von oben 4 „

16    „    unten

6    „    oben

Weite

Werte

77

2000

Sek./Mtr.²

1200

Mtr./Sek.²

7?

77

Einleitung.

Die Kenntnis von der bewegenden Kraft des Dampfes ist schon sehr alt, jedoch wurde erst im Jahre 1695 von Dionys Papin das Modell einer Dampfmaschine ausgefübrt, auf der Idee beruhend, dass man Wasserdampf durch kalte3 Wasser verdichten und dadurch einen luftleeren Raum hervorbringen kann. 1699 wandte Savery dieses Princip zur Hebung von Wasser an, und im Jahre 1705 wurde Newcomen die erste eigentliche Dampfmaschine konstruiert. Eine dieser älteren zur Wasserhebung dienenden Dampfmaschinen (atmosphärische Maschine genannt) ist in Fig. 1 dargestellt, und bedeutet: a Dampfcylinder, b Dampfkolben, c Dampferzeuger, d Hahn für den Übertritt des Dampfes vom Kessel nach dem Cylinder, e Wasserreservoir,

/ Hahn für das Kühlwasser, g eine Klappe, welche denEin-tritt der atmosphärischen Luft in den Cylinder verhindert,

h Balancier, zurÜbertragung der Bewegung auf i Pumpengestänge.

Die Wirkung der Maschine

ist nun folgende :

In der gezeichneten Stellung der Maschine hat das Gewicht • des Pumpengestänges i den Kolben b in die höchste Lage gebracht, gleichzeitig ist das Cylindervolumen durch den Hahn d mit Dampf von der Elasticität der atmosphärischen Luft gefüllt und der Hahn wieder geschlossen worden; öffnet man nun den Hahn f, so wird durch Einspritzen kalten Wassers der Dampf verdichtet und ein luftleerer Raum gebildet. Der äussere Luftdruck drückt sodann den Kolben herunter und wird dieses Spiel durch abwechselndes Öffnen und Schliessen der Hähne ^'und f in regelmässigem Betrieb unterhalten.

H ae d e r, Dampfmaschinen.

von

m

failli

Me

P:

Bn

i ; '

■..yVr

mc

ÉÉI

Fig. 1. Atmosphärische Maschine.

Durch James Watt wurden viele Verbesserungen an der Maschine vorgenommen, unter anderem wurde das Öffnen und Schliessen der Hähne auf mechanischem Wege und nicht mehr mit Menschenhand bewirkt. Ferner ordnete Watt zum Verdichten des Dampfes einen besonderen Kondensator an und erzeugte den Druck auf den Kolben nicht mehr durch atmosphärische Luft, sondern durch die Spannkraft des Dampfes.

So baute Watt die erste für verschiedene Zwecke geeignete Dampfmaschine im Jahre 1768.

Die Wattsche Niederdruckmaschine, als Balanciermaschine ausgeführt, arbeitete mit 1,3 Atm. Dampfdruck und gebrauchte etwa 4 kg Kohlen pro Pferdekraft und Stunde.

Diesen Niederdruckmaschinen, welche ausschliesslich mit Kondensation arbeiteten, folgten dieHochdruckdampfmaschineiD zu deren Konstruktion schon Watt die Idee fasste und bei welcher 3 bis 4 Atmosphären Dampfdruck zur Wirkung kamen.

Die erste dieser Hochdruckdampfmaschinen wurde 1801 von dem Amerikaner Evans und 1802 solche von den Engländern Trevethik und Vivian ausgeführt.

Die Erkenntnis, dass die Erzeugung hochgespannter Dämpfe in Bezug auf Brennmaterialverbrauch viel vorteilhafter ist, als die Erzeugung niedrig gespannter, führte dazu, die Niederdruckmaschine ganz zu verlassen, Dampf von 4 bis 6 Atm. zu verwenden und Kondensation unter besonders dazu geeigneten Verhältnissen anzubringen.

Die Wirkung der Hochdruckdampfmasdiinen ist (bei gleichem Kohlen-aufwande) viel vorteilhafter, wenn der Dampf durch Expansion wirkt, d. h. wenn der Dampfeintritt in einem Augenblick abgeschlossen wird, in welchem der Kolben erst einen Teil seines Weges durchlaufen hat und durch die Expansionskraft des Dampfes noch bis ans Ende seines Hubes gedrückt wird. Man fand jedoch, dass bei zu weit getriebener Expansion eine verhältnismässig starke Abkühlung am auspuffenden Cylinderende eintritt, durch welche eine teilweise Kondensation des Eintrittsdampfes hervorgerufen wird ; ausserdem sind schwere Schwungräder nötig, um den bedeutenden Druckwechsel durch hohe Expansion zu regeln, welches wiederum einen Verlust an Nutzarbeit bedingt.

Im Jahre 1776 konstruierte der Engländer Hornblower eine Wasserhaltungsmaschine mit zwei ungleich grossen Cylindern, bei

welcher der Frischdampf zuerst mit seinem vollen Drucke und auch teilweiser Expansion im Cylinder von kleinerem Durchmesser zur Wirkung kommt, darnach in den grossen Cylinder eintritt und hier noch den Best seines Effektes abgiebt. Die Hornbloversehe Maschine war einfach wirkend, sehr kompliziert und wurde von der eincylindrigen Exjmnsions-maschine wieder verdrängt.

Arthur Woolf baute im Jahre 1804 die erste Zweicylinder-Hoch-druckmaschine mit Kondensation nebst einem Wasserröhrenkessel und Hess sich darauf ein englisches Patent geben.

Die Woolfsche Maschine übertraf die Hornblowersche durch Einfachheit in der Konstruktion und dadurch, dass dieselbe doppeltwirkend war, dass also der Dampf auf beiden Seiten abwechselnd zur Wirkung kam.

Allgemein wurde die Woolfsehe Maschine jedoch erst verbreitet, als man imstande war, Dampfkessel für hohen Druck herzustellen und auch die Maschinen vollkommener auszuführen.

Durch John Edler und M. Roentgen wurde in den 50 er Jahren die Zweicylindermaschine wesentlich verbessert und diese neue Konstruktion mit dem Namen „Kompound** bezeichnet.

Bei der Kompoundmaschine sind die 2 Kurbeln (meistens um 90°) versetzt. Der Gang der Maschine wird dadurch viel gleichmässiger, da die Kolben nicht zu gleicher Zeit in den toten Punkt treten. Hauptsächlich im Schiffsmaschinenbau fand die Kompoundmaschine viel Verwendung, wird jedoch dort in d*r Neuzeit von der Dreifach-Expansionsmaschine verdrängt. Letztere gestattet die vorteilhafteste Ausnutzung des Dampfes von 9 bis 12 Atm., indem der Frischdampf erst in den Hochdruck-cylinder tritt, dort expandiert und dann unter teilweiser Expansion den Mitteldruckcylinder füllt, von da aus in den Nieder-druckcylinder geleitet wird und dann ins Freie oder in den Kondensator geht.

Nachstehende Tabelle zeigt die Fortschritte in der Ausnützung der Brennstoffe seit Erfindung der Dampfmaschinen. Die Zahlen geben den Kohlenverbrauch in Kilogramm pro Pferde kraft und Stunde.

Atmo

sphärische

Maschine

Savery i. J. 1700

Nieder

druck

maschine

Watt

1768

Hoch

druck

maschine

Evans

1801

Zwei

cylinder

maschine

Woolf

1804

Kom

pound

maschine

Edler

1850

Dreifach-

Expansions

maschine

1870

1901

14

0,8

0,6

Obgleich jetzt augenscheinlich die Dampfanlagen auf einer hohen Stufe der Vollkommenheit stehen, so wird bei den besten Einrichtungen doch nur etwa 15 °/₀ der in den Brennstoffen enthaltenen theoretischen Heizkraft verwertet.

Abschnitt L

Wirkungsweise der Eincylinder-Dampfmaschine.

Die Wirkungsweise einer modernen Hochdruckdampfmaschine in einfachster Ausführung kann man sich an der schematischen Zeichnung Fig. 2 (Seite 5) klar machen.

Der vom Kessel kommende Dampf tritt durch das Frischdampfrohr s in den hinteren Kaum des Dampfcylinders A und drückt den Dampfkolben K vorwärts. Der Kolben schiebt den Kreuz köpf C und dieser die Treibstange D. Der Kopf der Treibstange greift an dem Kurbelarm E an und bewirkt somit eine Drehung der Kurbelwelle G.

Während dieser Zeit entweicht der Dampf auf der vorderen Seite nach dem Auspuffrohr a.

Dieses abwechselnde Spiel des Dampfein- und -Austrittes

reguliert der Schieber g, wie später unter „Steuerungen“ näher erläutert wird.

Der Schieber g erhält vom Excenter q seine hin- und hergehende Bewegung.

Die Umdrehungsgeschwindigkeit der Maschine wird durch den Regulator R geregelt, indem dieser bei höherer Tourenzahl steigt, und durch die Drosselklappe den Querschnitt des Frischdampfrohres verengt, und umgekehrt, bei geringerer Tourenzahl sinkt und den Querschnitt des Frischdampfrohres ganz öffnet.

Diese Kegulierung mittelst Drosselklappe wird jetzt nur noch bei ganz kleinen Maschinen ausgeführt; man wendet jetzt Expansionsschieber-Steuerungen an, wie in Fig. 131 (Seite 67) gezeigt, und im Kapitel „Steuerungen“ näher erklärt.

Das Schwungrad H hilft der Maschine über die toten Punkte hinweg, ohne Schwungrad würde die Mäschine stehen bleiben, sobald die Kurbel horizontal (also im toten Punkte) sich befindet.

Die Kraftentnahme geschieht fast immer direkt vom Schwungrad aus, eine besondere Kiemenscheibe (wie in Fig. 2 mit P bezeichnet) ist meistens nicht vorhanden.

vorn

/y

ff :

Q-i.//

as

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ceG

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K,

ff

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JrT

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=æ|

I : = : O f ™ Jjf

■s

Fig. 2. Maschine mit einfachem Muschelschieber und Drosselklappe.

q Excenter, r Regulatorgestänge, s Dampfzuleitungsrohr, t Umhüllung, n Kondenshähne, v Hebel zum öffnen derselben.

d vorderer Cylinder decke], e hinterer CylinderdeckeJ, f Schieberkasten, g Schieber, i Schieberstange, tn Gelenk, o Excenterstange,

H Schwungrad,

K Dampfkolben, i» Kolbenstange,

P Riemenscheibe z. Antrieb, Jt Regulator, a Ausputfrohr b Kreuzkopfbolzen,

IS

c/)

£■

cp

hinten

A Dampfcylinder, Ti Rahmen,

C Kreuzkopf,

2> Treibstange,

F Kurbelarm.

F Kurbelzapfen,

G Kurbelwelle,

Wirkungsweise der 2fach-Expansionsmaschine.

Der Frischdampf tritt zuerst in den Hochdruckeylinder, expandiert dort, strömt durch den Eeceiver (Aufnehmer) in den Niederdruckcylinder, hier nochmals expandierend. Sodann entweicht er als Abdampf ins Freie (Auspuffmaschine) oder in den Kondensator (Kondensationsmaschine).

Man unterscheidet in der Hauptsache zwei Arten :

1. Die Tandem-Maschine

Berechnung der indizierten Leistung.

Dampfdiagramm der Normalleistung für Kompoundmaschinen.

Hauptlager.

Die Bohrung der Rundführung

Besondere Sorgfalt verdient die Konstruktion des Kurbelwellenlagers.

Oie Schmierung der Kurbelzapfen gekröpfter Wellen.

Umwandlung des runden Querschnittes in den rechteckigen. Tabelle 67. Nach Fig. 380—381.

Tabelle 72. Offener Treibstangenkopf mit Kappe.

Die Konizität {Fig. 547) betrage c = V25 h s- Seit

Breite des Kolbenringes.

Die Schmierung der Kolbenstange.

Tabelle 95. Kondenshähne.

Stopfbiichsbrillen.

Schwungräder für Kompoundmaschinen.

= 2-z-e . .

Schwungenergie.

Astasie der Regulatoren.

Tabelle 139. Beyer*s Federregulator. Fig. 1092—109

Stellvorrichtung für Meyersche Steuerung.

Aeussere Steuerungsteile der Schiebersteuerungen.

fu den Reibungskoeffizienten.

Die wesentlichen Teile einer Kondensation sind:

4. Konstruktive Grundsätze

q = 2/8-0,6v/j-g (A, 1-5 _ h \fi)-b-i — 2/s-0,6 n/19,6 (V’b — Aal.5) 1,23-0,042

3 14 5 6 17 8 | 1« 12 I 14

Kondensation.

^ Ljii i PL

Tabelle 222. Kompound-Schiffsmaschinen für Schraubendampfer

für Reversiermäschinen.

Bei der Cylinderstopfbüchse ist der

j !j|

Montage der Absperrventile.

Tabelle 267. Zahl und Stärke der Schrauben*)

■0,040 0 ^

¹

vergl. ^Konstruieren und Rechnen, II. Aufl.“

1. Die Tandem-Maschine

(einkurblige 2 fach-Expansionsmaschine).

Die beiden Dampfcylinder

gife)!......]t|    j>- - liegen nicht, wie bei der Kom-

Fi?. 3.

poundmaschine, nebeneinander, sondern hintereinander, wie in Fig. 3 im Grundriss angedeutet.

Wie au^ Fig, 4 ersichtlich, tritt der Dampf der vorderen Hochdruckcylinderseite auf die hintere Niederdruckcylinder-seite.

Fig. 4.

-P

ffj

/ w

Fig. 5.

H Hochdruck, N Niederdruck, v vorn, h hinten.

2. Die Kompound-Maschine

(2 kurblig) mit nebeneinander liegenden Cylindem.

,r

-ÖS

Fig. 6. Bauart.

Schematische Darstellung der Wirkungsweise.

TM

u.

Fig. 7—10. Kompound mit Aufnehmer (Receiver).

j Die Ebenen der JL Achsen sind umgeklappt, und hat man sich die gezeichneten zwei Achsen als eine sol che zu denken.

Wirkungsweise der 3fach-Expansionsmaschine.

Der Dampf arbeitet hier nacheinander in drei ungleich grossen Cylindern. Der Frischdampf tritt zunächst in den Hochdruckcy linder * expandiert dort unter gleichzeitiger Verrichtung von Arbeit und strömt durch den Aufnehmer I in den nächstgrösseren Mitteldruckcylinder. Von diesem gelangt dann der Dampf durch Aufnehmer II in den grössten, den Niederdruck-cylinder, ebenfalls Arbeit verrichtend, von welchem er in den Kondensator tritt. Als Auspuffmaschine findet dieses System fast nie Verwendung.

Im grossen ganzen kennt man zwei Bauarten :

I. Dreifach-Expansionsmaschine. (3 kurblig.)

Hochdruck

Öl-

Fig. 11.

■fr

j-

Mitteldruck

■Cr

Niederdruck

Schematische Darstellung der Wirkungsweise.

Statt der gezeichneten 3 Achsen hat man sich eine solche zu denken

EpS

,'j Tipfr pprnii

Fig.^12—15. Dreifach-Expansion mit 2 Aufnehmern.

2. Tandem-Dreifach-Expansionsmaschine. (2kurbi.)

Hoch- und Mitteldruckcylinder hintereinander angeordnet auf eine Kurbel wirkend, Niederdruck -cylinder auf eine zweite Kurbel arbeitend. Für liegende Maschinen beliebte Bauart.

ÖM=j

-ffi

Fig. 16.

Schematische Darstellung der Wirkungsweise.

AP-

7t"f

KN

-4 -4-^4

-    ---1- -O—9---*• -O-T —

''f'

Fig. 17-20. Tandem-Dreifach-Expansion mit 2 Aufnehmern.

Statt der gezeichneten 2 Achsen hat man sich eine solche zu denken.

Die beiden Kurbeln sind (meist unter 90°) gegeneinander

versetzt.

Der Vorteil der Mehrfach-Expansionsmaschinen.

Mit der Anwendung der mehrstufigen Expansion sucht man den Dampfverbrauch herabzumindern durch Anwendung hoher Expansionsgrade. Die wirksame Druckdifferenz auf dem Dampfkolben ist bei der Mehrfach-Expansionsdampfmaschine nicht so starken Schwankungen unterworfen als bei der Eincylinder-dampfmaschine.

Ein weiterer Vorteil ist der geringere Druckunterschied in den Cylindern, hierdurch kleineres Temperaturgefälle (weniger Dampfverluste durch Niederschlagen an den Cylinderwandungen), bequemeres Dichthalten der Stopfbüchsen u. s. w.

Abschnitt II.

Eigenschaften des Wasserdampfes. *>

Wärmeeinheit (Kalorie) ist diejenige Wärmemenge,"welche nötig ist, nm 1 kg Wasser von 0° Cels. Temperatur auf 1 ⁰ zu erhöhen.

Die Siedetemperatur des Wassers steht im engsten Zusammenhang mit dem auf der Oberfläche lastenden Drucke ; bei atmosphärischem Drucke (1,033 kg pro Quadratcentimeter) ist die Siedetemperatur 100°, bei höherem Drucke mehr.

Gesättigter Dampf ist solcher, welcher für eine bestimmte Temperatur die grösste Dichte besitzt.

Ueberhitzter Dampf entsteht durch weitere Wärmezufuhr zum gesättigten Dampfe, während der Dampf mit der Wasseroberfläche nicht mehr in Berührung ist. Derselbe hat bei gleicher Spannung höhere Temperatur als letzterer.

Nasser Dampf ist ein Gemenge von Wasser und gesättigtem Dampfe gleicher Temperatur, wie er durch forcierten Betrieb, ungeeignete Konstruktion der Kessel und ungeeigneter Beschaffenheit des Kesselwassers entsteht. Auch das Kondens-wasser in der Bohrleitung kann sich mit dem Dampf mischen.

Tabelle 2. Bezeichnung der Nässe des Dampfes.

Mitgerissenes Wasser Bezeichnung.    .    .    .

v,

IV.

trocken

ziemlich

nass

nass

sehr

nass

8°/o

über

nass

Der gesättigte Wasserdampf.

(Den gesättigten Wasserdampf nennt man trockenen Dampf, wenn er mechanisch mitgerissenes Wasser nicht oder höchstens V₂ °/₀ enthält.)

Die Gesamtwärme des Wasserdampfes giebt die Anzahl der Wärmeeinheiten an, die zur Bildung von 1 kg Dampf aas Wasser von 0° bei bestimmter Spannung benötigt sind; sie setzt sich zusammen aus :

Flüssigkeitswärme, d. i. die zur Temperaturerhöhung der Flüssigkeit von 0° auf die Siedetemperatur aufgewendete Wärmemenge und aus der Verdampfungswärme, latenten oder gebundenen Wärme, die zur Dampfbildung aus der Flüssigkeit von der Siedetemperatur verwendet wurde.

*) Die physikalischen Gesetze des Wasserdampfes findet man in der einschlägigen Litteratur, „Mechanik der Gase und Dämpfe“ etc., ausführlich behandelt.

Die Verdampfungswärme zerfällt in:

Aeussere Verdampfungswärme, die znm Ueberwinden des äusseren Widerstandes beim Uebergehen in Gasform nötige, und die innere Verdampfungswärme, die zum Bestände des gasförmigen Zustandes nötige Wärmemenge (der Unterschied zwischen Verdampfungswärme und äusserer Verdampfungswärme).

Der Dampfdruck wird ausgedrückt durch:

Atmosphären absolut oder durch Atmosphären Ueberdruck. Erstere werden vom absoluten Vakuum gezählt»

-----    .    Ätm

Fig. 21.

* 3.

ffig. 22.

letztere vom Drucke der Atmosphäre, und ist die Zahl der Atmosphären Ueberdruck um 1 (dem Druck der Luft) kleiner als die Zahl der absoluten Atmosphären. Manometer geben die Drücke in Atmosphä-ren-Ueberdruck an.

PUTU4.

■ i i ; : ! r

7 hi

Ueber das Verhalten des Dampfes bei Span-nungs-Aenderungen giebt das Mariotte’sche Gesetz Aufschluss, welches lautet :

Fig. 2S.

--- 6Alm.abs.

2--

-v>-

„Die Dichtigkeit einer und derselben Dampfmenge ist gleich der Spannung derselben, oder die Volumen einer und derselben Dampfmenge verhalten sich umgekehrt wie deren Spannungen.“

Wird demnach eine gewisse Dampfmenge auf die Hälfte ihres ursprünglichen Volumens zusammengepresst, ihre Dichtigkeit also auch doppelt so gross, so ergiebt sich die Spannung als die doppelte der anfänglichen.

Denken wir uns z. B. nach Fig. 21 hinter dem gezeichneten Kolben in der Entfernung a vom Cylinderdeckel Dampf von 6 Atm. abs. dampfdicht eingeschlossen, denken wir uns dann ferner den Kolben um das Stück a fortbewegt, so wird in der in Fig. 22 gezeichneten Stellung die Dampfspannung auf 3 Atm. gefallen sein, da das Volumen des Dampfes sich verdoppelt, demnach nach oben. erwähntem Grundsatz die Dampfspannung auf die Hälfte sinken müsste.

Je weiter der Kolben fortbewegt wird, desto mehr sinkt die Dampfspannung, wie an dem Schema (Fig. 23) ersichtlich ist.

Die Kurve in Fig. 23 heisst die Expansionskurve; dieselbe entsteht , wenn man auf eine horizontale Linie (die sogenannte Nulllinie) die den jeweiligen Kolbenstellungen entsprechenden Spannungen vertikal aufträgt. Man wählt zu diesem Zwecke einen beliebigen Maassstab, indem für 1 Atm. ein beliebiges Höhenmaass (in Fig. 23 z B 5 mm = 1 Atm.) angenommen wird.

Man muss also, um die abs. Spannung aus dem Ueberdruck zu erhalten, 1 Atm. zuzählen, und umgekehrt erhält man durch Abziehen l Atm. von der abs. Spannung die Spannung in Atm. Ueberdruck.

Wir haben auf Seite 10 gesehen, wie sich die Spannung des Dampfes mit dem Volumen ändert. Wir haben gesehen, dass z. B. eine gewisse Dampfmenge von 6 Atm. abs. auf 3 Atm. abs. fällt, sobald das die Dampfmenge einschliessende Volumen auf das Doppelte vergrössert wird.

wenn

Maschine arbeitet, bekannt ist.

Wir wollen vorläufig den Einfluss des schädlichen Baumes

Umgekehrt natürlich steigt der Druck auf 6 Atm. abs., sobald wir Dampf von 3 Atm. abs. auf das Halbe des ursprünglichen Volumens zusammenpressen. (Das Zusammenpressen von Dampf findet statt bei der Kompression.) Man ist also imstande, für jede beliebige Kolbenstellung den Dampfdruck zu berechnen, der Füllungsgrad und der Dampfdruck, mit welchem die

ausser acht lassen.

Beispiel. Eine Maschine arbeitet mit 6 Atm. abs. und Va Füllung. Wie gross ist die Spannung des Dampfes am Ende des Kolbenhubes? (Der Kolbenhub wird bei derartigen Rechnungen immer =1 gesetzt.) Wir haben hier Anfangsvolumen = Va >

Endvolumen = 1,

also Endspannung = f =3 Atm. abs. oder 2 Atm. Ueberdruck.

Der Dampf expandiert demnach bis auf 8 Atm. abs. oder 2 Atm. über dem äusseren Luftdruck.

Wir erkennen daraus schon, welchen wichtigen Faktor die Endspannung spielt, denn je höher die Dampfspannung ist, mit welcher der Dampf austritt, desto ungünstiger ist der Dampfverbrauch der Maschine, weii dann die Dampfspannung unvollständiger ausgenützt ist.

Bei der Maschine im obigen Beispiel geht die ganze Arbeitskraft des Dampfes von 2 Atm. verloren, ganz gleichgültig, ob der Dampf ins Freie oder in den Kondensator strömt.

der Spannung „ Temperatur „ Gesamlwärme „ dem Gewicht

Im Dampfmaschinenbau haben wir zu rechnen mit: des Dampfes in Atm. abs.,

„ Grad Cels.,

„ Kalorien,

„ kg pro cbm.

Die Werte der nachstehenden Tabellen 3 und 4 sind für praktische Rechnungen abgerundet, bei genauen Ermittelungen benutzt man die Fli egener’schen Tabellen, welche in Büchern der Mechanik und Physik zn finden sind.

Tabelle 3. (WaSSerdampf), Temperaturen und Gesamtwärme

^ Atmosphä-^ ren absolut

Tem

peratur

^ Gesamtwärme

Atmosphären absolut

Tem

peratur

Gesamt

wärme

Atmosphären absolut

Tem

peratur

Gesamt

wärme

Atmosphären absolut

Tem

peratur

Gesamt-

warme

100

120

2,2    123

2,4    126

653

653

653

654

655

655

655

653

656

656

657

658

659

S»££ac09tcïc£~pÂjc>ço

'bt    et "a»    "o»

©«a-słCfl wNOxoiwi-o^

1.    Beispiel zu Tab. 3. Gesättigter Wasserdampt von 5,6 Atm. abs. bat eine Temperatur von 157°Cels. und eine Gesamtwärme von 653 Kalorien. (Letztere Zahl bezieht sich auf 1 kg.)

2.    Beispiel zu Tab. 3.    1,2 Liter Wasser von 15° Cels. sollen in

Dampf von 4 Atm. abs. verwandelt werden. Wieviel Kalorien muss man dem Wasser zuführen?

Nach Tab. 3 sind (650—15) • 1,2^762 Kalorien nötig.

Wollte man Dampt von 8 Atm. erzeugen, so wären

.1,3% mehr.

772—762

(658 — 15) ■ 1,2 ^ 772 Kalorien nötig, also nur—^—

Hieraus erkennt man den Vorteil der Anwendung hoher Dampf-

Spannungen.

Tabelle 4. Dampfgewicht*) in Kilogramm pro Kubikmeter.

Dampfdruck in Atm. abs.

,0    ,1    ,2    ,25    ,3    ,4    ,5    ,6    ,7    ,75    ,8    ,9

0,07

0,59 0,64

1.13    1,18

1.65    1,70 2,16 2,21 2,67 2,72 3,16 3,21

3.66    3,70

4.14    4,19 4,63 4,68 5,11 6,16 5,59 5,63 6,06 6,10 6,53 6,57 7,01 7,06 7,48 7,53

2* JO P 05 „Ol „oi    09 09 JO JO M. © ©

jo P P P P Jh jh    ®    w J® P    2-¹    ^ P    P

r< rJ P P P „o* ^ ^    w    © jo jo    m.    m-    ©    ©

P P P P P P P P    » P JÖ JO    M.    H-    ©    ©

8 g 3 8 8§ 3? 23 $    S    & g Ê    £    g    g    2

0,36

0,91

1,44

1,96

2,47

2,97

3,46

3,95

4.44

4,92

5,40

5,s?

6,32

0,42 0,45 0,96 0,99

1.50    1,52 2,01 2,04 2,52 2 54 3,02 3,04

3.51    3,53 4,00 4,02 4,48 4,50 4,96 4,98 5,45 5,47 5,91 5,94 6,38 6,42 6 85 6,89 7,33 7,36 7,76 7,78

ÏIS5S5ISSSSÏSSSÎS

Beispiel Dampf von 6,2 Ätna. abs. wiegt 3,26 kg pro cbm.

Nach Fliegener-Counert:

= 424, jedoch abgerundet.

Abschnitt III.

Das Dampfdiagramm.;

Unter „Dampfdiagramm“ soll die graphische Darstellung der Wirkung des Dampfes auf den Dampf kolben verstanden werden. Das Dampfdiagramm giebt Aufschluss über die Spannung des Dampfes vor und hinter dem Kolben für jede beliebige Kurbelstellung.

Die Expansi- &

onskurve lässt sich in    /

I \ | \l \ |    ^_

folgender Weise durch I    ^

Konstruktion finden :

—Ti—

// sei die Längedes Diagramms (den Tj^j" Kolbenhub darstellend),    _

U der Füllungsgrad, | bezogen auf H = 1, _|— s die auf die Kolben- *•-reduzierte

va

ft

«i

Tzr

z°

fläche Länge des schädlichen Raumes

Fig. 24. Expansionskurve.

auf einer Seite, p d. Anfangsspannung in Atm. abs., va die Linie des ab so-1 uten Vakuums.

~o

<!

n T1₁ r

i\ ]\ K\ r

, |Xi \

. -J^l

Ziehe von a aus einen Strahl « 0, welcher die Linie i q in e schneidet, eine Parallele durch e zur Vakuumlinie va giebt den Endpunkt m in der Kurve. Die übrigen Punkte finden sich ebenso, wie aus Fig. 24 ersichtlich.

Die Kompressionskurve wird in gleicherweise verzeichnet. p₀ sei der Gegendruck des abziehenden Dampfes,^

C der Kompressionsenddruck in Atm. abs.

Ziehe durch C eine Parallele zur Vakuumlinie va, dann den Strahl Ou, welcher verlängert die Parallele in n schneidet. Auf einer Senkrechten durch n liegt der Punkt r der Kurve. Bei r ist Beginn der Kompression, mithin ru—o — Kompressionsdauer.

va

Po

r—

Fig. 25. Kompressionskurve.

Fig. 25

*) Ausführlicher in „Haeder, Der Indikator“, 111. Aufl.

1. Eincylinder-Maschine.

Tabelle 5. Vorläufige Werte von p und w (Normalleistung).

p= 4

10 Atm. abs.

ohne Kond. w —

mit

1,75] 1,8 2 | 2,1 2,2 ! 2,3 „ 0,85 ! 0,85 I 0,9 i 0,95 lii .,

p₀ == 1,1 Atm. abs,

Ferner kann man setzen : für Auspuff:

,, Kondensation: C ~ 1 Atm. abs. ; p₀ = 0,3    „    „    . . . (1

Die Grösse des schädlichen R a um es schwankt zwischen

(ib)

s = 6 bis 10% . .

(lc)

Den Yoraustritt wählt man ve = 5    ,,    10 °/₀    . .

Es bezeichne in Fig. 26 — 31 at die atmosphärische Linie (horizontal) va die absolute Nulllinie ( Vakuumlinie), parallel zu at,

H den Kolbenhub (beliebig, z. B. 100 mm auftragen), p die Eintrittsspannung in Atm. abs. in beliebigem Maassstab, z. Bt 8 mm = 1 Atm. vertikal auftragen. (Die parallelen Linien at und va wären in diesem Falle 8 mm von einander entfernt), h den FUllungsgrad bezogen auf H— 1,

w die Endspannung der Expansionsperiocto in Atm. abs., wenn

(h + s) ■ p

der Kolben im toten Punkt angekommen ist, w ])₀ den Gegendruck des abziehenden Dampfes in Atm. abs. s die auf die Kolbenfläche reduzierte Länge des schädlichen

Raumes auf einer Seite.

A. Volldruckdiagramm ohne Kondensation (oC).

Beispiel. Gegeben sei:

abs. Admissionsspannungp=4 Atm., volle Füllung, also h = 1,

Gegendruck des abziehenden Dampfes p₀ — 1,3 Atm. abs., der Maassstab für den Dampfdruck 6 mm = 1 Atm.

Man ziehe horizontal (Fig, 26) die abs. Null linie va, wühle die Länge des Diagramms, z. B. 60mm, ziehe eine Linie in der Höhe p = 4>6 = 24 mm parallel zu va, ferner die atmosphärische Linie at 6 mm und die Gegendrucklinie p₀ = 1,3'6 — 7,8 mm über va. Als Arbeitsfläche ergiebt sich dann das schraffierte Rechteck. Die Spannung vor dem Kolben ist überall —p Atm. abs., diejenige hinter dem Kolben p₀. Hier ist also p = w, d. h. während des ganzen Kolbenhubes strömt Dampf ein.

*) Sofern die Art der Steuerung nicht andere Verhältnisse bedingt. Bei Schiebermaschinen mit Kondensation wird C meist kl einer als 1 Atm. abs.

Beispiel. Gegeben sei:

Ein tri ttsspannung p — 7 Atm. abs.,

Füllung h = 0,2,

Gegendruck des abziehenden Dampfes p₀ = 1,2 Atm. abs. Maassstab für den Dampfdruck = 6 mm = 1 Atm., schädlicher Raum s = 6°/o-

va, H, p, at und p₀ werden verzeichnet wie beim vorstehenden Beispiel, ferner bestimmt man die Endspannung

10,3 mm

B. Volldruckdiagramm mit Kondensation (mC).

Für dasselbe Beispiel sei der Gegendruck p₀ = 0,2 Atm. abs. angenommen, also 0,2-6 =1,2 mm (Fig. 27),

Fig. 26.

Va der natürlichen Grösse.

Fig. 27.

«

i'io C

II

i I i ItPoi rk

-H-at

-I

rT

Fig. 28.

”7

Ign

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Pm

"ï

.1

f"*---

— H--

—T—-—i—r

\l I I

NoC

i i <

I------h-^-H

r*

^-Hat

*Pe foxiF⁷

Fig. 81.

C. Expansionsdiagramm ohne Kondensation (oC).

l$Po 1

Pig. 30.

k-

f¹'

w =    =(0,nr ⁷⁼ ~ 1,72 Aim. abs. links mit 6 • 1,72 =

aufzutragen. Der so erhaltene Punkt wird mit dem durch h gefundenen durch eine Kurve {s. Seite 13) verbunden, und ergiebt die schraffierte Fläche die Arbeitsfläche {mg. 2S).

D. Expansionsdiagrramm mit Kondensation (mC).

Dasselbe Beispiel und für p₀ = 0,2 Atm. abs. ist in Fig. 29 dargestellt.

In Fig. 30 und 31 ist ferner noch der verfrühte Dampfaustritt v e

und die Kompression o (s. auch Fig. 25) berücksichtigt.

Das Aufzeichnen des Diagramms für eine zu entwerfende Kompound- oder Tandemmaschine.*) Tabelle 6. Vorläufige Werte von p, V:v und pr.**)

5    6    7    8    9    10    11    12 Atm. abs.

Auspuff

V:v =

normal pr —

gesteigert pr =

To 'bilo

CO

CO

> w

^ ^ w

Jk « 1°

Oł <! W

2,4

4 Atm. abs. 4,9 „    „

c/î

-O

o:

„ CO CO

Oo -    -

.5*

Co 03 00

— Atm. abs.

Ferner kann man setzen :

„ Niederdruckcylinder

Beispiel : Für die Normalleistung und p — 8 Atm. abs. Dampfdruck soll das Diagramm gezeichnet werden.

Nach Tabelle 6 ist für Kondens. zu wählen: Cyl.-Volumen V:v = 2,5 Aufnehmerdruck pr =1,8 Atm. abs. (s. Fig. 32);

nach Gleich. 2 wird C = 0,7 • 8 = 5,6; C“ = 0,6 1,8 ^ 1,08 Atm. abs.

„    »    2 a wählt man p₀ = 0,3 Atm. abs.

als schädl. Raum sei als Mittelwert nach Gleich. 2 b und 2 c

s‘ = 8%; s“ = 10°/o gesetzt.

V = 70.F:r = 70-2,5 15 mm = 1 Atm. angenommen.

Man zeichne die Länge des Hochdruck - Diagramms V = 70 und 175 mm. Als Maassstab für den Dampfdruck sei

Reihenfolge fUr das Aufzeichnen.

1.    Absolute Nulllinie 1 ziehen {Fig, 32).

2.    Linie 2 vertikal ziehen ergiebt Polarpunkt 0‘ für Hoch -druck, p vertikal auftragen, also 8‘15= 120 mm.

3.    Admissionslinie 3 ziehen.

4.    Schädlichen Kaum s* = 0,08-70 = 5,6 mm und Länge l¹ = 70 mm abtragen, Linien 4—4 ziehen.

5.    pr vertikal auftragen, also 1,8-15 _= 27 mm, Linie 5 ziehen-

6.    Spannungsabfall a auftragen, also 0,2-15 = 3 mm.

7.    Expansionslinie 7 konstruieren von w' aus (s. S. 13) ergiebt Füllung h\

*) Ausführlicher s. „Haeder, Indikator“, 3. Aufl.

**) Erklärung der Bezeichnungen s. Seite 31.

8.    C⁴ = 5,6-15 — 84 mm auftragen, Kompressionslinie 8 zeichnen, ergiebt Punkt u' (s. Fig. 32 u. 34).

9.    po auftragen, also 0,3-15 = 4,5 mm, Gegendrucklinie 9 ziehen.

Jetzt ist eine Hülfskonstruktion {Fig. 33) zur Bestimmung der Entfernung des Punktes u⁴⁴ von der senkrechten Linie 10 erforderlich.

10.    Ziehe 10—10 im Abstand von s⁴⁴ = 0,08-175 — 14 mm.

11.    Kompressionsenddruck C“ = 1,08-15 = 16,2 mm auftragen, Linie 11 ziehen.

12.    Konstruktion der Kompressionslinie 12 (s. Seite 13).

13.    Verlängerung der Kompressionslinie 12 bis zur Eintritts-Spannung pr ergiebt Punkt u

Jetzt ist für Fig. 32 der Pol&rpunkt 0⁴⁴ bestimmt und kann man nunmehr das Niederdruckdiagramm aufzeichnen, indem man Punkt u⁴⁴ {Fig. 33) und u⁴ {Fig. 32) zusammenlegt.

14.    Von 0⁴⁴ aus V -f- 0,08-V⁴ = 175 + 0,08-175 = 189 mm abtragen, ergiebt Linie 14.

In der Verlängerung der Expansionslinie Hochdruck konstruiert man nun Expansionslinie Niederdruck und findet Endspannung w'⁴.

Somit sind uns alle Werte gegeben, z. B. :

14

h¹ nach Zeichnung 14 mm u. da V — 70 mm erg. h⁴ = ^ = 0,2 h“ *

66 „    „ „ V⁴ „

66

w4i „

12 „    „ 15 mm = 1 A tm. „    w⁴⁴

- /'"= ii ⁼ °’³⁸

= ₁₅= 0,8At.abs

il

---®- T---H

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Hńlfseonstractwn.

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- - Ÿ-------<?)—*

Fig. 33.

“i

---i to"

ir

— ■ -X ■

Fig. 32. Das vorstehende Beispiel im Maassstab 1 :3. Häderisiertes Diagramm, beste und richtigste Methode des Rankinisierens Haeder, Dampfmaschinen.

pm bestimmt man für jeden Cylinder durch Planimeter oder mit der Simpsonschen Regel, wobei man der Sicherheit wegen die in Fig. 37 angegebenen Verluste abzieht.

?¥r

J>r

JL

Häufig ist der

Kompressionsweg o'

und o" gegeben,man findet dann C" nach Fig. 34 und C“ nach Fig. 35, s. auch Fig.'25.

vT

CT

Fig. 34.

Kompression (Hochdruck).

Fig. 35.

Kompression (Niederdrude).

ir'

—fr.

ta

O/öJlhn.

ot

p\c

tA

fr

⁹_jJt

T,

Fig. 36.

Nur erreichbar bei sehr gut geheiztem Receiver, Mantel- und Deckelheizung.

Figr37.

Bei ungeheizt. Receiver u. Cylinderdeckel’ L Expansionslinie theoretisch,

in Wirklichkeit

⁽1

(von Punkt b aus).

Die Gegendrucklinie des Hochdruckdiagramms und die Admissionslinie des Niederdruckdiagramms decken sich nur theoretisch.

Bei üblichen Ausführungen tritt eine Druckverminderung ein. Diese kann man, wie in Fig. 37 gezeigt, mit 0,15 Atm. ansetzen. Ebenso liegt die wirkliche Expansionslinie des Niederdruck-cylinders unter der theoretischen.

Der nutzbare Dampfverbrauch ist Sn —

²⁷ - 177 7

—-— s. Haeder In-ypm)i

dikator. Dieser Wert soll also möglichst klein ausfallen, s. Seite 41.

Das Aufzeichnen des Diagramms

fürjeine zu entwerfende Dreifach-Expansionsmaschine.¹)

Tabelle 7. Vorläufige Werte von p; V: v und pr (für Kondensation).²)

/>|| 9    10    11    12    13    14 15 Atm. abs.

Volum

verhältnis

II : I III : I normal pr‘ gesteigert pr4 normal pr° gesteigert pr“

Ci O?    ^

(M kC co    >>T

2,25

2,35

5,35

5,65

3,7

4,1

1,4

1,6

4,25

4,7 5

1,6

1,85

o cd cm    oo

cd CD lO (M c\f

Ferner kann man setzen :

."“■s    /—s

©

C⁴ = 0,75 p] C“ = 0,75 pr‘ ; C"‘ = 0,6 pr“    .

für p₀ = 0,3 Atm. abs........

Die Grösse des schädlichen Raumes schwankt beim Hochdruckcylinder zwischen s⁴ = 6 bis 10 °/₀    .    (2f)

s⁴⁴ — 8 „ 12 °/₀ ■ . (2 g) s⁴⁴⁴ =10 ,, 14°/₀ . (2 h)

„ Mitteldruckcylinder „ Niederdruckcylinder

Beispiel: Für die gesteigerte Leistung und p —11 Atm. abs. Dampfdruck soll das Diagramm gezeichnet werden.

Nach Tabelle 7 ist für Kondensation zu wählen : II : I = 2,3 ; 111:1 = 5,5 ; pr'= 4,4; pr“ = 1,7 Atm. abs.

nach Gleich. 2 d wird C‘ = 0,75 • 11 = 8,3 ; C“ = 0,75 - 4,4 = 3,3 ; C“‘ = 0,6 -1,7 = 1,1 Atm. abs.

nach Gleich. 2e wählt man p₀ = 0,8 Atm. abs. als schädl. Raum sei als Mittelwert nach Gleich. 2f bis 2h s' = 8 «A, ; s" = 10 o/₀ ; s4U = 12 o/₀.

Legen wir zu Grunde:

Länge des Hochdruckdiagramms V = 37 mm,

Maassstab für den Dampfdruck 15 mm = 1 Atm.,

so geschieht das Aufzeichnen in nachstehender Reihenfolge (die Linien sind der Reihe nach, wie sie gezeichnet werden, numeriert).

1.    Horizontale Linie (Fia. 38).

2.    Vertikale Linie (0¹ Polarpunkt).

3.    Admissionslinie (p = 11 • 15 = 165 mm).

4.    Trage s⁴ -f- V auf (s⁴ Ą- V — 0,08-37 -j- 37 = 40 mm).

5.    Ziehe Linie 5 und Höhe pr⁴ (pr⁴ “ 4,4-15 = 66 mm).

6.    Trage von Linie 5 aus 0,2 Atm. auf Linie 4 nach oben ab, ergiebt 6

(0,2 Atm. — 0,2‘15 = 3 mm).

7.    Konstruiere von Punkt 6 aus die Mariottsche Linie 7, ergiebt s' + h\

8- Trage auf 4 den Kompressionsenddruck C ab und konstruiere die Kompressionskurve 8 bis auf Linie 5, ergiebt Punkt u

(C* = 0,75‘p = 0,75‘11‘15 = 123,75 mm).

Jetzt benötigen wir die in Fig. 39 dargestellte Hülfskon-

struktion.

9. Trage pr⁴⁴ von 1 aus ab, ergiebt Linie 9

(pr" = 1,7‘15 = 25,5 mm).

10.    Trage vom Polarpunkt 0 su ab, ergiebt 10

(s" = 0,10-V" = 0,10-37-J = 0,10-37-^f = 8,5 mm).

11.    Markiere auf 10 den Kompressionsenddruck C'¹, ergiebt Linie 11

(C" = 0,75-pr* = 0,75• 4,5• 15 = 50,6 mm).

12.    Konstruiere von hier aus die Kompressionskurve 12.

13.    Verlängere diese Kurve bis zur Linie 5, ergiebt Punkt u‘, diesen Punkt u‘ lege man an den Punkt u in Fig. 38.

14* Trage von 10 aus die Länge V* ab, so bekommt man Linie 14

(l“ — l'Ą = 37 — = 85 mm).

15.    Konstruiere von Punkt 6 aus die Mariotte 15.

16.    Der Schnittpunkt der Mariotte 15 mit 14 ergiebt den Punkt 16, derselbe liegt etwa 0,3 Atm. über Linie 9

00,3 Atm. = 0,3-15 = 4,5 mm).

17.    Von Linie 1 trage p₀ ab, ergiebt Linie 17

(po = 0,3 Atm. = 0,3-15 = 4,5 mm).

18.    Darauf trage man den schädlichen Raum s"* von 0 aus unter Benutzung der Hülfskonstruktion {Fig. 39) ab, ergiebt Linie 18

(«"' = 0,12.7'" = 0,12-37 ■ -‘j = 0,12-37 ■ -f = 24,4 mm).

19.    Vom Punkt 0 trage man sUi + oUi auf Linie 17 ab und errichte in dem Punkte eine Senkrechte. Den Schnittpunkt dieser Linie 9 verbinde man mit dem Polarpunkt 0. Errichtet man nun im Schnittpunkt der letzteren mit Linie 17 eine Senkrechte, so hat man Linie 19

(s"‘ + o“‘ = 24,4 -f V“ -0,4 = 24,4 + 37-5,5-0,4 = 105,8 mm) unter Annahme von 40°/₀ Kompression.

20.    Nun konstruiere man nach Fig. 39 die Kompressionskurve 20 und

21.    Verlängere dieselbe bis zur Linie 9, so findet man Punkt ri. Diesen Punkt n⁴ lege man in Fig. 38 auf Punkt n.

22.    Darauf trage man von Punkt 0,u aus sln -f- V** auf 1 ab, so bekommt man Linie 22

(s“‘ + V“ == 24A -I- 37*5,5 = 228 mm).

23.    Verlängere Linie 15 bis zur Linie 9 und konstruiere von hier aus die Mariotte 23.

x'H

«4 ;

k'y

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Fig. 39.

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^ p; ? vfr

y.

$-U

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Uw)

Fig. 38. Häderisiertes Diagramm für p — 11 Atm.

Aus den Diagrammen ergiebt sich :

Füll un gsgrad

14

h* — 14 mm, und da l, — 37 mm h* = — — 0,38

O (

h“ = 34

V = 85

31

h" = ^ = 0,40

85

hut = 83,5 „

»»

„ V“ = 203,5 „

hui =

83,5

203,5

= 0,40

Kompressionsweg o' — 3 mm, und da V

— 37 mm o‘ —

-- = 0,08

37

o" = 9

„ r = 85    „

⁼ 85 ⁼

81,4 203,5

Der nutzbare Dampfverbrauch bestimmt sich nach:

v~,-y

(Pm)i

o= 81,4 ,,

„ l"* = 203,5 „

o‘“ =

Sn =

0,11

- = 0,40

; s. „Haeder, Indikator“, 3. Aufl.

Wir hatten dieses Diagramm theoretisch‘behandelt, während in Wirklichkeit Verluste eintreten, welche veranlassen, dass die Expansionslinie nicht auf die Mariotte fällt, sondern etwas tiefer zu liegen kommt; hierdurch ändern sich die Werte für h und o etwas, Für gut durchgeführte Mantelheizung der Cylinder ergiebt sich ein Verlust von 0,2 Atm., d. h. die Eintrittsspannung von Mittel- und Niederdruckcylinder ist 0,2 Atm. geringer als der Gegendruck des vorher arbeitenden Cylinders. Wie man diese im Diagramm einträgt und den sich daraus ergebenden Verlust bestimmt, ist in Fig. 41 deutlich gezeigt.

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-Or)

----- -

Fig. 40. Häderisiertes Diagramm, p — 13 Atm.

Die schraffierten Flächen sind Verluste gegenüber dem rein~theoretischen

Diagramm.

Durch Anwendung eines Receivers mit sehr grosser Heizfläche werden die genannten Verluste noch verringert und können unter Umständen ganz vermieden werden. Dem gegenüber steht aber der Verlust durch Niederschlag in der Receiverheizung. Zur Erläuterung sei noch erwähnt, dass bei Fig. 38 (p = 11 Atm.) der Deutlichkeit wegen diese Verluste nicht eingezeichnet, dagegen bei Fig. 40 (p = 13 Atm.) die erwähnten Verluste berücksichtigt sind.

Die in Fig. 38 mit fvf₂ und/₃ bezeichneten Flächen stellen die durch die Kompression zurückbleibende Dampfmenge dar.

Abschnitt IV.

EfFektberechnung.

Indizierte und effektive Pferdestärken.

Mit indizierten Pferdestärken bezeichnet man die Arbeit des Dampfes im Dampfcylinder, mit effektiven Pferdestärken die Arbeit, welche von der Hauptachse der Dampfmaschine an die Transmission abgegeben wird. Die effektive Leistung ist 10 — 20% kleiner als die indizierte Leistung (s. Tab. 11, Seite 28).

¹

Ausführlicher s. „Haeder, Indikator“, 3. Aufl.

²

Erklärung der Bezeichnungen s. auch Seite 37.

Berechnung der indizierten Leistung.

(Beispiel s. Seite 29.)

Es bezeichne:

Ni die indizierte Leistung in Pferdestärken.

Ne = rj - Ni die effektive oder Nutzleistung in Pferdestärken,

Q die wirksame Koibenfläche in Quadratcentimeter,

H den Kolbenhub in Meter, n die Anzahl der Umdrehungen pro Minute, c die Kolbengeschwindigkeit in Meter pro Sekunde, h den FUilungsgrad bezogen auf //= 1, p die mittlere Eintrittsspannung in Atm. abs., k den Spännungskoeffizienten, abhängig von der Füllung h und der Grösse des schädlichen Raumes s, s die auf die Kolbenfläche reduzierte Länge des schäd* liehen Raumes auf einer Seite, bezogen auf H = 1, pm den mittleren für den Kolben wirksamen Dampfüberdruck auf einer Seite in Kilogramm pro Quadratcentimeter, p₀ den Gegendruck des abziehenden Dampfes in Kilogramm pro Quadratcentimeter,

a die auf die Kolbenfläche reduzierte Summe der Arbeitsverluste durch Kompression, Drosselung des Eintrittsdampfes, verfrühten Austritt und Gegendruck des austretenden Dampfes bei Beginn des Austritts in Kilogramm pro Quadratcentimeter (Seite 26),

so ist:

2-H-n Hn

60

30

n — ³°’C

(3)

Q-C-Pm .

der mittlere Kolbenüberdruck :

75

(4)

Pm = kp — (p₀ + a)

• (5)

Der Spannungskoeffizient bestimmt sich nach :

; Tabelle 8 .    .    (6)

k — h -f (h -f- s) log. nat.

1 + s

h + s

Der Spannungskoeffizient k

ist die Zahl, mit welcher die Eintrittsspammng multipliziert werden muss, um den mittleren theoretischen Kolbendruck aut der Arheitsseite des Kolbens zu erhalten. Vom Produkt k-p sind also der mittlere Gegendruck des Abdampfes und die Verluste durch Drosselung etc. noch abzuziehen (s. Gleich. 5).

Tabelle 8. Spannungskoeffizient.

Eü l-

Schädliche Eäume s.

1 gl sfc gl gl SBSSfefeS 8888'© SSSSSîSSïSS© 35SSSS23S2S 8SS8SgS£28

| si si st 8883*3 3328*3 88888838?! gÈî3Sï8Êê3s! 2®8SSSSsl°

I st it st 88*8 SSg32 3328*1 888888888*1 ggSSfefegggt SSSg^SSSS'g 1 ss st st st gggąt 322g*! 888828888*1 ggasafeggss ggsssssas’s t st st st ät 8823*3 3233*1 8888288388 gggfeSESggt 8883888322 ^

4<7o !

I st st gsssi 3233t ąsssssssss gssessaesi ssgsassBsss

97

0 98

99

0,99

t st st st 8&t 8£28'3 3232*1 SSSgSSSSst SS2gS6Ê8Êï:t 3888«a8Bsf

6°/o | 8°/q | IQQ/q I 12% | 14% | 16%

0,17

0,21

024

23

26

28

30

32

34

36

38

0,40

44

46

47

49

50

52

53

56

0,57

f.s

59

61

62

63

64

66

67

68

0,69

71

73

75

77

0,78

82

83

85

0,86

89

0,91

92

24

26

-s

30

32

34

36

38

40

0,42

44

45

47

49

51

52

54

55

57

< 1.5s

60

63

64

65

66

67

69

0,70

72

74

76

77

0,79

81

82

84

85

0,86

89

0,91

92

0,95 0,95

97

97

27

29

31

33

35

37

39

40

42

0,44

47

49

50

52

53

55

56

58

0,59

61

62

63

64

65

66

67

68

69

0,70

72

74

76

78

0,80

81

83

84

85

0,87

S9

0,92

94

0,95

0,98 0,98 0,98

99

99

0,27

0,29

0,92

94

81

33

35

37

99

41

42

44

0,46

49

51

52

54

55

56

57

59

0:60

62

63

64

65

66

67

68

69

70

0,71

72

75

77

79

0,80

81

83

84

85

087

90

0.92

94

096

97

84

36

37

39

41

43

44

46

0,47

49

50

52

55

56

58

59

60

0,61

62

64

65

66

67

68

69

70

71

0,72

74

76

77

79

0,80

83

85

86

0,87

90

0.92

94

0,96

97

35

37

39

41

42

44

46

48

0,49

51

52

53

54

56

57

59

60

61

0,62

64

65

66

67

68

69

70

71

72

0,73

77

7s

80

o s]

84

86

87

0,88

0,92

94

0,96

9S

0,98 0,98 0 99

9-..

99

1.00 lto 1,00 100

1,00

100

Der schädliche Raum.

Denken wir uns, wie in Fig. 42 bezeichnet, den Dampfkolben in der Totpunktlage, so stellt der in der Abbildung punktierte Kaum den schädlichen Raum dar. — Schädlich wird er deshalb genannt, weil durch ihn der Dampfverbrauch der Maschine ungünstig beeinflusst wird. Der schädliche Kaum wird in Prozenten des Cy-lindervolumens (also des vom [K Kolben während eines ein- H fachen Hubes durchlaufenen Kaumes) ausgedrückt.    IfP

Die Grösse des schädlichen 4|r Raumes wird an Hand der C|j| vorhandenen Cylinderzeich- O nungen durch Rechnung be- JH stimmt oder, bei vorhan-denen Cylindern,mit Wasser gemessen, indem der Kolben auf den toten Punkt gestellt und der Schieberspiegel abgeschlossen wird. Es muss jedoch die Luft durch eine Oeffnung an der höchsten Stelle entweichen können.

Beispiel. Dampfmaschine 40 cm Cylinderdurchmesser, 60 cm Hub Cylindervolumen = Kolbenfläche X Hub = 40a | X 60 = 75420 ccm.

3200 X 100

4,2 Prozent.

75420

Tabelle 9. Grösse des schädlichen Raumes

in Prozenten des Cylindervolumens. (Aus Haeders Zeichnungen

bestimmt.)

Schädlicher Raum 3200 ccm, ergiebt

Maschine

Touren Kolben-pro

Minute

ge-

schwin-

digkeit

Damptgeschw. im Auslass 28 Mtr.

Corliss-

steue-

rung¹)

Schieber-

steuerung ²)

Schieber

geteilt j ungeteilt

Ventilsteuerung f )

300

90

500 )

105

180

cc

3:

65

80

Oci° ⁰⁹ 00

150

^ CDI> Ci COI>

Il N

550

50

in

1000)

65

120

-n

Die fettgedruckten Werte entsprechen normalen Tourenzahlen, 7/=Hochdruckcy]., Niederdruck cyl. bei demselben Kolbenhub.

Die Arbeitsverluste.

Das in Fig. 28—29 auf Seite 15 dargestellte Diagramm, bei lässt sich in Wirklichkeit nicht er-

welchem pm — k'P — Po, reichen, wegen der in Nachstehendem angegebenen Verluste. Diese sind aber nur als Verluste in der Diagrammfläche, nicht auch direkt als Dampfverluste anzusehen.

----ł

w.

i <7

I³ i/3^

i “tr>,

'*.....—W—.....¥

Fig. 44.

Fig. 43.

Es bezeichne (auf die Kolbenfläche resp. den ganzen Kolbenweg reduziert):

Cl Arbeitsverlust durch    Drosselung des Eintrittsdampfes,

„    „    verfrühten Austritt,

„    „    Gegendruck des abziehenden Dampfes,

<*4

„    „    Kompression,

<h>

„    „    Spannungsabfall bei Kompoundmasch.

a = (T₁ -j- a₂ + (7₃ + a₄ + (X₅ die Summe dieser Verluste.

Tabelle 10. Der Arbeitsverlust a und Gegendruck p₀

für normale Verhältnisse.

Werte von p₀ + o.

Leistung

Eincylindermaschine Kompound Dreifach

Auspuff mit

Dampfhemd Dampfbemd Dampfhemd Dampfhemd

Kondensat. Kondensat. Kondensat, mit

mit

mit

Normal . p₀ + <7 Maximal p₀ -f- a

o o

SO 05

o ©

»-*■ o

to oo

Der mittlere Kolbenliberdruck pm.

Der Dampfdruck auf den Kolben ist sowohl an der Frischdampfseite als auf der Abdampfseite in den verschiedenen Kolbenstellungen verschieden gross.

Das pm (s. Gleich. 5) giebt uns nun für die Frischdampfseite den mittleren (Durchschnitts-)Druck an, abzüglich des mittleren Gegendruckes der Abdampfseite, pm ist also der mittlere wirksame Kolbenüberdruck in Atmosphären oder Kilogramm pro Quadratcentimeter Kolbenfläche.

Der schädliche Raum s

ist genügend erklärt auf Seite 25. Art der Steuerung, Grösse der Maschine, Kolbengeschwindigkeit haben Einfluss auf die Grösse des schädlichen Raumes.

Die Ökonomisch günstigste Leistung einer Maschine ist nach Hrabak diejenige, bei welcher die Kosten des Maschinenbetriebes einschliesslich Verzinsung, Amortisation nnd Reparaturen der Maschine und des Dampfkessels zu einem Minimum werden.

Die der ökonomisch günstigsten Leistung einer Maschine bei mittleren Brennstoffpreisen entsprechende Endspannung w (also für N o r m a 1 leistung) ist nach Tabelle 12, 13, 17, 18 und 25 zu wählen.

Füllung- h

bezeichnet uns die Strecke Kolbenweg, bei welcher der Dampf mit voller Spannung in den Cylinder eintritt, also den Kolbenweg vom toten Punkt bis zum Abschluss der Dampfeinströmung. h bezieht sich auf den Kolbenhub H= 1, liegt also in den Grenzen von 0 — 1. Allgemein ist nach Fig.45 :

(7)

/> =

(1 + s)

w------- — s

Dl© Endspannung iv

- -y*

ist von grossem Einfluss auf das ökonomische Arbeiten der Dampfmaschine. Die Endspannung, d. h. diejenige Spannung, mit welcher am Hubende der arbeitende |Dampf den Cylinder verlässt und ins Freie oder in den Kondensator tritt.

Ist dieEndspannung bekannt, so hat man sofort ein Bild über r das ökonomische Arbeiten der Dampfmaschine, während derFül-lungsgrad uns hierüber weniger Anhalt giebt.

ui

f-f

I 7? -

j..

Fig. 45.

Handelt es sich deshalb um scharfe Dampfgarantieen, so beachte man besonders die Endspannung. Allgemein ist:

l»)

(» + •)*

(1 + S) '

Di© Kolbengeschwindigkeit c.

Die mittlere Kolbengeschwindigkeit c ergiebt sich aus Kolbenhub H in Mtr. und Umdrehungszahl. Während einer Umdrehung legt der Kolben einen Weg zurück von 2//, also haben wir als mittlere Kolbengeschwindigkeit

2 Hn

60    ~~ 30

Mtr. pro Sek. ....    (9)

H-n

Die wirksame Kolbenfläche Q.

Vom Querschnitt des Dampfcylinders zieht man den Querschnitt der Kolbenstange ab, angenähert wird dann die wirksame Kolbenfläche

für Hochdruckcylinder : Q = 0,98 ~ D² in qcm    . . . (10)

„ Niederdruckcylinder : 0=O,99™/P in qcm    . . . (10 a)

Die Nutzleistung.

Der Wirkungsgrad g

ist das Verhältnis der effektiven zur indizierten Leistung, also

Ne

Ne

. . (U)

=    Ne = ij ■ Ni ; Ni = —¹ .    .

±\ 1    g

Die Differenz der indizierten Leistung und der Nutzleistung, also Ni — Ne, ist die Arbeit, welche die Maschine in sich verbraucht. Früher war man der Meinung, dass diese Arbeit mit der Grösse der Belastung wächst, dass dieselbe also bei voller Belastung der Maschine viel grösser ist, als beim Leerlauf; die neueren Versuche haben jedoch gezeigt, dass die Differenz Ni — Ne bei voller Belastung gar nicht oder sehr wenig grösser ist, als beim Leerlauf der Maschine.

Auch der Wirkungsgrad g hat sich bei den neuen Versuchen grösser ergeben, als man früher annahm, besonders auch zu Gunsten der Mehrfach-Expansionsmaschine.

Man geht deshalb nicht weit fehl, wenn man die Wirkungsgrade aller Maschinengattungen in gebräuchlichen Ausführungen gleich gross annimmt und nur die Grösse der Maschine berücksichtigt.

Wirkungsgrad g für alle Maschinengattungên.

Tabelle 11. Durchschnittswerte nach neueren Versuchen.

Leistung in PS =

2    20    50    100    200    500

bis

bis

bis

bis

bis

bis

20    50    100    200    500    1000

Maximal leistung N or mal leistung . halb e Leistung . Leerlauf .    .    .    .

o o o

o 00 OO 00

O ÏI -4

O o o o QD oo 00 t— os 00

o o o

°    00 0O 00

to CD

JD O C O 00 oo CO w oo o

w 05 Tf

Ol QO X O

cT o a

0,92

0,90

0,85

Beispiel. Eine Dampfmaschine soll normal 180 effektive Pferdestärken leisten, welche indizierte Leistung ist der Berechnung zu Grunde zu legen ?

Nach Tabelle 11 ist

180

q — 0,88, also — o 88 ~ ²^³    die Maschine nur

halb belastet, so sinkt der Wirkungsgrad auf 0,83.)

Effektberechnung der Eincylindermaschine. ³)

Tabelle 12. Hülfswerte für p, w und pm (Auspuff).

p= 4    5

6    7    8    9    10 Atm. abs.

normal |    _

gesteigert f

normal

gesteigert /

Pm —

00 ³ o o o> i-T of of cif

5® J® IC

C« OD •³

-⁰³ CO J» 00 00

2.2    2,3    „

2,8 2,2 „

3.2    3,4 Atm.

4    4,3    „

Tabelle 13. p, w und pm für Kondensation.

10 Atm. abs.

normal

gesteigert

normal

gesteigert )

OD

© ^ © ^

0,9 0,95 1,3    1,3

1 „ 14 „

?»

Pm

CD

<m

tc

Co

ad cd

CO

Oo

Oo to 'Th

2,6 Atrri.

3,4 »?

Beispiel : Die normale Leistung der Maschine D = 0,4 m, H — 0,7 m, n = 85, p — 7 Atm. abs. mit Ventilsteuerung ist zu bestimmen.

(Nach Gleich. 10) Wirksame Kolbenfläche = 0,98 - ^ - 40a = ^ 1232 qcm,

„ ,,    ,    .    . ., 2-Hn 2 0,7-85

„    9) Kolbengeschwindigkeit c = —--— =

60

= 1,98 m.

a) Als Auspuffmaschine mit Dampfhemd.

Aus Tab. 12 wird pm = 2,8 Atm., folglich indiz. Leistung: (nach Gleich. 4) Ni =

(Einfädler nadi Seite 30:    = 370 Q-c—370 ■ 0,1232 ■ 1,98'-'- 91 ■ Q in qm.)

Nach Tab. 1L Wirkungsgrad r\ — 0,87, folglich die effektive Leistung :

1232 1,98-2,8

75

— 91.

1232 1,98 2,8

0,87 =

b) Als Kondensationsmaschine.

Aus Tab. 13 wird pm = 2,1 Atm., mithin indiz. Leistung: (nach Gleich. 4) Ni = ilp = 1232 1,98 2,1 (Einfacher nach S. 30 :    = 2800-c = 280-0,1232 ■ 1,98-^69 • Q in qm.)

Nach Tab. 30 Wirkungsgrad rj — 0,87, folglich die effektive Leistung :

Ne

75

- 0,87 = ^ 79 PS. *)

j^ Q-c-Pm.

1232 1,98-2,1

0,87 = ^ 59 PS. *)

Ist für eine zu entwerfende Eincylindermaschine nur die Anzahl der Pferdestärken und der Dampfdruck gegeben, so nehme man pm nach Tab. 12 oder 13, c nach Tab. 14 an, dann wird der vorläufige Querschnitt des Cylinders :    75 Ni

c Pm

die sich ergebenden Werte sind abzurunden und dann eine genaue Berechnung mit einer als vorhanden gedachten Maschine durchzuführen ; man kann auch sofort Seite 30 benutzen.

Tabelle 14. Vorläufige Kolbengeschwindigkeiten (Eincylindermasch.).

75

- 0,87 —

75

(12)

für 10    25

« = i ,4

1.4

50

1,5

100    150 200 300 400 500 000

1,6

1,7

1,*

2.1

2.2

2.C

700 PS 2,5 m pr. SeV.

Kur SelmeJIkiufer geht mm bis i,5c.

Die Maximalleistung***) der Eincylindermaschine.

Man unterscheide :

Betrieb normal (erste Spalte, Seite 30), gesteigert (Spalte a),

überlastet (Spalte b).

Mit der Leistung „gesteigert“ soll die Maschine dauernd zu arbeiten imstande sein, während „überlastet“ nur vorübergehend zulässig ist.

*) S. auch Fussnote Seite 28.

**; Man beachte auch Seite 30.

Diagramme für p = 1 Atm. Leistung. Spalte a.

U- ----

:    ?v

u.

.Li.

>T

Spalte b. Spalte a.

t-I

- - 7|

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BT'

Ui

iZ

ITK

ES.

Spalte b.

Maximal

y°

“*?£) Ol

Maximal a | b

35315*

-53-|l§

Nor

mal

s 55 Iss

fes

Nor

mal

Tabelle 15. Eincyllndermaschine (Auspuff). Mittelwerte für Maschinen von 6 bis 9°/₀ schädlichem Raum.

Maximal

n I b

Nor

mal

Maximal Nor- Maximal a j b [_ mal__a | b

Nor

mal

Nor- j Maximal mal J a

Maximal

Nor

mal

Bemerkung zur iLfttxwiaZIeistung.

Die Werte der Spalte a erreicht man mit Leichtigkeit, die der Spalte b (überlastet) sind nur vorübergehend zulässig.

85512-

85§i|a

*ÄS||ai

s«£i=2

«S-SlS-

sssæs

«§1§s

SÜ&äsS

85512«

saall«

82-2-isa

Füllung . .

'Ö

Mittlerer Kolbenüberdruck

Leistung*)

Dampfverbrauch **)

Tabelle 16. Eincyündermaschine (Kondensation). Mittelwerte für Maschinen von 6 bis 9°/₀ schädlichem Raum.

*• s>l!§-

Nor- i mal

®s-s-i=s

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S* î3S|||S

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ll-i« llss-

Maximal

a ! b

i! s|sa=s

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ls «3W|5-

i! 2§Ssl=s

Bemerkung zur AfaatfraaZ leistung.

Die Werte der Spalte a erreicht man mit Leichtigkeit, die der Spalte b (überlastet) sind nur vorübergehend zulässig.

h in °/₀ =

Abs. Endspannung .    . w =

Mittlerer Kolbentiberdruck

Leistung *) .    . . .

Füllung

•Jr

Q • c

Dampf verbrauch **) . . 5, =

*) Q == Kolbenfläche in qm, z. B. 7 Atm. abs. (Auspuff) Leistung: normal N{ — 370 Q • c; maximal Ni = 455 Q • c; überlastet iV, = 540 Q ■ •*) Abgerundete Ueberschlagswerte in Kilogramm pro Ni und Stunde für mittelgrosse Maschinen.

Der Tampfverbrauch gilt für minderwertige Maschinen, für gute Ausführung s. S. 40 und 41.

Effektberechnung der Kompoundmaschine.

Die Leistung der Kompoundmaschine ist gleich der einer Eincylindermaschine mit dem grossen Cylinder, bei welcher die selbe Gesamtexpansion p : w stattfindet wie bei der Kompoundmasch. Es bezeichne wieder:

h, sy Wy Füllung, schädlichen Raum, Endspannung, d, h‘ s‘ w\ Werte für den Hochdruckcylinder,

D, h", s“, w" *    „    „ Niederdruckcylinder

e = V:v das Verhältnis der Cylindervolumen (Tab. 17 u. 18), bei gleichem Kolbenhub ist e = D²:d².

Q den Querschnitt des Niederdruckcylinders in qcm nach Gleich. 10 a,

h( die ideelle Füllung, reduziert auf den grossen Cylinder, entsprechend der Gesamtexpansion des Dampfes,

8{ den zur Bestimmung von (Vm)[ ©inzuführenden ideellen Wert füV den schädlichen Raum,

(Pm)i den mittleren reduzierten Kolbenüberdruck in Atm.

hi

so ist:

.    .    (12a)

u>u (1 4- sO

S( =

s“

(12b)

(12 c)

(12 d)

(Pm)i =k-p — (Po + <l) Q-c-(pm)i

75

Tabelle 17. Hülfswerte für p, V\v, w" und (pm)i (Auspuff).

w" =

(12 e)

(12 f)

p =    7    8    9    10    11    12 Atm. abs.

V:v =    1,9    2    2,1    2,2    2,3    2,4

normal

gesteigert )

normal

gesteigert (

w“ —

(Pm)i =

K*. H*

1,45

1,8

To

'bi

to

1,8 Atm. abs.

CO I-L

To To

co

cT cvf

r.

Oo

Oo JO

To bo

® *

Ol CIO

3 Atm. SA „

Zweifach - Expansionsmaschinen werden als A uspuffma-schinen selten ausgeführt, doch müssen dieselben beim Versagen der Kondensation häufig als Auspuffmaschinen arbeiten.

Tabelle 18. p, V: v, iv" und (pm)i Für Kondensation.

6    7    8    9    10    11 Atm. abs.

V:v = [I 2,2 | 2,3    2,4    2 5    2,6    2,7 2,8

normal

gesteigert

normal

gesteigert

w“ =

| (Pm)i —

© Oi

0,7

1,45

1,85

0,75

— © K*.    00

0,85

0,95Atm. abs

1.2

cc

03 00

cc

J® ic

Oo 00

2,4 Atm.

2,9

Die in Fig. 62 schraffierte Fläche stellt den Arbeitsverlust p₀ -f- <7 für eine Kompoundmaschine mit Kondensation dar. Bestimmt man (pm)i aus Füllungsgrad und Dampfspannung nach Gleich. 12c, so kann gesetzt werden für Kompound-Kondensation :

normal

Tabelle 20. Arbeitsverlust p₀ + a

p₀ -f o = 0,6 Atm.

ohne Dampfmantel 30°/₀ mehr.

Fig. 62

gesteigertpo + G — 0,95 Atm.

Beispiel: Die normale Leistung einer Kompoundmaschine mit Kondensation ist zu bestimmen ; gegeben sind :

Durchmesser des Hodidruckcylinders .    .    .

„    „ Niederdruckcylinders .    .

Gemeinschaftlicher Hub

.    . d = 400 mm

. . D= 610 „

.    . H = 700 „

V : v = 2,35 „

. n = 75    „

Verhältnis der Cylindervolumen .    .

Umdrehungen pro Minute .....

Admissions druck ........

Schädlicher Raum des Niederdruckcylinders (Tab. 9)    . s" = ^ 7°/₀

p — 7 Atm. abs.

Bestimmung des Kolbenüberdruckes (pm){ *) Endspannung w — w“ nach Tabelle 18 .    .

Ideeller schädlicher Raum (nach Gleich. 12b)sz- =

Ideelle Füllung (nach Gl. 12 a) h^    _ o,03 .

,    . w" = 0,75 Atm. abs.

= rv> S| — 0,03

= 0,073

Spannungskoeffizient nach Tabelle 8 (S. 24)

Gegendruck und Arbeitsverlust nach Tabelle 20 .    .    . p₀fa — °»⁶

k = 0,31

also der mittlere Kolbenüberdruck nach Gleich. 12 c :

(Pm)i = Kp — (p₀4 a) = 0,31 • 7 — 0,6    kg pro qcm.

2-0,7-75

1,75 m pro Sek.,

• 61² = 2880 qcm, *) Man kann auch (pm)i direkt aus Tab. 18 oder 22 (3 Zeile) nehmen

Kolbengeschw. nach Gl. 9 c — wirks. Kolbenfläche nach Gleich. 10 a Q 0,99-

60

folglich die indizierte Leistung nach Gleich. 12d:

₌ 2880 -1,75 -1,6

= ^108;

(Einfacher nach S. 35    =220 • 0,288 • 1,75 ^ 108, Q in qm.)

der Wirkungsgrad nach Tabelle 11 (Seite 28) rj = 0,88, folglich die effektive Leistung nach Gleich. 11 :

Ne = Ni-rj= 108-0,88 =

Für Ventilsteuerung ist (nach Tab. 9) s* — 0,08, s° = 0,07, folglich nach Gleich. 12 e

Ni

75

75

95 PS.

Füllung Hochdruck h‘ = 2,35.1,07- °^⁵

— 0,06 ^0,21.

Die End span nun g des Hochdruckcylinders nach Gleich. 13: [h* -f- s*) -_ (0,21 -f 0,06) • 7 __

1 +s*

1,06

1,78

Eintrittsspannung Niederdruck nach Gleich. 12 g: p" = w⁹ — 0,35 = 1,78 — 0,35 = 1,43.

Daraus folgt nach Gleich. 13 a Seite 36:

_ w“ (1 ⁺ O

h"

0,7-1,07

0,07 = 0,45,

1,43

wofür der Drosselung wegen 0,50 zu nehmen wäre.

Ist für eine zu entwerfende Maschine nur die Anzahl der Pferdestärken gegeben, so kann der vorläufige Querschnitt Q des Niederdruckcylinders auf folgende Weise ermittelt werden :

P“

Man wähle (pm)i nach Tab. 17 bezw. 18 (Seite 31 und 32) nehme c an nach Tab. 19, so wird;

75 Ni

c(Pm)i

(13)

Tabelle 19. Vorläufige Kolbengeschwindigkeiten (Kompoundmaschine).

für

50 75 100 150 200 300 400 500 600 700 800 PS.

1,6 1,7 1,9    2 2,1 2,2 2,3 2,4 2,5 2,6 2,8 m pro Sek.

Für Schnellläufer geht man bis 1,4 c Zur Bestimmung der richtigen Werte ist dann eine genaue Rechnung mit einer als vorhanden gedachten Maschine (wobei man sich gebräuchlichen Hauptdimensionen anzuschliessen hat, vergl. Abschnitt „Verschiedene Maschinengattungen“) durchzuführen (siehe voriges Beispiel).

Haeder, Dampfmaschinen.

oo

Diagramme für v =9 Atm. (Normal).

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> { Spalte a | (gesteigert).

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Nor

mal

32äß2-8S

190    215

210    230

§îl°°j®i^ °i

«5 pu ^    6*

111$ Sfe- n

l[s|s- »-£- ®-

10    10,5 \ll kg

•3 • ö • OtS = ÄT

ist Spalte a (die

Mittelwerte für Maschinen mit 6 bis 9% schädl. Raum.

o*

-4-

Nor- Maximal mal l alb

Maximal a I b

Nor

mal

Maximal

i?

38 SH

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225

205

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LO

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IÜ5|S3 S- I

430

(1,12)

9‘f

3,6

3,4

6,2

2 i|=p S-S- 5

170    195

175

150

370 420 470

(1)    (1,13) 11.25)

3,5 j 4,2    5,0

«O Qi "s Co CO <cT

H«- Il

“S- s-

430

(W

385

(sn)

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4,7

3,2

LO

l-H

S-

oo

LO

33 3

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<M OO

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38*

°o^N

53

400

(1.3)

4,4

3,2

5,0

Tabelle 21- ZweifacH-Expansionsmasohine (Auspuff).

Nor

mal

135

(P

2,9

2,6

1,8

4,'4

MJ

Maximal

*J^s|

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mal

sas

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Tł^iry Oi_

©r «-T ce'

Bemerkung zur Maximal leistimg : Die Werte der Spalte b (überlastet) lassen sich nur unter besonderen Umständen erreichen; für gewöhnlich benütze man Spalte a, welche ohne Änderung der Steuerung zu erreichen ist.

Endspannung Atm, abs. w*

Hochdruck

Niederdruck .

( Hochdruck k‘

, . i II II

■s

<p

s;

Füllung in %

Hochdrusk

Niederdruck

Gesamt

B och dr. f)

~i

Gesamt-

druck t)

Leistung

<r

.3

Compound

2 kurbli

Tandem

Druck

boten

Punkt

IT. aes JM lederdruckcylinders in Quadratmeter. Beispielsweise für 9 Atm. abs. Leistung normal Die Füllung des Niederdruckcylinders der Leistung entsprechend eingestellt. rt* * kTgTTPr° qCm> redu2iert auf dfen Querschnitt Q des Niederdnckcyl. Zur Bestimmung der Zapfendimensionen fettgedrockten Werte) zu Grunde zu legen, da Spalte b (überlastet) nur vorübergehend zulässig.

Dampfverbrauch (letzte Zeile) gilt für minderwertige Maschinen, für gute Ausführung s. S. -

**) In ^tm. abs.

Der

7:

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c?

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CM

CM

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Nor- Maximal mal a \ b

Maximal

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II

Nor- Maximal mal \ a \ b

Nor- .Maximal mal a

Bemerkung zur Maximal\*\s\mą: Die Werte der Spalte b (überlastet) lassen sich nur unter besonders günstigen Umständen erreichen; .für gewöhnlich benütze man Spalte a; diese Leistungen lassen sich ohne Änderung der Steuerung erreichen.

Spalte a

(gesteigert)

i p":.....■

os NhJI ł-T*"¹ COll

50

OO

455

(1,4)

3,8 Q

6,3 Q

Spalte b (überlastet)

oo

05

<M O 00 50 CO WO ^0*| ctfi-H c5 co

|^3|«sää

180

205

385

(140

3,2

3K SI

S 1=13 33 S-

0,9 | lß 1,42 10    13

2,3 2,8 3,3 2,9 3ß~] iß 1,5 20    30    39

36    36

140 175

**-•*

^ ^ Oo

170

160 190

170

800 363 440

(1)    (1.2)    (1,5)

2,1    3    3,9

co in. o Oo CO «o

2fe- 3|

415

(1,5)

3,7

(SÏl)

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M.

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1^-

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Hochdruck

11 : i fl J~

Sss 4

Hochdruck k

Niederdruck h

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05^ Ci. 00 c\T i—T -*jT

*-H    50

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2,9

LlZ

§ § üNp 5*2* S

11 2 22 3-

165

125

150

145

120

135

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(1,25)

3fc 3

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ö$|w ^ Cvl »-H xH

l§pss 2

283

(1,3)

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2,3

2,2

§ § Hstesss-

WÇ 00 c^«o o CO t£|| ^ ^ °P

95    130

95 ! 120

§§la-3fr % 8s ta «3

280

(1,3)

nh

CNf

00 CM nh ©cp oo

120

1 CO

220

(1,3)

9‘Z

1.7    Q 1,75

1 Q i 1,6

2.7    Qj 3,0

Q-c

Hochdruck

Nt

Q-c

Niederdruck

Leistnng

*)

Q-c

Gesamt

Druck im Receiver **)    ...

Draok Compound Hochdr. +) ” 2m 2 kurblig Niederdr. +)

Gesamtdruck t)

roten Tandem Punkt 1 kurblig

ca. 8,8 | 9,4 | 10 | 8,3 | 8,8 \ 9,4 | 8,2 | 8,7 | 9,3 | 8 | 8,5 | 9 | 7,8 | 8,2 | 8,5 | 7,7 | 8 | 8,4 | 7,6 | 7ß j 8,2

Barnpfverbrauoh S,

•) Q = Querschnitt des Niederdmckcylinders in Quadratmeter. Beispielsweise für 7 Atm. ahs., normal N = 220- Q • c.

**) In Atm. ahs. Die Füllung des Niederdruckcylinders der Leistung entsprechend eingestellt.

t) kg pro qcm,reduziert auf den Querschnitt des Niederdruckcylinders. Zur Bestimmung der Zapfendimen'sionen nehme man nur vorübergehend zulässig. Beispiel: Querschnitt des Niederdruckcylinders Q = 4000, Dampfdruck 8 Atm. aba ergiebt als Lagerdmck 2,6 • Q = 2,6 • 4000 = 10400 kg ; für die Tandemmaschine (1 kurblig) wären 4,6 • Q = 4,6 • 4000 = 18400 kg zu Grunde zu legen. Der Damptverbrauch (letzte Zeile) gilt für minderwertige Maschinen, für gute Ausführung s. S. 41.

ZI

Spalte a, denn Spalte b

Die nachstehenden Fig. 82 u. 83 geben ein allgemeines Bild für Kompoundmaschinen mit um 90° versetzten Kurbeln.

¹

Für Hub = 3 D.

²

Für die Expansionsperiode der Schiebersteuerungen ist der schädliche Raum etwas grösser, etwa das 1,2fache der obigen Werte.

f) Durch hohe Dampfgeschwindigkeit, (40 Mtr.) und wenig Kolbenspiel kann s etwas kleiner ausfallen.

³

Bestimmung von pm nach Gleich. 5 Seite 23, wenn Füllung h und schädl. Raum s gegeben.

Spannungskoeffizient k nach Seite 24] p₀ nadi Tab. 10 Seite 26.

Dampfdiagramm der Normalleistung für Kompoundmaschinen.

JL

Fig 82.

• r >i

4—

■jv-

S'

u>' =

7 ' W ' 0    *0

h —--

(h‘ + *') p

l +•' ’

w“ =

Ä" =

S"

(*" + *"> v“ 1 + *" w“ ( t + »")

•    •    (13)

.(13 a)

w' — p" Spannungsunterschied.

Die Leistungen der beiden Oylinder sind annähernd gleich.

Dampfdiagramm der Maximalieistung für Kompoundmaschinen.

V'

-f—

Fis. 83.

Z⁷

--\

■w/

py

If"

cf'

Tabeile 23. Leistung gesteigert und überlastet.

Wie aus Tab. 21 u. 22 Seite 34 und 35, Spalte a und b, ersichtlich, stellt sich (pm}i bezw. die Leistung:

Bei Auspuff ( gesteigert ~ 12 °/₀ über Normalleistung.

Tab. 21 (überlastet ~ 25°/₀    ,,

25%    ,

50%    „

Bei Kondens. / gesteigert

Tab. 22. (überlastet

Effektberechnung der Dreifach-Expansionsmaschine.

Auch hier gilt der Satz: „Die Leistung der Dreifach-Expansionen maschine ist gleich der einer Eincylindermas chine mit dem grossen Cylinder, bei welcher dieselbe Gesamtexpansion stattfindet, wie bei der Dreifach-Expansionsmaschine.“

Admissionsdruck in Atm. abs.

____₌ P_.

Endspannung in Atm abs. w ’

Die Gesamtexpansion ist: —

Es bezeichne :

ht w, s Füllung, Endspannung, schädlichen E,aumł dli\ s\ w‘ Werte für den H o c h d r u c k cylinder, d“, h“, s“, w“ „

D, h¹", swm „

II : I das Verhältnis der Oylind ervolu men

,, Mittel druckcylinder,

,, Niederdruck cylinder,

III:I „

Mitteldruckvol. Ilochdruckvol. ' Niederdruckvol. Hoehdruckvol. '

Q den Querschnitt des Niederdruckcylinders in qcm,

(Pm)i den reduzierten mittleren Kolbenüberdruck in Atm. hi die ideelle Füllung, reduziert auf den grossen Cylinder, entsprechend der Gesamtexpansion des Dampfes, si der zur Bestimmung von (pm)i einzuführende ideelle schädlich e R aum.

Es ist nun bei gleichem Hub aller drei Cylinder (vom Spannungsabfall abgesehen) :

mit Berücksichtigung des schädlichen Raumes

ohne Berücksichtigung

des schädlichen Raumes:

III - (1 -f •"')

I,fÄ# +"#9 . ~ wu> ~ h‘ -f s' ’    sui

Bestimmung des mittleren Kolbenüberdruckes (pmy Endspannung w,u nach Seite 38 Tab. 25.

snt

III y 1    1

I-V w'“~ h‘ ' h“‘

(14)

III : I

(15)

(Pm)i — k’P — (Po + <x)in kg Pro ücm •    •    •    (16)

k aus Tabelle 8 Seite 24.

Die in Fig. Sä schraffierte Fläche stellt den Arbeitsverlust p₀ -f g für eine Dreifach-Expansionsmaschine mit Kondensation dar. Bestimmt man (pm)i ans Gleich. 16, so kann gesetzt werden:

Tabelle 24. Arbeitsverlust p₀ + n

Fig. 84.

für Dreifach-Expansion mit Kondensation.

Cylinder mit Dampfmantel

normal p₀ + <x = 0,8

gesteigert pQ -f- o ==

indizierte PS. ....    (16 a;

Die Leistung ergiebt sich dann zu:

Q ■ (Vm)i ■ c

worin Q Querschnitt des Niederdruckcyl. in qcm nach Gleich. 10 a, c mittl. Kolbengeschw. in Mtr. pro Sek. nach Gleich. 3* Bequemer wählt man (pm)i aus Tabelle 25.

Tabelle 25. p ; II : I ; 111:1; wui und (pmy

(Dreifach-Expansionsmaschinen mit Kondensation).

p= 10

11

12    13    14    15 Atm. abs.

II: I = III : I =

normal

gesteigert

normal

gesteigert

j (Pm)i

Gl O    O* to

00 CD I g ®    g g>.

Kk I-»

O iO    *0    /V.

CO CO    r-    Qo    (M    ^

cd UD    o    cT

§    *    g    ą

(N    ⁴⁰    O    O

GO    00    Oi    GO    *^l

cd    iO    6    cT    cd    C\f

Ctt

Ist nur die Leistung einer Maschine gegeben, so nimmt man die vorläufige Kolbengeschwindigkeit aus Tabelle 26.

Tabelle 26. Vorläufige Kolbengeschwindigkeiten.

te «

100

200

300

400

2,2

2,4

O 00

g «

700

1000 1500 PS. 3,1    3,2 Mtr.

Beispiel. Es ist eine Maschine für 600 Nutz-PS. mit Kondensation für günstigen Danipfverbrauch beii> = ll Atm. zu konstruieren.

Nach Seite 28 ist der Wirkungsgrad 1] = 0,9, also nach Gleich. 11

oS=667PS-

Nach Tabelle 25 wird (pmji = 1,8. Die Kolbengeschwindigkeit nach Tabelle 26 zu c — 2,9 angenommen ergiebt

D*—- 1-*^L _ ⁷⁵ * ⁶⁶⁷

^ c • (Pmh ^>0* 1,8

1100 mm.

also D

5C025

5,2

= 9650 qcm,

Noch einfacher rechnet man nach Seite 39, Spalte IV Ni = 240:

Q —    —— = 0,9650 qm, also J> = ^ 1,10 m.

Tabelle 27. Gesteigerte Leistung und Maschine überlastet. Leistung gesteigert ist etwa 10 % höher als Normalleistung. Maschine überlastet „    „    23 °/₀    „

(Gesteigert entspricht Spalte a, überlastet Spalte b auf S. 39.)

Tabelle 28.

Dreiiach-Expansionsmaschine ( Kondensation).

Mittelwerte für Maschinen mit 6 bis 9 % schädlichem Raum.

Cylinderverhältnisse

I II : I — 2,3 \ III : I = 5,5

//:/*= 2,4 7/7:/«= 5,8

27:2=* 2,5 III: 1= 6

Bemerkung zur

Maxima 2 leis t ung.

Die Werte der Spalte b (überlastet) lassen sich nur unter besonders günstigen Umständen erreiciien; für gewöhnlich benütze man Spalte a, diese Leistungen lassen sich ohne Änderung der Steue-' rung erreichen.

Beispiel: für 13 Atm. abs. Normal Ni — 300 Q ■ c Maximal N{ — 335 Q c überlastet Ni «= 370 Q c.

"V

m Füllung

IV Leistung

-)

(Pm) »

Hochdruck

Mitteidruck

Niederdruck

Gesamt

- Il    II    II    II

Slf    8    s    8

O. Oi

«5 >(• «ö

41

iS

i •.sou'.

V.

Nor

mal

0,8

5,9

2.2

Iri

r Ü-SSr

100

85

90

100    115

90 WO

110 120

110    125

110 120

140    155

v Receiverdruck **)

Atm. abs.

VI

I-II 3,9 II-III 1,5

toten Punkt t)

Tandem Hdr.u.Mdr. 2kurbelig Niederdr.

2,3    2,3    2,6    ££ 2,6    3,1    3,±    3,1

1,5    1,7    1,5    1,7    1,9    1,8    2    2,3

VII Dampfverbrauch . 5, 1t)    6,8    7

7,2    6,6    6,7    6,9    6,1    6,3    6,5

•) Q = Querschnitt des Niederdruekeylinders in Quadratmeter.

*•) Die Füllungen der Leistung entsprechend eingestellt, t) kg pro qcm, reduziert auf den Querschnitt Q des Niederdruckcylinders.

Zur Bestimmung der Zapfendimensionen ist Spalte a (die fettgedruckten Werte) zu Grunde zu legen, da die Leistung nach Spalte b (überlastet),nur vorübergehend zulässig ist. t+) kg pro Ni und Stunde,Überschlagswerte.

Der Dampfveibrauch gilt für minderwertige Maschinen, für gute Ausführung s. S. 41.

Abschnitt V.

Der Dampfverbrauch.**

Der Dampfverbrauch wird in kg pro Ni und Stunde angegeben.

Es bezeichne allgemein:

Sn den nutzbaren od. theoret. Dampfverbr. in kg pro N{ u. St. Sv den Dampf Verlust

S{ = Sn 4" Sv den wirklichen Dampfverbr. „„„„„„ S{- N{ den Gesamtdampfverbr. einer Masch. „    „    „ Stunde.

In den nachstehenden Dampfverbrauchstabellen ist die

ökonomisch günstigste Leistung

der Maschine zu Grunde gelegt. Abweichungen von dieser nach grösserer oder kleinerer Leistung erhöhen den Dampfverbrauch.

Erhöhte Leistung.

1,1    1,2    1,3    1,4    1.5 N{

1,02 1,04 1,06 1,1    1,15 S{

Tab. 29. Gültig für alle Maschinengattungen. Normale Leistung Leistung .    .    .    . N{

Dampfverbrauch .    .

Beispiel: Eine Einoylinder-AuspnfFmaschine von 700 Hub leistet nach Seite 29 bei 7 Atm. abs. normal 91 indizierte PS., nach Tab. 30 ist der Dampfverbrauch = 12,1 kg. Welcher Dampfverbrauch pro tritt ein, wenn ich die Leistung um 20%, also auf 91 »1,2= 109 indizierte PS. erhöhe ?

Nach Tabelle 29 wird Sj = 1,04-12,1 =12,6 kg, also nur 4% mehr.

Dampfverbrauch S\ (kg pro N{ und Stunde).

1000 1500

J35^ J33~ 3,1    2,6

Kolbenhub II= 300 400 500 600 700 800 900

Tab.30.

Tourenzahl n= 150    120    106    95    85    77    70

p pm Sn Sv= 5,8    5,2    4,6    4,3    3,8    3,6    3,2

1,3

1,7

15,6

12,0

2,0

10

cfT ¹■    ¹

21,4

17,8

20,8

Efn-

Cylinder-Auspuff. Il—1,7—22)

2,3

2,7

3,0

8,3

15,8

14,8

14,1

17,2

15,2

14,2

13,5

20,2

16,6

19,9

19,4

14 6

16,8

14,8

15,8

13,6

12,9

13,3

12,6

13,8

12,8

12,1

3,3

7,8

3,6

7,4

7,2

13,6

13,2

13,0

13,0

12,6

12,4

12,0

12,1

12,4

11,8

11,7

11,5

11,6

11,2

11,0

AioCfecn %tu()

Tab. 31

Töi»önB»hI|H= 300 400 500 600 700 800 900 1000 D>00 / iKalbonlrnh n= 150 Täo~ 106 95~ 86 ~77    70    65    63

Ein-

Cylinder-Konden-sation. Il—1,7—2Z)

IL, ig II li li li i: U

5,8    5,2    4,6    4,3    3,8    3,6    3,2    3,1    2,6

CD CO OT

•■cs-:;-5

Kolbenhub JT 500 Tourenzahl n 90

600

80

700 800 900 1100 1200 1500 75    70    67    60    56    50

P (Pm'H Sn sv= ²>⁹    W ²’6    2>5    2>3    2>²    2,0

Cylinder.

(Kom

pound)

Auspuff.

(M <M OH 03 CO ec

I 9,3    9,2

K9

8,8

fasses

10,2 10

Tab. 33. Kolbenhub H Tourenzahl n

Il II

500 600 700 800 900 1100 1200 1500

90    80    75    70    67    60    56    50

Zwei-

Cylinder

(Kom-

II

'S

'S

S-

Konden-

sation.

to to to I—*• p- P p¹

g£g

© 00 X M> 1> I>

P P -1 P P P.

05 00 00 b. t> t- L-

SS §•

»SS-SSSS

®    » o,® cc

00 00 t> [> CO CO

oo « i> * oip.q

00 00 t- N l> l> i>

00 00 t- t> l> t-

Drei-

Cylinder

(Dreifach-

Expans.-

maschine)

mit

Konden

sation.

Kolbenhub 11= 500 600 700 «00 900 1100 1200 1500 Tourenzahl n= ~9Ö 88 85 82 80 76 73 65~

P (Pm)i    2*¹

2,0    1,9    1,8    1,7    1,5    1,3    1,1

Io 4^ x ic kO

fC ÈOJOJÛ — M-N Oi bï O 00 ©

p p p p p p¹

20 Ol <1 GD CO O

i 35 P P P P P

L* C5 -3 ^0 CO

-S-8SSS5

-S-SPSvS

Beispiel:7Eine Eincylindermasohine, 700 mm Kolbenhub mit Kondensation arbeitend, benötigt nach Tabelle 31 bei 6 Atm. Betriebsdampfdruck, also 7 Atm. abs. =9,7 kg Dampf pro N^ und Stunde.':

5glm grossen ganzen wird der Dampf verbrauch bei gebräuchlichen Ausführungen auch vom Kolbenhub beeinflusst. Vertikal m a sc hi n en (also Maschinen mit sehr kurzem Hub) haben naturgemäss (bei derselben Kolbengeschwindigkeit) grössere schädliche Räume, demzufolge auch etwas höheren Dampfverbrauch. Man kann aber obige Dampfverbrauchstabellen auch für vertika?l₄e Maschinen zu Grunde legen.

Abschnitt VI.

Gestängedruck.

Hauptlager, Kurbelzapfen und Kreuzkopfbolzen.

Die in Dampfmaschinen auftretenden Drücke sind mannigfacher Art. Sie hängen nicht nur ah von Abmessungen und Dampfdruck, sondern auch vom Spiel in Zapfen und Lagern, Lockerwerden von Schwungrad, Kurbel oder dergl., nicht ganz fest auf dem Fundament befestigten Kähmen, momentane Druckerhöhung durch Wasser im Cylinder, Keibung durch Heisslaufen von Kolbenstange und Lagern u. s. w. ²)

Diese Drücke rechnungsmässig zu bestimmen ist unmöglich, und sind wir gezwungen, entsprechende Prüfung der einzelnen Teile auf Festigkeit nur mit den theoretischen Drücken vorzunehmen; als solche kommen besonders in Betracht:

1.    der Druck im Hauptgestänge (Druck in der Cylinderachse, also in der Kolbenstange),

2.    der Druck im Hauptlager,

„ Steuergestänge.

3.    „

Viele Teile, z. B. der Rahmen, lassen sich auf Festigkeit überhaupt nur an einzelnen Stellen prüfen, so z. B. kann man die Scherbeanspruchung der Fundamentanker kaum ermitteln, da die in Betracht kommenden Drücke sehr verwickelter Art sind. Man begnügt sich mit Dimensionen, welche sich in der Praxis im Lauf derZeit ergeben haben. Jede weitgehende Abweichung von diesen, welche etwa eine Berechnung ergeben sollte, muss man vermeiden.

a) Der Druck im Hauptgestänge.

Der grösste auftretende Druck (in der Totpunktlage) bestimmt sich zu:

Eincylinder

07)

f“ = Q (P — Po) Kompound (2kurblig)

P'= Qj ip— Pi) bezw. Q{pr — po) .... (17a)

Tandem (lkurblig)

P‘ = QX (p — pr) + Q(Pr — Po) ■ ■

. . (17b)

worin

Q₁ Querschnitt des Hochdruckcylinders, Q Querschnitt des Nieder-druckcylinders in qcm, p Eintrittsspannung, p Receiverspannung, p₀ Gegendruckspannung in Atm. abs.(s. Gleich. ia,2a, 2e S.14,16,19).

Je nachdem die Maschine schwach oder stärker belastet ist, schwankt der Betrag p— pr und pr—p₀. Wir müssen aber für unsere Berechnung den grössten auftretenden Druck zu Grunde legen, letzterer ist in der vorletzten Rubrik (Druck im toten Punkt) der Tabellen 21, 22 u. 28 unterstrichen.

b) Der Druck im Hauptlager.³)

Das Hauptlager ist mit der wichtigste Teil einer Dampfmaschine, und muss der Konstrukteur über die im Lager auftretenden Druckverhältnisse vollständig im Klaren sein.

Diese Klarheit erreicht er nur durch selbständiges Durcharbeiten eines Beispieles.

Es sei zu untersuchen, wie sich bei einer Eincylinder-maschine die Lagerdrücke in den verschiedenen Kurbelstellungen verhalten, in welcher Kurbelstellung der grösste Lagerdruck sich einstellt und welche Richtung dieser Druck hat³

Sodann ist zu untersuchen, ob die Maschine auch bei abgenommenem Hauptlagerdeckel arbeiten kann.

Man zeichnet zuerst den allgemeinen Kräfteplan (Fig. 85 und 86) ohne Berücksichtigung der Länge der Kurbelachse und des Schwungradgewichtes.

-'S

Fig. 85. Kräfteplan.

7>

Fig. 86.

Zerlegung der Schubkraft.

■P

P~-

~k(C-

Es sei:

P‘ der Kolbendruck,

P die in der Treibstange auftretende Schubkraft,

V der auf die Geradführung wirkende Vertikaldruck.

Die Schubstangenkraft Pist annähernd gleich dem jeweiligen Kolbendruck, also

P = P‘ .

(18)

und zerlegt sich in T die Tangentialkraft (Umfangskraft) und C die Centripetalkraft (Fig, 86).

Die Grössen dieser Kräfte lassen sich ohne weiteres bestimmen wenn der Kolbendruck P³ der betreffenden Kurbelstellung bekannt ist. Denken wir uns also das Hauptlager in derselben Ebene wie die des Kurbelzapfens, so ist der Druck im Hauptlager in Richtung und Grösse gleich dem am Kurbelzapfen. Das

III. Aufl.

Kurbellager liegt aber in Wirklichkeit um das Stück a (Fig, 87) dem Kurbelzapfen entfernt und wir haben folgendes :

von

sn\

IMi

4*M:

«P

fl y

*' '-G

^ \\ V ' a

I ^ i! Ą/

iv iU' 4

'///////z

V-v

Fig. 87. Bestimmung des Druckes im HauptJager.

Wenn X der mit dem Treibstangendruck gleichgerichtete Lagerdruck, so ist

P Schubkraft der Treibstange,

0X Schwungradgewicht,

6r Lagerdruek durch das

_ß Grösse und Richtung des Lagerdruckes mit Berücksichtigung des Schwungrades.

Schwungrad,

Moment rechts Mr = P-L Moment links Mi =a X-(b + c), PL

also Druck im Hauptlager X —    = P-

6-f c *

. . (10)

Gebräuchliche Ausführungen ergeben halten also als

6-{- c

= 1,2 ; wir er-

Lagerdruck X = 1,2 P

. (20)

wie in Fig. 87 ein gezeichnet.

Der Druck und die Druckrichtung im Hauptlager ändern sich mit jeder Kolbenstellung; er ist am grössten während der Admissionsperiode und nimmt ab während der Expansionsperiode.

Der Einfluss des Schwungrades auf den Lagerdruck.

Das Gewicht Gi des Schwungrades wirkt senkrecht nach unten, sucht also die Achse auf die Lagerschalen zu drücken. Wir haben hier nach Fig, 87 (für das Schwungrad) :

Moment links Mi — G₁-c Moment rechts Mr = (r-(6 -f e) also senkrechter Druck auf das Lager

G =    (Mittelwert G =0,5 GJ .    .    .    (21)

0 -j-c

ÎJÊF-

Fig. 88.

ohne Schwungrad.

Fig. 89. mit Schwung-rad.

P ist die Kraftrichtung der Treibstange,

1,2 P zeigt Richtung und Grösse des Druckes im Hauptlager, (ohne Schwungrad Mg SÄ);

a wäre der theoretische Berührungspunkt des Lagers mit der Schale (ohne Schwungrad Mg. 88) ;

R die Grösse und Richtung des resultierenden Druckes; b den theoretischen Berührungspunkt von Lagerlauf mit Schale (mit Schwungrad Mg. 89);

Durch die Einwirkung des Schwungrades verrückt also die jeweilige Berührungsfläche etwas nach unten, weil eben das Schwungradgewicht stets nach unten drückt.

Wir wollen nun ein Beispiel durchzeichnen für eine Maschine ohne Kondensation von :

Cylinderdurchmesser D = 570 mm, wirksame Kolbenfläche 0 = 2500 qcm, Kolbenhub H— 1000 mm ; Dampfdruck p = 6 Atm. Gewicht des Schwungrades 10 000 kg.

Die Massenwirkung sei ausser acht gelassen, der Einfachheit

wegen.⁴)

Entwerfe das Diagramm für Normalleistung Fig 90.

Trage die Drücke nach Fig. 91.

Zeichne Fig. 92 Kurbelkreis und Treibstangenlänge mass-stäblich die Kurbel für 1, 5, y (Druckwechsel), und 10 Kolbenstellung.

Berechne die wirkliche n Drücke für 1, 5 und 10 Kolbenstellung, so ergiebt sich :

im Hauptlager \fiir Kurbelstellung

im Kurbelzapfen

P=zQ.Pl = 2500 • 5}9 = 14800 hg 1,2 P = 17800 hg P=Q-p₆ = 2500 • 2,9 =    6500 „ 1,2 P = 7800 „

10

also :

P = Q -p₁₀ = 2500 • 1,8 =    4500 „    1,2    P = 5400 „

V\ Pb P\o aus ?'9- 91 gemessen und in Atm. eingesetzt. Q Querschnitt des Dampfcylinders in qcm.

Trage nun den Druck im Hauptlager (also 1,2 P) in der

Gleichung 21) ca. 0,5 Gl =

5 mm und bestimme durch

1000

Kraftparallelogramm den resultierenden Lagerdruck R nach

Cs

v U-/Æ

1000 kg.

Fig. 95.

Aufträgen der Werte für P und 1,‘? P.

VS

1 mm

Fig. 91.

Druckdiagramm.

2-

Fig. 90. Dampfdiagramm.

-- %

Z 3 '/ 6 6 7 # .9; w

IZlliSs

P<

& * J Hingangs

\!

i tfß,

f<7x !

. yi-

•K

Rü^Aga/ii

s-

f-

Trage nun der besseren Uebersioht wegen die Werte für P und 1,2 P nach Fig. 95 auf, als Maassstab sei gewählt 1 = 1000 kg, also für Kurbelstellung 1 wird und 1,2 P = 17,8 mm.

mm

14800

1000

= 14,8 mm

Fig. 92.

Kuibelstellungen und resultierende JDruck-kurve für Hingang.

Fig. 98.

Bestimmung von R für die Kolbenstellung 5.

Fig. 94.

Resultierende Druckkurve für Rückgang.

Schubrichtung nach Fig. 93 auf, ferner G vertikal ab (G nach 0,5-10000

Grösse und Richtung.

Auf diese Weise zeichnen wir nun in Fig. 92 die Grösse 1,2 P ein und bestimmen R.

Für Kurbelstellung 5 ergiebt sich z. B. R — 8 mm, demnach Lagerdruck 8*1000 = 8000 kg.

In Fig. 92 sind für 10 Kur bei Stellungen des Hinganges die Resultanten R eingezeichnet und für die Kurbelstellungen 1, 0, 5, 9, 10 mit den entsprechenden Buchstaben bezeichnet.

Wir erkennen daraus, dass bei gewöhnlichen Maschinen die Richtung aller Drücke im unteren Halbkreis liegt, der Lagerdeckel erhält also keinen Druck.

Der grösste Lagerdruck äussert sich im toten Punkt, zu Beginn des Anhubes, also Kurbel horizontal. Grösse und Richtung dieses Druckes ist in Fig. 92 mit 0 bezeichnet.

Den kleinsten Lagerdruck haben wir in der Kurbelstellung y {Fig. 92). Hier drückt das Schwungradgewicht den Lagerlauf mit G = 5⁵ 1000 = 5000 kg vertikal auf die Lagerschalen.

Die Maschine könnte also

mit abgenommenem Lagerdeckel

arbeiten.

Zusammenstellung“ der ermittelten Regeln.

P¹ Schubkraft in der Kolbenstange (also Kolbendruck),

P Schubkraft in der Treibstange und im Kurbelzapfen.

Wir setzen als zulässig Gestängedruck P' = P .    .    .    (22)

Druck im Hauptlager ohne Berücksichtigung des

Schwungradgewichtes j X = 1,2 P (Annäherungswert) i 23 i

Einfluss des Schwungradgewichtes Gv

Senkrechter Druck im Hauptlager durch Schwungrad

X=P-

a + b -f- c b -\- c

nach Fig. 87

b-\-c

angenähert: G ^ 0,5 Gx Aus 7,2 P und 0,5 Gx wird P bestimmt durch das Kräfteparallelogramm nach Fig. 93, dann haben wir:

R Grösse und Richtung des Lagerdruckes.⁵)

(24)

(24a)

Man ermittelt also nach dem entworfenen Dampfdiagramm den Dampfdruck für die Kolbenstellung 1—10 {Fig. 90 und 91), bestimmt nach Fig. 92 und 93 für die verschiedenen Kurbelstellungen die Schubkräfte P, 1,2• P, 0,5⁵ Gx und hieraus den resultierenden Lagerdruck P. Man erhält dann, wie auf Seite 46 gezeigt, die Grösse und die Richtung des Druckes im Hauptlager für jede Kurbelstellung.

Einfluss des Eiemenzuges auf den Lagerdruck.

Wie sich aus Nachstehendem ergiebt, ist der Einfluss des Riemenzuges unerheblich. Legen wir eine normale Maschine zu Grunde, bei welcher Schwungraddurchmesser gleich 5 X Kolbenhub ist und bezeichnen wir mit: Q die wirksame Kolbenfläche in qcm, yj = 0,85 den Wirkungsgrad der Maschine,

K den Riemenzug in kg,

H den Kolbenhub in Mtr., n die Tourenzahl der Maschine,

den mittleren Kolbendruck in Atm., so rechnet sich die effektive Leistung am Schwungrad 5 • H • n • n

N    ⁶⁰

^e    75 .

Nach gehöriger Reduktion:

Pm

im Dampfcylinder

0,85 • Q 'Pm — QQ H

75

• • (25)

0,85 • ^ • Q ' Pną

demnach die vom Riemen zu übertragende Kraft (Umfangskraft des Schwungrades) in kg

(26)

(27)

F — 0,11 • Q • Pm

d. h. bei einer normalen Eincylindermaschine kann man die Umfangskraft des Schwungrades = 0,11 mal mittleren Kolbendruck ansetzen (pro qcm Kolbenfläche).

Man rechnet nun allgemein Fig. 96 :

Riemenspannung im ziehenden Trum = 2 K „    v gezogenen

Gesamtriemenzug = 3K

. (28)

Z —3 K

fgggcsäp

Fig. 96. Uebliche Anordnung.

Bezeichnen wir nun nach Fig. 97* mit

Riemenscheibenschwungrad bis zum Hauptlager,

„    „    hinteren

b die Entfernung vom c „    „    »

Lager, so erhalten wir als Druck im Hauptlager

3 K * FTc*

Für übliche Ausführung ist ungefähr b — c, demnach

*L1

2k

SĆ

mtr.

SS///'

W/////////

WM

\Mi

Fig. 97. Bestimmung des Druckes im Hauptlager.

3

Lagerdruck = — K = 1,5 K, den Wert in Gleidiung 27 eingesetzt ergiebt

Lagerdruck durch Riemenzug:

Z— 1,5 • 0,11 Q Vm ~ O»¹⁶ ©

Mittelwerte für pm und Z = 6 ⁼ ^

Lagerdruck durch Riemenzug Z =0,4 Ç 0,48 (>

Diese Werte eingesetzt ergiebt:

Lag er druck hinten .

„    vorn . .

(29)

Dampfdruck

8 Atm.

7,52

8,48

Der horizontale Riemenzug bewirkt also

hinten (Deckelseite) Verminderung des Lagerdrucks um 6%, vorn (Kurbelseite) Erhöhung des Lagerdrucks um 6%.

Unter Zugrundelegung eines mittleren Flächendrucks im Hauptlager von 20 kg pro qcm hätten wir also

Flächendruck hinten 19 kg prd qcm

„    vorn 21 „    „

Dieser Unterschied ist sehr gering, dass man bei Berechnung der Lagerdimensionen den Biemenzug ausser acht lassen kann.

H a e d e r, Dampfmaschinen.

Abschnitt VII.

Hauptlager, Kurbelzapfen, Kreuzkopf bolzen.

Bei Feststellung der Regeln für die Dimensionen des Haupt-Jagers müssen wir auf den Geldbeutel der Fabrikanten Rücksicht nehmen. Wir müssen deshalb untersuchen (mit Bezug auf wohlfeile Herstellung der Maschinen), ob man das Rahmenmodell der Eincylindermaschinen auch für Mehrcylindermaschinen benutzen kann.

Es bezeichne :

b = den Durchmesser, { die Länge des betr. Lagerlaufes in cm; D den Durchmesser des Dampfcylinders in cm ;

z*Z)² — den Kolbendruck bezw. Kurbelzapfen und Kreuzkopfbolzendruck in kg ;

\&zD² ~ den Hauptlagerdruck in kg; denn es ist nach Flg. 97 (Seite 49):

1,2-z-D2 nt

4-

Lagerdruck =    — -z-D²

L — a    ⁴

q den zulässigen Flächendruck in kg pro qcm.

Hauptlager.

1 = 1,6 b

q = 21

21 • 1,6 b³= 1,2s D³ J

^~\l~7k ‘1,2

V 1 ,<j - 2Ü

b = 0,165 • y/s~. D

Kurbelzapfen.

1 = 1,3 b q = 73

73 • 1,3 b³ = sl)³ v

Kreuzkopfbolzen. I = 1,3 b q = 95

95 • 1,3 b³ = s I>³—

z-D

‘"Aät 4

b = 0,09 • y/s~~• D

z-D

b=V

T J

V

b = 0,08 • y/J . I)

z-D

Wir sehen, der Zapfendurchmesser ist abhängig von der y/zT Dieses z ist aber der Kolbenüberdruck in Atmosphären im toten Punkt.

Für Eincylindermäschinen ist z — p — 0,3 Atm. Für Mehrfach-Expansionsmaschinen setzt man z = den unterstrichenen Zahlen der Tabellen Seite 34, 35 und 39 Rubrik: Druck im toten Punkt.

Bezeichnen wir noch mit:

d = den H o c hdr u c k cylinderdurchmesser, dm den M i ttel dru ckcylinderdurchmesser,

D den Niederdruck cylinderdurchmesser und setzen die Werte für z ein, so erhalten wir folgendes:

¹

Eingehend bearbeitet in „Haeder, Indikator“, III. Aufl.

²

Eine Maschine soll in allen ihren Teilen auch noch genug Festigkeit besitzen, wenn dieselbe längere Zeit gebraucht ist und sich etwas Spiel in den Lagern u. s. w, eiustellt.

³

Ausführlich behandelt in Haeder’s Zeitschrift 1897 und Indikator

⁴

Nur bei schnelllaufenden Maschinen hat die Massenwirkung auf das Gesamtbild merklichen Einfluss.

⁵

In der Praxis bestimmt man R nur bei grossen Maschinen mit schweren Schwungrädern, für gewöhnlich rechnet man mit 1,2 P nach Gleich. 23.

Hauptlager.

Tabelle 35 (s. auch Tab. 38). Bestimmung des Durchmessers des Hauptlagers.

____also p =    5_6    8    9    10__11    13    15

Eincylinder . b = 0,37 0,40 0,43 0,46 0,49 0,52 0,54 0,57 0,59 •</

Kompoundmaschine b = (2-kurblig) b =

CO CO

co co © o co To

Qi rf*

© o co To © CD

0,27 0,28

0,42 !0,45

0,30 • D — 0,50- d -

Tandem-

0,40 D — 0,67 • d ! —

00 CO CO ©

O ©

r- ©> CO iG © ©

lC iä CO IG

© o

CO

CO iG

o ©

i—l O*

CO ^

o © Ob co

CM rf<

o ©

maschine b (1-kurblig) b

Dreifach-

Expansionsmaschine b = (2-kurblig) b =

©    QC    CO

CM    CO    iO_

o    ©    ©

0,27 0,29-0

0,42 0,46dm 0,65 0,71 -d

Man legt (das ist allgemein üblich und vorteilhaft) bei der Konstruktion einer neuen Maschine schon einen entsprechenden hohen Dampfdruck zu Grunde und zwar:

bei Eincylindermaschinen ....    7 Atm. Ueberdr. (p — 8)

(P = 9*/j) (P = 15)

„ Kompoundmaschinen .... Sl/₂ „

„ Dreifach-Expansionsmaschinen 14    „

Wollen wir hierbei nun auf die Benützung eines und desselben ßahmenmodells Rücksicht nehmen, so erhalten wir

als Durchmesser des Hauptlagers (wenn Lagerlänge I = 1,6 b):

Ein cylindermasch. K o m p o un d masch. Br eifach-Exp.-Masch.

(2-kurblig)

b = 0,46 d,

b = 0,46 d,

(2-kurblig) b = 0,46 dm •

Wir könuen also für die 3 Gattungen dasselbe Rahmenmodell benutzen.

Die Tandem-Maschine (1-kurblig) muss einen extra schweren Rahmen haben. Der Durchmesser des Hauptlagers wird bei 9 Atm. abs. nach Tabelle 35 b = 0,59 d.

Kurbelzapfen und Kreuzkopfbolzen, (s. auch Tab. 38).

Eincylindermaschinen, Kompoundmaschinen (2-kurblig) und Dreifach-Expansionsmaschinen (2-kurblig) haben gleich e Rahmenmodelle und gleiche Kolbendrücke, also können wir auch Treibstange und Kurbel für die drei erwähnten Maschinengattungen gleich machen. Es ergiebt sich hier:

Tabelle 36. Kurbelzapfen. (I = l,3b.)

Bestimmung des Durchmessers des Kurbelzapfens.

also p =    5

6    7    8    9    10    11    13

Eincylinder . b = 0,20 0,22 0,24 0,25 0,27 0,28 0,30 0,31 0,32 •</

Kompound

maschine

(2-kurblig)

Tandemmaschine (1-kurblig)

03 QO

T—I —<

o o

0,13

0,20

Tf OJ

i—i !M

cT ©

0,145 0,15

0,23 0,24

CD ZO

© ©

0,17-0 —

0.28 -d —

Il II

s «

o o

SS

© ©

O ©

2"S

o ©

5 s

o o

2 3

o o

0,22-0 —

0,37 ’d —

Dreifach-

Expansionsmaschine b = -(2-kurblig) b = --0,135 0,14 0,16-0

0,20    0,22 0,20 dm

0,32 0,34 0,39 -d

Tabelle 37. Kreuzkopfbolzen. (I = 1,3b.)

Bestimmung des Durchmessers des Kreuzkopf bolzens.

also p =    5

6    7    8    9    10    11    13

15

Eincylinder . b = 0,17 0,19 0,21 0,22 0,23 0,24    0,25    0,27 0,28-d

Kompoundmaschine b (2-kurblig) b

Il II

CO —< H Ol © © 03 Oi

tH 1—1

o ©

3 £

o o

O lO H

o ©

0,135 0,14 0,145 0 -0,22 0,23 0,24-d —

Tandem

maschine

(1-kurblig)

Dreifach-

Expansions

maschine

(2-kurblig)

v or oc oc er

ii ii

ill

L 51 . ° °

, ® <=> ¹ ^

0,175 0,18 0,19-0

0,28 0,30 0,32 -d

0,12 0,13 0,14-0

0,18 0,20 0,22-dm 0,28 0,3110,34 - d

Gegabelte Treibstangen haben längere Lager (I °° 2 b) und genügt als Durchm. 0,7 b-

Wir haben demnach zu setzen:

Tabelle 38. Zusammenstellung der Resultate.

Ein- Kompound Tandem Dreifach-Exp.

cylinder 2 kurbl. 1 kurbl. 2 kurbl. p = 8 p — 9ll₂ p = 9V₂ p — 15 Atm.

Hauptlager

Kurbelzapfen b = 0,25 d Kreuzkopfbolzen b = 0,22 d

b =    0,46 d 0,46 d

0,25 d 0,22 d

0,60 £/ 0,33 d 0,29 d

■I -I -I 3 s

Beispiel. Kompoundmaschine 525 mm Hochdruckcylinderdurchmesser erhält Hauptlagerdurchmesser b = 0,46 • 525 oo 240 mm.

Abschnitt VIII.

Festigkeitsrechnen.

Wenn man auch die Dimensionen der einzelnen Teile der Dampfmaschinen nicht durch Bechnung bestimmen, sondern immer praktischen Ausführungen anpassen soll, so darf man doch nie unterlassen, die Beanspruchung des Materials durch Nachrechnen festzustellen. Es seien deshalb kurz hier einige Begeln der Festigkeitslehre wieder gegeben.

Die genaue Bestimmung der Beanspruchung in den einzelnen Teilen ist nicht durchführbar, da zuweilen Kräfte auf treten können, welche sich vorher nicht bestimmen lassen, z. B. durch Wasserschlag, Spiel in den Lagern, schlechte Montage oder dergl. Man wähle deshalb die entspr. Abmessungen nach den Erfahrungswerten, welche sich durch die Praxis ergeben und ermittele die daraus sich ergebenden Beanspruchungen.

Mit Kücksicht auf die Herstellung erhalten die Gussteile häufig viel grössere Wandstärken, als die übliche Berechnung auf Festigkeit ergeben würde. Die in der Tabelle 41 enthaltenen Werte für die zulässigen Beanspruchungen sind deshalb nicht maassgebend. Bei Berechnung der Details werden wir die zulässigen Beanspruchungen stets noch besonders angeben.

Tabelle 39. Festigkeitsmodul (Bruchgrenze) kg pro qcm

und Tragmodul {Elasticitäta grenze) kg pro qcm.

Guss

Stahl

Schmiede

eisen

Stahlguss

Holz II zur Faser

Zug .    .

1250

Druck .    .

{750)

7500

(1500)

Schub .    .

3500

{1400)

3000

{1400)

3000

{1000)

7500

{3000)

7500

{3000)

4000

5000

{2000)

7000

{2200)

3000

850

' 300 (150)

50

Die oberen Werte geben an, bei welcher Beanspruchung Bruch

eintritt.

Die unteren Werte geben an, bei welcher Beanspruchung die Elasticitäts-grenze überschritten wird, also der Stab, bezw. Gegenstand nach Beseitigung der Belastung seine frühere Form nicht wieder einnimmt ; durch die Belastung wird die Form des Körpers verändert.

Tab. 40. Elasticitätsmodul bezogen auf cm.

Für

Guss

Schmie

deeisen

Stahl

Stahl

guss

HoD

Zug u. Druck E — Schub .    . S =

1000000

2000000

2200000

2150000

100000

400000

770000

850000

830000

Tab. 41. Zulässige Beanspruchung in kg pro qcm.

Material

Zug kz

a I b | c

Druck kd Biegung kb Drehung/^

a | b 1 c

Gusseisen

Schmiedeeisen

Stahl

Stahlguss

Holz

300

900

200

600

100

300

900

900

600

600

900

600

300

1300

750

90

900

500

50

450

250

30

1300

1050

80

900

750

50

1300

900

ro

720 480 240 950 700 350 650 450 220

(Die Werte für Schmiedeeisen gelten sowohl für Fluss- als auch für Schweisseisen, doch nehme man bei letzterem für Tct die Hälfte der angegebenen Werte.)

Es gelten die zulässigen Beanspruchungen (nach Bach)

unter :

a für ruhende Belastung,

6 für den Fall wiederholter Dehnung, Biegung, Drehung nach einer Richtung von Null bis zu einem maximalen Werte, c für beliebig wechselnde Belastung zwischen einem grössten positiven und einem gleich grossen negativen Wert, also für wiederholte Biegung, Dehnung und Drehung nach entgegengesetzten Bichtungen.

Zug und Druck.

P sei die Zug- resp. Druckkraft in kg,

F die Quersch nittsfläche in qcm, dann ist die Beanspruchung in kg pro qcm (Tab. 41)

. . (30)

P

Zug kz = — resp. Druck k(l =

Abscherung (Schub).

(31)

Die zulässige Beanspruchung ist ⁴/₆ derjenigen der Zugfestigkeit, also :

Zerknickungsfestigkeit.

Wl Sicherheitsgrad, J Trägheitsmoment, E Elasticitätsmodul.

Tabelle 42.

„ 2jbJ-E

m-l²

10 J-E

~-W

20 J E m-l²

40 J-E m-l²

~d

;> 10

30

Giebt beim runden Quersdinitt l:d, also Länge dividiert durch Durchmesser, kleinere Werte als in der untersten Zeile, so ist der Stab auf Druck zu berechnen.

Torsion (Drehung)

P sei die auf Torsion wirkende Kraft in kg, r der Hebelarm, an welchem P wirkt, in₄cm, kt die zulässige Belastung in kg pro qcm,

Jp das polare Trägheitsmoment, a der Abstand der äussersten Faser in cm,

so ist:

Jp

",

Mt = p-r=-fkt= Wp'kt-, k,= Wp

Beim kreisrun- ( polares Trägheitsmoment Jp = ~ den Querschnitt l polares Widerstandsm.

(32)

(33)

(34)

Biegung.

P sei die biegende Kraft in kg,

Mb das Biegungsmoment in cmkg,

W das Widerstandsmoment pro qcm, die Beanspruchung in kg pro qcm,

dann ist :

Mb

(35)

Tabelle 43. Werte der Biegungsmomente.

Belastung

Moment" Belastung

Biegungs

moment

Belastung

Biegungs

moment

*p

qL

l- •)

Mitr*

- ca

T nrpr

? *=*

P-l

Pmn

Û,

nrrrP

r-i—I

»i-:

or

«Mp

12

l—lI

Ti?

16

fSlp

/M

m,

i-H

-l-J

PTP

Pd

Mir-

p,

00

»!<-*

,p

Tabelle 44. Widerstandsmoment W und Trägheitsmoment J

einiger häufiger vorkommender Querschnitte.*)

Querschnitt

Trägheits moment

Widerstands moment

rb-

6*/r³

6-/>²

12

'ÆLj

rF

II

»I T,

J-'- 0,05 tf⁴

0,1 tf³

J ^ 0,05 (O⁴ — f/⁴)

(O⁴ — rf⁴)

ST*

J 0,05 6-A³

W~ 0,1 6-A²

r Ki

hiblH

-B

_i

->1

Ü|T

B-H*—b-hs

£//³ — 6-/I³

hl » H

12

i-i

hiP^H

*) Kraft wirkt senkrecht auf b bezw. B.

Trägheitsmoment j = und Widerstandsmoment w

n -d⁴

64

7i -d:i

32

des kreisförmigen Querschnittes bezogen auf den Durchmesser cf.

Tabelle 45.

0,0491

0,7854

3,976

12,57

30,68

63,62

117.9 201,1 322,1

490.9 718,7

1018

1402

1886

2485

3217

4100

5153

6397

7854

9547

11499

13737

16286

19175

22432

26087

30172

34719

39761

45333

51472

58214

65597

0,0982

0,7854

2,651

6,283

12.27 21,21 33,67

50.27 71,57 98,17 130,7

169.6

215.7 269,4

331.3

402.1

482.3 572,6

673.4

785.4

909.2

1045

1191

1357

1534

1726

1932

2155

2394

2651

2925

3217

3528

3859

73662 82448 91998 102354    5387

773272 24548 823550 25736 876240 26961 931420 28225 989166    29527

1049556 30869

4209

4580

4973

1112660 32251 1178588 33674 1247393 35138 1319167 36644 1393995 38192 1471963 39783 1553156 41417 1637662 43096 1725571 1816972 46589 1911967 48404 2010619 2113051 2219347 2329605 56135 2443920 2562392 60292 2685120 62445 2812205 64618 2943748 66903 3079853 69210 3220623 71569 3366165 73982 3516586 7644 3671992 7896 3832492 81542 3998198 84173 4169220 86859 4345671 4527664 92401 4715315 95259 4908738 98175

44820

50265

52174

54130

58189

89601

Zusammengesetzte Biegungs- und Torsionsfestigkeit.

Sehr häufig wird ein Maschinenteil auf B i e g u n g und Torsion (Drehung) zu gleicher Zeit beansprucht. In solchen Fällen ermittelt man am besten ein sog. ideelles Biegungsmoment (Afft)/ und bestimmt nach letzterem die Beanspruchung £ft.

Für die Vereinigung der beiden Momente gilt die Gleichung:

( M b)i = % "b + s/₈    .    .    . (36)

angenähert nach Poncelet wenn Afft > Afy

wenn Afft < Mf ferner

(Mh)i = 0,97 Afft +0,3 Mt . . . (37) (Afft)/ = 0,62 Afft + 0,6 Mt ... (88)

CMb)i = wkb

Betreffs W für rechteckigen Querschnitt beachte Seite 108.

(38 a)

Auflagerdruck

Moment

freitragende Länge

z. B.

P-b

I-----CT-----H-

*'—L

(39)

Pa

A,

•    •    (40)

Die Auflagerdrücke Ax +A₂ = P, ist also a= b} dann wird

Durchbiegung.

p    Die Durchbiegung im Angriffs-

T~^ “*i punkte der Last beträgt in cm:

/ L'+a-b

u---- a --

a²-ft²

EJ-3L

(41)

to r-

und wenn angenähert a=b =

(42)

1    z.³

E S 48

worin

jP die Belastung in kg,

Q das Eigengewicht des Tragkörpers in kg,

E der Elasticitätsmodul bez. auf cm nach Tab. 40,

J das Trägheitsmoment bez, auf cm nach Tab. 44 u. 45, L, a u. b in cm.

Abschnitt IX.

Hauptanordnungen, Bauarten, Drehrichtung.

Es seien hier nur die Hauptanordnungen erwähnt, welche mehr oder weniger häufig in Anwendung kommen.

Sx

S_.

Liegende Maschine oder Horizontalmaschine älterer Konstruktion mit ganz auf dem Fundament aufliegenden Kähmen von U-förmigem Querschnitt.

rpr ■■ '»P r.......    n

Fig. 98—99. Rahmenmaschine.

Liegende Maschine mit

Bajonettrahmen (auch Cor-liss-Rahmen genannt), eignet sich besonders zur bequemen Anbringung für Corliss- und Ventilsteuerungen, indem der Dampfcylinder hinten freitrag. befestigt werden kann.

>-K.

•w

Fig. 100—101. Bajonettmaschine.

Fig. 102.

Stehende Maschinen (Vertikalmaschinen) erfordern weniger Raum zur Aufstellung und werden für kleine wie für grosse Maschin- n, z. B. Wal-zenzugmaschim n, mit und ohne Kondensation nach Fig. 102 häufig ausgeführt.

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■Sir

l)

Fig. io3. Parallel-Zweicyl.-Maschine, Fig. 104-105. Parallel-Dreicyl.-Maschine,

einf.wirk.,Kurbeln 180°versetzt, einf. wirk., Kurbeln 120° versetzt.

/'T

:T'x<

Fig. 106.

Fig. 107.

Radial-Dreicylindermaschine. Radial-Viercylindermaschine.

Fig. 108.

Woolfsche Maschine m. entgegengesetzt gerichtetem Kolbenlauf, Kurbeln unter 180° versetzt.

Fig. 110. Tandemmaschine.

Tandemmaschine,

Kompoundmaschine mit 2 hintereinander liegenden, ungleich grossen Cylindern. Beide Cylinder haben Expansion.

Fig. in. Kompoundmaschine.

Die 2 Kurbeln sind unter 90 ⁰ versetzt.

EP

Fig. 112. Kompoundmaschine

mit schräg übereinander liegenden Cylindern. Die Kolben treten nicht gleichzeitig in den toten Punkt.

Schrägliegende Maschine,

Antrieb der Schaufelräder für Dampfer viel angewandt, meist als Kompoundmaschine mit nebeneinander liegenden Cylindern.

zum

Fig. 113. Schiffsmaschine.

I! H

Fig. 114. Schiffsmaschine.

Schrägliegende Zweicylinder-

maschine, ebenfalls für .Raddampfer in Verwendung als Zwilling oder Kompound.

Fig. 115. Kompoundmaschine. Hoch-druckcylinder H liegend, Nieder-druckcylinder N stehend angeordnet, auf eine Kurbel arbeitend.

Fig. 116. Dreifach-Expansions-

maschine. 3 Kurbeln unter 120° versetzt. Sehr gleichmässiger Gang.

Fig. 117. Dreifach-Expansions-

TandeiDmaschine. 2 Kurbeln unter 90° versetzt. Für liegende Maschinen viel angewandt.

U"

-SK

Dreifach-Expansions-

Fig. 118.

maschine mit 4 Cylindern. 2 Kur. beln unter 90° versetzt. Für grosse liegende Maschinen öfters angewandt (1 Hochdruck-Mitteldruck- ,    2 Niederdruck-

cylinder).

mm-

BmRhi

Fig. ns. Dreifach - Expan-

S’lOnSmaschine. Hochdruck-u. — —

Mitteldruck cylinder liegend, Niederdruckcylinder stehend angeordnet, auf eine Kurbel arbeitend.

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vluf

Gebräuchliche Bauarten der Horizontalmaschinen.

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Fig. 120. Maschine mit Gabelrahmen bis zu 450 Hub; die Kurbelwelle ist gekröpft ; das Schwungrad sitzt auf Kopf ausserhalb eines Lagers.

f. 1

Fig 121. Bauart bis zu 600 Hub, Cylinder freihängend Bajonettrahmen zweimal unterstützt.

Br—

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I______1

Fig. 122. Maschinen mit Bajonettrahmen bis 800 Hub und hinten geführter Kolbenstange.

liisel

Fig. 123. Maschinen von 700 Hub aufwärts, der Bajonettrahmen ist in der Mitte nochmals unterstützt.

Fig. 124. Für Maschinen bis 2000 Hub; der Fuss des Dampfcyiinders kann sich in der mit einer SchlittenfUhrung

ver-

teesl

sehenen Sohlplatte bewegen, zur Ausgleichung der Ausdehnung des Cylinders.

......................«......................................

$$m

Fig. 125. Maschinen mit Kondensation, Rahmen ganz aufliegend.

Rechts- und /inksbauend

Stellt man sich zwischen die Cylinder einer Zweicylinder-Maschine und sieht nach dem Schwungrad zu, so gilt die Maschine rechts als Rechtsmaschine und die Maschine links als Linksmaschine. Man wird deshalb auch den Rahmen der Rechtsmaschine mit rechtsbauend und den andern mit linksbauend bezeichnen. (Man kann jedoch auch anderer Meinung sein, vergl. „Haeders Zeitschrift“ Jahrg. 1900 S. 215 u. f.)

sX

Fig. 126. links-bauend.

Fig. 127.

rechts

banend.

ne

!P

Diese Ausführung findet man am häufigsten.

Drehrichtung der Dampfmaschinen.

Die Anwendung links umlaufender Maschinen (Fig. 129) ist nach Möglichkeit zu vermeiden, da die obere Fläche der Geradführung (welche in diesem Falle den Druck aufnimmt) besonders

Fig. 129. Links umlaufend. Druck in der Geradführung nach oben.

Fig. 128. Rechts umlaufend.

Druck in der Geradführung nach unten.

gute und regelmässige Schmierung verlangt, während bei rechts umlaufenden Maschinen (Fig. 128, Druck nach unten) der Kreuzkopf an beiden Hubenden in den Oelsammler eintaucht.

Ausserdem ist es erwünscht, dass sich das ziehende Trum auf der unteren Seite der Scheibe, das geführte (also das sich mehr durchsenkende) oben befindet.

Hauptmaasse.

Als Anhalt zur Beurteilung der Grösse einer Dampfmaschine

gelte uns der Durchmessen des Dampfcylindens und der Kolbenhub. In Bezug auf die Güte resp. den Wert der Maschine kommen unter anderem hauptsächlich in Betracht:

die Dimensionen und Konstruktion des Kurbelzapfenlagers, die Dimensionen und Konstruktion des Kurbelwellenlagers, Grösse und Gewicht des Schwungrades, die Art der Steuerung.

Das Verhältnis des Kolbenhubes zum Cylinderdurchmesser variiert bei Transmissionsdampfmaschinen von 1,5 bis 2, bei sogenannten Schnellläufern von 0,75 bis 1,25.

Der Fabrikant*) der Dampfmaschinen muss darauf bedacht sein, mit möglichst wenig Modellen recht viele Maschinen in gleichmässig steigenden Leistungen herstellen zu können, er wird also bei der Konstruktion einer neuen Maschine auf die bereits vorhandenen Modelle achten und sich von vornherein für eine bestimmte Reihenfolge in den Hauptdimensionen entscheiden.

Am bequemsten ist es, die Maasse des Cylinderdurchmesser s und des Kolbenhubes abzurunden, wenn auch das Verhältnis H : D nicht immer dasselbe ist.

*) Selbstverständlich auch der Konstrukteur.

Abschnitt X.

Details der Dampfmaschinen.

Für das Konstruieren der Details’ sind folgende Haupt-

Gesichtspunkte zu berücksichtigen :

Genügende Festigkeit, jedoch verlasse man sich nicht auf blosse Berechnung, sondern vergleiche das Resultat der letzteren mit ausgeführten Konstruktionen. Das Rechnen nach empirischen Formeln ist nach Möglichkeit zu vermeiden.

Geeignetes Material; arbeitende Teile, als Kolbenstangen, Schieberstangen etc., sowie Bolzen und Zapfen, Schwungradwellen sind aus Stahl, Lagerschalen aus bestem Rotguss oder Weissguss herzustellen.

Für Dampfcylindereinsätze z. B. ist eine besondere Gusseisenmischung vorzuschreiben.

Gute Formen; hauptsächlich der Teile, von welchen ein Modell angefertigt wird. Die eventuellen Mehrkosten derselben machen sich bei häufiger Benutzung nicht bemerkbar.

Genügend grosse Berührungsflächen auch für den Rahmenfuss und das Fundament.

Wohlfeile Herstellung. Nicht immer ist das Teuerste das Beste. Besondere Sorgfalt ist der Herstellung der Lagerschalen, Schlitten etc. vorzuschreiben (was allein das Heisslaufen eines Excenters dem Fabrikanten an Geld und Ruf kosten kann, ist ja bekannt). Ebenso wichtig ist es, für gute Schmierung Sorge zu tragen, und überlasse man dieses nicht etwa, wie meistens üblich, der Werkstatt. Durch ungenügendes Zuführen der Schmiermittel kann die beste Gleitfläche ruiniert werden.

Verwerflich ist auch eine übertriebene Sucht nach Verbesserungen und Originalität.

Man behalte Gutes und Bewährtes bei; für eventuelle Neuerungen empfiehlt sich eine Besprechung mit Fachgenossen (vier Augen sehen immer mehr als zwei).

Ausser den eigenen Erfahrungen mache man sich diejenigen anderer zu nutze, verlasse sich dabei aber nieht auf das Gedächtnis, sondern lege alles durch Skizzen und übersichtliche Notizen fest.

Hra e d'e r Dampfmaschinen.

Benennungen

der einzelnen Dampfmaschinenteile.

Fig. 130 u. 131.

A. Dampfcylinder, Cylinder.

B Rahmen, Gestell, Grundplatte, Geradführung, Bett.

C.    Kreuzkopf, Gleitstück, Schlitten, Querhaupt.

D.    Treibstange, Pleuelstange, Schubstange, Flügelstange.

E.    Kurbel.

F.    Kurbelzapfen, Kurbelfinger.

G.    Kurbelachse, Schwungradwelle, Hauptachse.

H.    Schwungrad.

/. Hinteres Kurbelwellenlager.

K.    Dampfkolben, Kolben.

L.    Kolbenstange.

a.    Kurbelwellenlager, Kurbellager, Hauptlager.

b.    Kreuzkopfbolzen, Kreuzkopfzapfen.

c.    Schutzstange, Geländer.

d.    Vorderer Cylinderdeckel, Stopfbüchsgehäuse.

Cylinderboden.

tt

e.    Hinterer

f.    Schieberkastendeckel.

g.    Grundschieber. Verteilschieber, Hauptschieber.

h.    Expansionsschieber.

/. Grundschieberstange.

k. Expansionsschieberstange.

/. Schieberstangenführungsbock.

m.    Gelenkstück.

n.    Excenterstange zum Expansionsschieber.

o.

tt

„ Grundschieber.

p.    Expansionsschieberexcenter.

q.    Grundschieberexcenter.

r.    Stellvorrichtung zur Steuerung.

s.    Indikatornocken.

t.    Schutzmantel, Umkleidung.

u.    Schaltwerk, Drehvorrichtung, Anstellvorrichtung.

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Fig. 130.

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Maschine mit Gabelrahmen, gekröpfter Kurbelwelle und einfacher Schiebersteuerung, Ausführung nach S. 70 ist besser.

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jj

Fig. 131.

Maschine mit Bajonettrahmen und Meyer’scher Expansionssteuerung.

Bemerkung

den Tabellen in Abschnitt X.

zu

Die Maasse sind in Millimeter angegeben und bedeutet in den Tabellenköpfen:

D den Durchmesser des Dampfcylinders,

H den Kolbenhub.

Um den zu behandelnden Stoff übersichtlich zu gestalten, wollen wir jetzt bei den Details besonders die

Eincy Binder-Dampfmaschinen

ins Auge fassen. Die Abweichungen bei Konstruktion der anderen Maschinengattungen werden wir dann im Abschnitt

„Verschiedene Maschinengattungen“ noch besonders hervorheben.

Gebräuchliche Hauptdimensionen von Eincylinder-Dampf-maschinen.

Tabelle 46. Kleinere und mittlere Maschinen.

Kolbenhub ...// =

120 160

200

250

300

350

400

450

500 mm

Cylinderdurchm. D = Umdrehungen . n =

Leistung effekt Ne¹) =

75

90

120

160

190

225

250

275

300    ¹

230

200

180

165

150

135

120

112

106

V.

15

19

22

25

30 PS.

Tabelle 47. Mittlere und grössere Maschinen

Kolbenhub . . H =

400500

600

700 800

900 10001100

1200 mm

Cy 1 in der dreh m. D -Umdrehungen n =

Leistung effekt. Ne¹) -

250

300

350

400

450

500

550

600

120

25

106 95

85

77

70

65

60

57

30

45

60

80

100

120

150

210 PS.

Es weiden auch häufig andere Abmessungen zu Grunde gelegt, so findet man z. B.

3 X Cylinderdurchmesser ^2X    »

-V 1,7 X

1,5 X

Der Rahmen.

Material: Gusseisen.

Mit Festigkeitsrechnung ist zur Bestimmung der Stärken des Rahmens nicht weit zu kommen, letztere haben sich durch Erfahrungen von selbst ergeben.

Bei der Konstruktion ist auf gleichmässige Materialverteilung zu achten, ferner sind Vorkehrungen zu treffen, dass das Schmieröl nicht ins Fundament gelangt, sondern an leicht zugänglichen Stellen angesammelt und von dort entfernt werden kann.

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Fig. 132.

Fenster für den^Kreuzkopf. $

‘f

- e'------t-

Das Fenster für den Kreuzkopf soll nicht nach a, sondern nach 6 ausgeführt werden, damit das Schmieröl sich bei o ansammeln kann und nicht über den Rand hinweg läuft.

Den Rumpf der Rundführung mache man des besseren Aussehens wegen nach dem Dampfcylinder zu etwas weiter und zwar e‘ = 1,05 -e.

¹

Ueberschlagswert, man ist in der Praxis gewohnt, Maschinen nach ihrer ungefähren Leistung zu kennzeichnen.

Fig. 133.

Rumpf der Rundführung.

Die Bohrung der Rundführung

richtet sich nach dem Ausschlag der Treibstange, man nehme für die ungünstige Stellung der Treibstange (65°) bei a = 20 mm Spielraum. Oelfänger bei a ist vorzusehen bei Maschinen über n = 70 (s. Seite 148).

a) Rahmen für kleinere Maschinen (nach Tab. 46).

Für Maschinen mit gekröpfter Kurbelachse. Das

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Schwungrad, gewöhnlich zugleich Riemenscheibe, sitzt ausserhalb eines Kurbelwellenlagers. Letztere sind meist zweiteilig, ohne Vorrichtung zum Nachstellen.

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Rahmen zu Tab. 46. Die Abbildung zeigt den Rahmen für 400 Hub im Maassstab 1 : 26.

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Schnitt C-E

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Schnitt A-B

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Rahmen bis 500 Hub.

85

100

140

165

220

240

260

280

300

58

75

06

105

140

160

180

200

220

40

55

65

80

105

115

130

140

155

Rahmen für kleinere Maschinen (ng. m-uo Seite 70).

40

45

65

75

100

110

i k* l m n o p q r s t u v

35

40

09

70

06

100

110 120

120 1130

130' 140

O    CO

CM    <M

240 120    25:230

I

280 150 | 25 1260

360 160 15 140 130

240 280

180 ! 170

190 18

480

330

1290

»O

CM

310

28

1350 ; 190

220

230

230 22

009

00

CM

355

30

220

420

260

270 26 280

740

O    CO    »O    00

C0    C0    C0    C0

385

440

480

510

535

30

250

460

300

320

1300 30

880

35

35

40

45

280

300

1340

360

1500

1000'340 32 350 320

i i

1240(400 38 |370 |340 560

Tabelle 48.

e |r* *

85

105

125 370 400

145 '440 460

1520

165 500

5*0

180 550 533

I tu

150

180

230

270

300

330

370 200 590 630 111301380 I 35 1360 1330 1530

! \éss

390J215 620 ,70©

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4£0 225 660 750-: 1850 I 410 I 40 | 380 [ 350 j 600

40 1105

CM

55 1135

O    O

CO    CO

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CO    ^

t—I    T—I

165

65

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230

260

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00    O

T-t    CM

135 280

'305

150

825

170

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1150

lO    iO    O    LO    ŁO

iO    CD    I>    00    05    Sh

Il 80

210

240

260

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800

75

06

120

160

200 ! 120

160

190

225

250

275

300

*) Bei Festlegung der Maasse & hat man den Cylinder mit Kolbenstangenstopfbüchse und die Kreuzkopfnabe zu berücksichtigen* **) Ausschlag der Treibstange berücksichtigen, damit der Kopf nirgends anstösst.

250

300

350

400

450

500

Bemerkung zum Rahmen (Seite^70).

Das Hauptfager, durch welches die Kraftabgabe nach dem Schwungrad zu erfolgt, hat stärkere Abmessungen als das gegenüberliegende Nebenlager. Das Fundament ist durch die eigenartige Form dieses Kähmens gegen Eindringen von Oel geschützt.

Fig. 141.

Ueber 400 mm Hub empfiehlt es sich, den Cylinder durch eine besondere Sohlplatte zu unterstützen, welche den an den Cylinder angegossenen Fuss trägt nach Fig. 141.

b) Rahmen für mittlere und grössere Maschinen.

Der in Fig. 142—144 dargestellte Eahmen älterer Konstruktion wird noch heute (jedoch seltener) für grosse und kleine Maschinen und für Pumpen ausgeführt, er bat den Vorteil, eine grosse Auflagefläche zu bieten und mit seinen Ankern viel Fundament zu fassen, er ist deshalb bei Fördermaschinen und Pumpen beliebt.

Fundament-Rahmen mit U-förmigem Querschnitt. Tabelle 49 und Fig. 142—144.

CI--M ^

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Maschine

110

125

160

200

220

235

260

290

320

350

235

270

300

325

370

400

OOVü'O'OOOOC

Fundamentrahmen mit Rundführung.

Zur Zeit gebräuchliche Rahmenkonstruktionen.

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Fig. 145 — 147. Rahmen für Maschinen bis 450 Hub (Cylinder freitragend). Besser ist der Rahmen auf Seite 70.

Fig. 148. Rahmen für Maschinen bis 600 Hub.

Fig. 149    600-1000 Hub (s. S. 74).

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Fig* 150. Rahmen für Maschinen mit Ventilsteuerung (s. S. 88).

Der Dampfeylinder erhält in der Mitte einen Fuss, so dass die Ventile der vordernund hintern Cylinderseite gut zugänglich sind.

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Normalien.

Fig. 152—155. (Abbild. S. 74 zeigt Rahmen 500 mm Hub im Maassstab 1:21.)

385 235 130

445 275 155

500 310 180

560 350 1200

620 395 225

680 440 250

735 485 !275

790 545 300

850 615 !330

©iCO^OO^tiOOCNQO

©^00<M00C^C0O©

6451

1130

55

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695

1350

62

795

1550

70

895j

1780

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1110

2250

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1350

1500

80

88

96

105 2500

112 j 27 50 !

120|3000

CMCOiCOCOOC^^CO

!M(M(MN(MCOmcOW

GOOiOi—lüM^fCOGOO tHtH(N(M<M(NCN(MCO

kOO^OOOJCDOiO© CO    tJI    iO iQ CO CO [>•

Tabelle 50. Der Rahmen.

⁰ a b c d e \ f \ g h i\k

140 j 195 110 210 165j238 125 225! 190| 280 140| 240!

115| 105 75

1301 120) 85

150l 140| 95

260!

325 160j

215!

155 105

165

275

295

lois

325

340

270 175

410 190

240

265

290 450 205 315 500 220 3401 540 235

175 115|

195 125

185

205

225¹ 215 135 j 250 240 145 270 260j155

©»OOkOOkOOkO©

lOiOOCOt-t-COOOOl

275

320

370

420

470

525

575

625

680

Łor^OrHca^coaoo

T—Ii—|T—'C'ÎCMCvlC^CvlCO

400 250 260! 90 130j 500 300 300! 100 145!

115 165

350

350

009

130 185!

145 215

160 240

180

200 280

0X8 \0oZ

400

450

500j

5501

1009

400

450

500

550

009

700 650!

700

800

006

1000

1100

1200

Betreffs Rahmenflansch für Maschinen über 800 Hub s. Fig. 164. Form des Fensters nach B, Fig. 162. Anschluss f nacłl 168- Lichter Durchmesser der Bundführung hinten 1,05-e (vergl. Fig. 133). Zu berücksichtigen ist: für Maass b und c der Kreuzkopfschlitten 8. 4M, für x Hauptlager und Kurbel S. 94 und 110, für t Kreuzkopfnabe und Stopfbüchsen am Cylinder.

Formgebung des Rahmens, (s. auch Seite 98.)

Man vermeide nach Möglichkeit alle steifdinigen Begrenzungen, überall, wo angängig, soll die Parabelkonstruktion (nicht Kreisbogen) zur Geltung kommen.

Fig. 156 (geschmacklose Form).

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p..

Fig7;157f(nach den Normalien).

Dem (leider sehr häufig ausgeiührten) Rahmen Fig. 156 ist deshalb der in Fig. 157 dargestellte vorzuziehen.

Der Rahmenbalken (Verbindung von Rundführung mit Hauptlager) erhält meist fischbauchartige Form (Seite 74), doch auch die geradlinige Begrenzung ist hier zulässig (.Fig. 158). Die punktierten Kreise auf der unteren Seite deuten die OefFnungen zum Herausholen des Lehmkernes nach dem Giessen an.

Vielfach wird auch die seitliche Begrenzung des Balkens (Fig. 159) bei a etwas parabolisch durchgebildet, um auch hier die geraden Flächen zu vermeiden. Die obere Fläche des Balkens erscheint dann nicht so breit.

JFig. 158.

Fig. 159.

Das Fenster für den Krenzkopf ist mit einer Parabel von 1 : 3 Achsenverhältnis zn begrenzen (Fig. 160)] die äussere Umfassung der Oeffnung wird nach A, besser nach B mit Si = 1,5 s ausgeführt.

Die Ausführung nach C erfordert Bearbeitung der 15 bis 30 mm breiten Leiste.

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Fig. 160.

Damit am Rahmenflansch Materialansammlungen wie in Fig. 161 vermieden werden, empfiehlt sich für Maschinen 650 Hub Ausführung nach Fig.162 bis 163 mit Aussparungen b.

Noch besser dürfte Fig. 164 sein. Das Centrieren des Flansches mit dem Cylinder geschieht durch z; bei Anwendung eines schmiedeeisernen fein polierten Einges nach Fig. 166 durchArbeitsleiste a.

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Fig. 162

richtig.

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2,5-S ^

Fig. 164. (Für 1033 Hab 1 : 10'gez.)

Fig. 13*7. Der mit a bezeichnete Riss am Rahmen einer Walzenzugmaschine von 1500 Hub entstand nach dreimonatlichem Betriebeinfolge Gussspannungen, weil der Rahmenflansch zu massiv konstruiert und der Uebergang zur schwächeren Wand>tärke ein fast plötzlicher war * ( vergib Fig. 161).

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Fig. 165—166.

Fig. 167.

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Am Uebergang der Rundführung an den Balken sollen auch Materialansammlungen vermieden werden, hei grösseren Maschinen nach Fig. 168 ausführen.

Fig. 168.

Zum bequemen Herausschlagen des Kreuzkopfkeiles und des Kreuzkopfbolzens ist eine Oeffnung A (S. 74) anzubringen. Letztere wird entweder eingebohrt Durchmesser, oder besser (grösser) eingegossen, nach Fig. 169, auch wohl mit Blech durch Schräubchen verdeckt nach Fig. 170.

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Fig. 169.

Fig. 170.

30 mm

Freitragende Bajonettrahmen (Fig. 152—155) erhalten für Maschinen von 700 Kolbenhub aufwärts den punktiert angedeuteten

mittleren Rahmenfuss.

Fig. 171. Eine Fördermaschine von etwa 1600 Kolbenhub zeigte am frei-tragenden Rahmen den mit a bezeichneten Riss ^ und konnte man [eine Durchbiegung der Führung in der [Mitte des Balkens beobachten. Der Riss wurde bei h abgebohrt und der Rahmen durch den gusseisernen Schuh c unterstützt, somit die Gefahr beseitigt.

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IFig. 171.

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fSÿbstïsaS!

Fig 172. Mittlerer Rahmenfuss.

Den mittleren Rahmenfuss ordnet man auch häufig seitlich nach Fig 172 an.

Rah me nf Lisse zu Tabelle 51.

Mittlerer Rahmenfuss.

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Rahmenfuss für Maschinen mit freitragendem Cylinder. Bauart Fig. 121.

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Fig. 173-174.

Fig. 175.

Tab. 51. RahmenfUsse, hierzu Fig. 173—175.

Maschine

Mittlerer Kahmenfuss

Hinterer Kahmenfuss

400

500

600

250

30Ô

350

140 120,200 380

700

400

800

900

1000

450

500

550

1100

000

1200

700

140 290 305 150 170 440 150 315 335 165 190 480 160 335 360 175 205 520 170 350 380 185 220 560 180 360!400 200 230 590 190 370 420 210 240 630 200 380 440 220 250 665 210 390 460 230 260 700

250j 60. 210.

270j 120 230;i55| 145|240|430

Die Maasse /, o und p nehme man aus Tabelle 53.

Kleinere Maschinen, etwa bis 500 Hub, werden häufig mit freitragendem Dampfcylinder ausgeführt (Flg. 121), in diesem Falle' erhält der Kähmen den in Flg. 175 dargestellten hinteren Fuss.

Von 650 Hub aufwärts empfiehlt es sich, den Kähmen in der Mitte zu unterstützen (Fig. 123), die seitliche Begrenzung ist mit Parabel (Fig. 176) durchzuführen.

Ankernocken.

Fig. 776.

Bei Lagerbalken werden die Ankernocken zweckmässig bis auf das Fundament reichend verlängert, um beim scharfen Anziehen der Anker-

l^-il --i--

3-- ct

schrauben, die sonst leicht auftretenden Biegungsbeanspruchungen der Decken= wandung zu verhüten. Das obere Ende des Durchmessers kann etwas eingezogen werden, damit die Unterlegscheiben nicht zu viel frei liegen. Dieses Anziehen er= folgt ja sehr oft durch 2—3 Mann, die auf den Schraubenschlüssel noch ein ll/2 bis 2 m langes Gasrohr aufgesteckt haben, und darauf loswürgen, was nur das Zeughält.

Ankernocken nicht zu schräge gestalten. Das obere Ende senkrecht zur Fläche, unten grosse Hohlkehle mit Parabelform nach Fig. 176 d.

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ft

Fig. 176a—176b.

Kolbenhub

Maschinen

leichterer

Bauart

CO

schwere

Maschinen

(Tandem-

Bauart)

CO Q,

/Th

Verschiedenes.

%fjp m

w$m

Tabelle 51a.

Anker und Ankerlöcher.

Fig. 176 e—176 f.

400 500 600 700 800 1000 1200 1400 1600 1800 mm

= 17₈ 174 1 /4 1 /8 IVl 17s

= 38 42 45 50 52    55

- engl mm

to

CO

27₄ 27a 2³/₄    3    3V.-W

70 I 80    90    100 115 mm

Tab. 52.

Verschiedenes. Fig.

— 189.

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Fig. 178—181.*)

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Fig. 182—183.

Fig. 186-189.**)

Anschluss    Schmierfänger

nge des Kurbellagers J5 ) (Fig. 188—187.)

H Zahl ab cd efghi\k    l m n o

200

300

400

500

600

700

800

900

1000

1100

1200

Schmiergefäss

der Rundführung (Fig. 178—181.)

Nocken

der Fundamentanker (Fig. 182—183.)

der Schutzsfa (Fig. 184—18

40

50

60

70

80

90

to to to to to

80 10 85 12

90

95

l—'•    !—'■

oo tc

100 13

50 200 55 230 60 260 65 290 70 320 75 350 80 380 410 — 440

25

25

28

28

30

32

35

38

40

CDCDt-l>0000000505

CD00 00<l<IO5O5O'Cl' ©0»©0*©0i©0n©

*) In neuerer Zeit zieht man Tropfölschmierung vor, sieht hierfür an Stelle der Schmiergefässe Nocken mit Gewinde vor. (Seite >74.)

**) Bei angegossenen Schmierfängern nach Fig. 198 sind diese nicht nötig.

Der Rahmenfuss und der Oelfang.

Fig. 192.

Der Rahmenfass bedarf genügend grosser Berührungsfläche mit dem Fundament, also q gross in Fig. 192 nicht etwa nach der punktierten Linie. Diese Figur zeigt gleichzeitig eine gute und beliebte Konstruktion, das Fundament gegen Schmieröl zu schützen.

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VVT7/

f‘6-12

Fig. 193. Oelfang

am Rahmen angegossen.

Fig. 190.

Fig. 191.

A gusseiserner Trog als Oelfang für Kurbelseite.

„ Excenterseite. Z Zinkblech mit angelöteter Messingwulst. y Nase am Rahmen zum Abtropfen des Oeles

@\:v

Oelfang {Fig. 190) für die Kurbel ist (für n ;> 70) zu niedrig, da das vom Kurbelzapfen weggeschleuderte Oel über den Oelfang hinwegfliegt.

Fig. 194.

Konstruktion Fig.194 dürfte für nicht allzu schnell lau-

fende Maschinen ausreichen.

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(' I

'oJ

'v

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U.

Fig. 195 zeigt eine für alle Fälle ausreichende Anord-Das Oel bleibt hier-

nung.

bei im Oelfang und sammelt

sich unten an.

Beistehende Maasse sollen Anhaltspunkte für die Grösse des Oelfangs geben, unterlasse jedoch nicht, die Bahn der Treibstange zeichnerisch zu ermitteln, um An-stossen oder dergl. zu verhüten.

Man

Fig. 195.

(für 703 Hub 1 : 30 gez.) ff=0,6r; 6 — 1,6-r; c = 2,3r; J = 8 bis 12 mm.

Haeder.tDampfmasdiineu-

* : i i - J- : j : .........» !—>- J

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*#F?i

Fig. 196.

Ablauf des Oeles aus dem [Schmierfänger.

Den Fuss des Rahmens um-giebt man vorteilhaft mit einer Erhöhung {Fla-192 und Fig. 198) um das Eindringen von Oel in das Fundament zu verhüten. Zum selben Zweck wendet man auch bei Maschinen über 500 Hub einen gusseisernen Trog als Oelfang an (vergl. Flg. 190 S. 81). Der Schmierfang unter der Kurbel (S. 80) lässt sich während des Betriebes schwer entleeren, vorteilhaft ist deshalb das Einschrauben eines Rohres nach Flg. 196 zum Ablauf des Schmieröles.

Tabelle 53. Vorderer Rahmenfuss.    Fig 197—198.

(Fuss des Kurbelwellenlagers Seite 94.)

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Maschine

400

250

330

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80

50

20

500

300

380

181

90

55

25

ÛO <1 CS

350

400

450

425

475

515

116

lA4

100

110

110

60

30

65

70

34

38

900

500

550

51

120

75

41

1000

550

585

6'

120

80

44

1100

600

615

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130

85

47

1200

660

204

130

90

50

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HO

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300

330

390

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Tabelle 54. Haibaufliegender Rahmen, fUr Ventilsteuerung gebräuchlich.

Schnitt A-B

yJj

Schnibl C-E

-

a L, : - Ul L"T?

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Fig. 199-203.

600

350

250

360

70

440

400

190

340

45

310

700

400

275

420

80

510

480

200

360

50

350

800

450

300

480

90

580

540

210

380

55

395

900

500

325

540

95

640

600

220

400

60

440

1000

550

350

600

100

700

670

230

420

65

485

1100

600

375

650

105

780

740

240

440

70

545

1200

700

400    700

110 870 800 250

460

75

615

Die Leisten L dienen zum Befestigen der Lagerböcke für die Steuerwelle.

Stärke der Fundamentanker 0,85* k oder nach Tab. 51a

Seite 80.

Alle hier nicht angegebenen Maasse nehme man aus Tab. 50 Seite 75.

Der Rahmen Tab. 54*soll besonders für Ventilsteuerung Anwendung finden, doch eignet er sich auch für Schiebersteuerung.

Das Kurbelwellenlager (Hauptlager).

Schalenmaterial: Rotguss, meist Gusseisen oder Stahlguss mit Weissgussfutter.

Besondere Sorgfalt verdient die Konstruktion des Kurbelwellenlagers.

Man findet zwei-und vier teilige, auch d reiteilige Lager.

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V/.

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Fig. 204.

Fig. 205.

Fig. 206.

Fig. 207.

Zweiteilige Lager, nach Fig. 204—206, haben den Vorzug der Billigkeit, leiden jedoch an dem Uebelstand, nicht nachstellbar zu sein. Man führt derartige Lager in der Regel nur für

kleinere Maschinen

Die äussere Form der Lagerschalen wird 4 eckig (Fig. 207), 8eckig (Fig. 209) oder rund (Fig. 210) ausgeführt. Die runde

aus.

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Fig. 208.

Fig. 209.

Fig. 210.

Form dürfte bezüglich bequemer Bearbeitung die vorteilhafteste sein (vergl. auch Seite 88).

Die Verstellbarkeit der 4 teiligen Lager.

Direkte Schraubenstellung wird von einigen Fabrikanten angewandt (s. Fig. 213). Bei sorgfältigster Ausführungijdürften dieselben ihren Zweck gut erfüllen, zudem baut der Lagerkörper enger.

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'/A

'/A

Fig. 211.

Fig. 212.

Fig. 213

Seitliche Keilstellung. Gebräuchliche Ausführungen zeigen Fig. 211 u. 212. Boi der Anordnung der losen, also nicht fest mit dem Keil verbundenen Druckschrauben DD in Fig. 212 muss zum Halten des Keiles eine besondere Haken-schraube K vorgesehen werden. Man beachte auch Seite 94 und 93 unten.

yr

Fi fr. 914.

Fig. 214 zeigt ein dreiteiliges Lager (System Siegel). Die Nachstellung erfolgt durch Andrücken des Lagerdeckels.

Das Warmlaufen der Lager

kann seine Ursache haben in der Konstruktion, der Ausführung, der Montage oder der Wartung und zwar:

1.    zu hoher Flächendruck q,

2.    zu hohe Umfangsgeschwindigkeit des Zapfens bei gegebenem FJächendruck (q-v zu gross),

3.    zu hohe Pressung durch Kräfte, die infolge mangelhafter Konstruktion auftreten, z. B. federnde Welle,

4.    ungeeignetes Lagermaterial,

5.    unzweckmässige Zuführung der Schmiermittel,

6.    Stösse.

Es bezeichne :

d Durchm. des Lagers in cm, n Umdrehungszahl pro Min.,

1 Länge

1,2 -P Lagerdruck in kg (nach Gleich. 17 Seite 42),

so wird

Flächendruck für das Hauptlager q= —

c/-l

Umfangsgeschw. d. Zapfens v =

in kg pro qcm (43) 100 ' 00 in Mtr' pr0 8ek' ⁽⁴⁴⁾

Bewährte Ausführungen ergeben für gewöhnliche Betriebs-maschinen :

<7 = 17 — 22 ; qr • / = 25 — 32, im Mittel 28    .    . (45;

Die Zahlen bilden jedoch nicht die Grenze, bis zu welcher man gehen kann, sofern man für gutes Material, zweckmässige Konstruktion und aufmerksame Wartung sorgt, wie nachstehende Tabelle 55 ausgeführter Maschinen, welche sämtlich längere Jahre im Betrieb sind, zeigt.

fj

Fig. 215........1

Zu hoher Flächendrude

Beim Vorhandensein zu hohen Flächendrucks wird das Material der Lagerschalen an der Lauffläche zerdrückt. Es lösen sich von der Oberfläche des Lagerlaufes ganz dünne Metall-plättchen ab (Fig, 215). Diese erhöhen die Lagerreibung und führen zum Festbrennen.

In weiten Technikerkreisen findet man die Ansicht verbreitet, dass die Reibungsgrösse in kgm den Wert 0,5 nicht überschreiten soll, also:

R = q-z-0,05    0,5¹)

Bestimmt man jedoch die Werte von /? aus Tabelle 55, so finden sich ganz beträchtliche Unterschiede (/? = 0,5 bis 2,8) und bedeutende Abweichungen von 0,5.

Bei Neukonstruktionen berücksichtige man jedoch die Werte der Gleich. 45.

Tabelle 55. Kurbellager in Betrieb befindlicher Maschinen.²)

Cyl.-

Dchm.

Hub

cm

kg mkg Lager-P q qv metali

Art j Zweck

des Betriebes

450 700 66 17 27,5

600 1100 75 32 67

12800 27,416,2 17000 8 10,1

mit Wg

Seilbetrieb

Rg

Elekt. Licht Walzenzug

600

900

1050 60 22 36

20900 25,1 17,3 Wg

Müllerei

600

1000

1000 120 25 37

14000

15,1

650 650

150

24,5 40

700 1000 100 26 42 800 1200 80 31    50

900 1350 80 36 58

180

15800

22500

23700

35500

16,1

loioo "bi

Rg

Walzenzug

Wg dir.gekupp.

80

1250 1250 — 43,5 60

90

71000

To © co et

28

yy

19,9 Rg

Seilbetrieb

dir.gekupp.

25,6

49,5

yy

55,7 Wg

In den meisten Fällen (bei grösseren Maschinen wohl immer) nimmt man Weissmetalllager. (Man vermeide jedoch fensterförmige Ausgiessungen, da der Lagerhals nur mit ein und demselben Material in Berührung kommen soll,)³) Wird ein Weissmetalllager durch Unachtsamkeit des Maschinisten oder durch irgend einen anderen Umstand zu warm, so läuft das Weissmetall aus, die Maschine schlägt und macht den Maschinisten auf die Gefahr aufmerksam. Anders beim Rotgusslager. Beim Heisslaufen dringen kleine Abblätterungen in den Lagerhals und brennen fest, wodurch unter Umständen die Welle ruiniert werden kann. Zudem ist ein Weissmetalllager in vielen Fällen durch Ausgiessen schneller wieder betriebsfähig herzurichten.

Die Mischung für Weissguss

wird nach Kirchweger zweckmässig :

Zuerst geschmolzen 9V2 Teile Kupfer; in das flüssige Kupfer kommen 13 Teile Antimon, darauf 59 Teile reinstes Zinn. Gut gemischt, ausgegossen und zerkleinert. Von dieser Mischung werden 27 Teile geschmolzen, dann 29]/a Teile reinstes Zinn zugesetzt, gut gemischt und in Barren gegossen.

Ausführung des Hauptlagerrumpfes. (s. auch Seite 99.)

Als Form des Lagerrumpfes empfiehlt sich Ausführung Fig.218, da Fig. 216—217 weniger günstig in Bezug auf Festigkeit des Querschnittes a ist.

Fig. 216.

Berechnung des Querschnittes a.

Der Sicherheit wegen denkt man sich die Kraft P etwas über Mitte Lager angreifend, etwa in der oberen Teilstelle der seitlichen Schale.

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-Mt«

Der Querschnitt bei a wird auf Biegung durch die auf das Hauptlager übertragene Kolbenkraft 1,2 -P beansprucht (P nach Gleich. 17 Seite 42).

Es ist:

Fig. 218.

Mb — 1,2-PI

. Mb kb =—

w

kb = 150 bis 200 kg pro qcm ..... (49) Das Widerstandsmoment W ist abhängig von der Querschnittsform und wird nach Seite 56 bestimmt.

Das Einpassen der Stellkeile ist in Konstruktion Fig. 221—222 schwieriger als in Fig. 219—220. Letztere hat jedoch den Nach-

zulässig :

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(47)

(48)

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Fig. 219-220.

Fig. 221-222.

teil, dass die Kragen der Schalen sehr gross sein müssen, wenn die Keil Öffnungen verdeckt werden sollen.

In neuerer Zeit findet man vielfach eine nur einseitige Lagerstellung, in Fig. 275—28/, Seite 94 dargestellt, und zwar auf der dem Kiemen- bezw. Seilzug entgegengesetzten, also meist inneren Seite. Da das Anziehen der Stellkeile meistens nach dem Gefühl und während des Betriebes gemacht werden muss, und das Lager infolge der Rieme’nspannung immer an der einen Seite anliegt, so müsste, um eine exakte Einstellung zu ermöglichen, diese Riemenspannung aufgehoben werden. Dieses könnte ja allerdings dadurch geschehen, dass man auf den Kolben bei abgespreiztem Schwungrad (um das Angehen der Maschine zu verhüten) Dampf wirken lässt. In den meisten Fällen wird man der Umständlichkeit wegen dieses nicht ausführen, sodass auch bei zweiseitiger Stellung die hintere Stellung so wie so wirkungslos wird. Da nun ausserdem durch Fortlassung des vorderen Stellkeiles der gefährliche Querschnitt des Lagerfusses wesentlich stärker ausfällt, Fig. 218, so begnügt man sich mit einseitiger Lagerstellung.

Die Befestigung der Lagerdeckelschrauben kann geschehen durch Einschneiden von Gewinde (Fig. 223), durch Anordnung von Schrauben mit Hammerköiffen (Fig. 224) oder durch Keilschraube» (Fig. 226).

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Fig. 223

224-225

226.

Aeussere Formier Lagerschalen und Arretierung.

Fig, 227. Richtig.

Fig. 228. Falsch.

Fig. 229.

Die Schalen sollen an der dem Lagerkörper zugedrehten

Seite möglichst ganz anliegen nach Fig. 227 oder 229 und nach Fig. 228, besser nach Fig. 229, gegen Drehen geschützt sein.

Beistehende F?g. 230 bis 231 zeigen, wie sich das Material durchdrücken und zugleich in dieL ä n g e strecken kann.⁴)

Die Lagerdeckel werden des leichteren Gewichtes wegen hei Maschinen über 500Hub in H o h 1-g u s s ausgeführt (Seite94).

Der Deckel soll nur an einer Fläche z. B. hei 66, anliegen, da sonst das Lösen bezw. Abheben des Deckels schwierig ist.

Aufnahme einer Kurbelwellenlagerschale imjieuen Zustande.

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Aufnahme derselben Schale nadi mehrjährigem Betriebe.

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Die Schmierung des Lagers.

Das Schmieren der Hauptlager geschieht entweder durch

Docht-, Tropföl- oder Pressschmierung. In neuerer Zeit wendet man

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Fig. 233. Docht-

Fig. 235. Fett-

Fig. 236.

Mechan. Schmierung.

Fig. 234.

Tropföl-

die Dochtschmierung bei Hauptlagern selten und ungern an, dagegen haben die Tropföler (F/ą. 234) grosse Verbreitung gefunden, da man sich zu jeder Zeit vom richtigen Funktionieren der Oelzufuhr überzeugen kann.

Eine in der Neuzeit eingeführte Methode, die Rotations-Schmierpumpe (Fig. 237 bis 239), hat sich sehr gut bewährt und sollte an mittleren und sehr grossen Maschinen unbedingt angewendet werden.

Der Bedarf an Schmieröl ist sehr gering. Die Kosten der Einrichtung betragen je nach Grösse der Maschine 300—600 Mk. für ein Lager, welche sich in kurzer Zeit durch Ersparung an Schmieröl und Verminderung der Lagerreibung bezahlt machen dürften. Der Antrieb der Pumpe geschieht vorteilhaft von der Steuerwelle aus, wie in Fig. 237 bis 239 angedeutet.

Die Konstruktion der Pumpe selbst ist ausführlich beschrieben in Haeders Zeitschrift 1897 Seite 171 u. 186.

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Fig 237-239.

B Oelbehälter. F Schauglas, P Rotationspumpe, S Riemenscheiben,

M Steuerwelle, r eingedrehte Nute in der Kurbel, b Abstreichbürsten für den auf Seite 109 erwähnten Spritzring.

Schmiernuten und Schmierlöcher.

Die Anordnung und Grösse der Schmiernuten und Schmierlöcher überlasse man nicht der Werkstatt, sondern gebe dieselben von vornherein in der Zeichnung an. Anhaltspunkte'giebt Tabelle 56.

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Fig. 240—242. Schmiernuten und Schmierlöcher.

Tabelle 56. Schmiernuten und Schmierlöcher. (Fig. 240—242.)

Lagerdurchmesser mm 100 150 200 250 300 350 400 450 500

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Schmier- ( Anzahl .

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Der Betrieb erfordert beim Heisslaufen des Lagers häufig die Zuführung grösserer Partien Schmieröl oder Wasser zur Kühlung. Die Ausführung des Lagerdeckels nach Fig. 244—245 mit der mittleren quadratischen oder runden Oeffnung erleichtert uns dieses sehr, ebenso beim Zuführen von Schwefelblüte.

Tabelle 57. Grösse des mittleren Loches im Deckel.

Hub in .    .

600

mm

800

1000

1200

1400

Lochdurchmesser .    . a

30

40

65

80

100

Gute Schmiervorrichtungen sowie ausreichende Schmiernuten

sind sehr wichtig, und verdient das in Fig. 246—247 dargestellte Lager einer Walzenzugmaschine⁵) besondere Beachtung.

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Fig. 243. Unrichtig.

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Fig. 244. Besser.

Fig. 245. Besser.

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Fig. 246 -247.

Hauptlager einer Walzenzugmasdiine von D = 1000, #=1400.

Die Schmierung geschieht hier für gewöhnlich mit steifem Fett, das durch sechs Kolben von Gasrohr, die dem Bedürfnis entsprechend beschwert werden können, in grosse Kammern gedrückt wird. Diese vier Kammern sind an den Teilstellen der Schalen gebildet durch Aussparungen.

Durch die mittlere grosse Oeffnung kann Speck (das bevorzugte Schmiermittel für alle Hüttenmaschinen) eingebracht werden. Seitliche Löcher dienen beim E in 1 a uf e n neuer Schalen der Olzufuhr. Der Stellkeil für die stellbaren Lager hat die Form wie in Fig. 287.

Wasserkühlung des Lagers.

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Fig. 248.

Fig. 248 zeigt die (selten ausgeführte) Kühleinrichtung für dasHauptlager einer stehenden Maschine, indem der hohleLagerdeckelan die Wasserleitung angeschlossen, und durch einen zweiten Hahn das Wasser die Hauptachse befeuchtet.

Durch eine Cementrinne im Flur wird das Wasser abgeführt.

Das Ausbohren der Lager.

Da besonders Bronzeschalen nach dem Warmwerden sich

und bohrt deshalb 0,7 °/o weiter als

schärfer krUmmen und dann an den Teilstellen kneifen, lässt man letztere überhaupt nicht anliegen, zweiteilige Lager um 0,4 °/₀, vierteilige um den Wellendurchmesser.

Tabelle 58.

II 100

ZapfenJurchmesser . mm

150    200    300    400

Lager- (zweiteilig mm bohrung |vierteilig mm

100,₄    150,₆

100,₇    151

o o

CM GM

2? *

301,2    401,₆

302 402.₈

Die Bearbeitung der Lagerschalen.

Nachdem die einzelnen Schalenteile gehobelt und zusammengelötet oder mit Stiften fixiert sind, werden dieselben ausgebohrt, der Kragen abgedreht (Fig. 249), auseinandergenommen (Fig. 250), zusammengelötet, aussen gedreht und in den Lagerrumpf eingepasst.

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Fig. 249.

Fig. 250.

Lagerteile gebräuchlicher Ausführung.

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Fig. 251—253. Ilauptlager für Maschinen bis 400 Hub.

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Fig. 254—262. Hauptlager für Maschinen bis 900 Hub (Seite) 94.

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Fig. 263—274. Hauptlager für Maschinen über 9Q0 Hub (Seite 96),

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Fig. 275—281. Beachte auch Seite 96 und 82, Tabelle 53 und Flg. 296 Seite 99.

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Ol

Tabelle 59. Kurbelwellenlager. (Abbild. Seite 94 zeigt Lager zur Maschine 500 Hub im Maassstab 1:10.)

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Maschine || Lagerschalen

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205

220

235 i 110

124

138

152

165

250

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280

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120

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170

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270

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264

300

326

370

155

175

190

205

220

235 ! 420 i 310 j 230

68

75

82

90

100

110

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190

250    120

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500

250

350 i 160

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290

330

370

400

450

400    180

450    210

50 0    230

550    250

60 0 280

700    320 510

700

800

006

1000

1100

1200

Kähmen hierzu s. Seite 74—75. Die Abmessungen 4, B und F nehme man aus Tabelle 53 Seite 82.

Höhe der Ankernocken etwa nach Tab. 52, dabei ist zu berücksichtigen, dass die Unterlegscheibe der Ankermutter eben noch Platz hat.

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Fig. 287—290.

Lager mit einseitiger Keilstellung.

Kurbelwellenlager.

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Fig. 282—286.

Lager mit einseitiger Schraubenstellung.

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7^7.

Tabelle 60. Kurbelwellenlager- (Abbild. Seite 96 zeigt Lager 280 Durchm, 450 Länge im Maassstab 1:20.)

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Keilstellung Fig. 287-290.

Schraubenstellung Fig. 282—286.

Lagersobalen und Lagerdeckel

Lager

CD

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120 I 130

130 136

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218    90 150

234 I 98 155

245 I 102 160

256 I 108 165

282 ! 120 i 175

315 I 136 I 180

350 154 ! 185

370 i 162 195

395 170 205

420 185 215

465 205 225

535 235 235

610 I 270 250

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220

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280

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320

350

400

450

U)

d

-a

Die in Betracht kommenden Ausführungen zeigt Fig. 291—293. Bei Ausführung nach Fig. 292 (Gewinde nicht direkt in den Lager-fuss geschnitten) muss der Kragen der Rotgussbüchse bei x genügend stark gehalten sein.

Kurbellager mit direkter Schraubennachstellung.

Fig. 291 (s. auch Seite 96).

Die Druckschraube erhält scharfes oder flaches Gewinde. Ist :

rzB-

mJm

*7/.

1,2 p der Lagerdruck in kg nach Gleich. 20,

e die Ganghöhe in cm,

„ Anzahl der Gänge,

= z • n • TT . e die Druckfläche des Gewindes in qcm,

3 • n die Gewindelänge,

so wird :

Fig. 293.

1,2 P

Flächendruck q = —y—

in kg pro qcm .    .

• • (50)

100—250, im~Mittel180 kg pro qcm (51)

Zulässig ist hier q Für den Kerndurchm. der Schraube kann man etwa setzen :

n 2

4-V =

1,2 P

600

(vergl. Tabelle 60) .    (52)

Formgebung (s. auch Seite 87).

Beim Zeichnen des Lager-fusses muss man auf gute Formen

achten. Etwas angenehmer für das Auge ist die Ausführung nach P, bei welcher für die Strecke c auch eine gestreckte Parabel zu Grunde gelegt ist. Bei Ausführung nach A wirkt die lange gerade Fläche b nicht vorteilhaft.

A \b

ca

Fig. 294.

rc

13

Fig. 295.

Die Seitenansicht des Kähmens zeichne man auf beiden Seiten nach oben verjüngt wie Fig. 296 zeigt.

usisJ

Die Lagerdeckel zeichne man entweder nach

Die letztere

Fig. 297 oder nach Fig. 298 —299.

Form sieht infolge der spitzbogenähnlichen

Form kräftiger und hübscher aus, als nach Fig. 298 die einfache runde Begrenzung.

El

in manchen Fällen sieht man den ganzen Deckel in seiner oberen Begrenzung als Parabel durchgeführt. Es macht einen vorteilhaften Eindruck, wenn die Lager-deckel in der Mitte möglichst hoch gehalten werden, wie in Fig. 275 bis 281.

Fig. 296.

’n

Fig. 297. Fig. 298-

299.

Die Eindrehung an der Lagerschale für das Weissmetall besser nach b, {Fig. 301), damit sich das Metall nicht seitlich heraus-drücken kann. In neuerer Zeit lässt man die Nuten e (Fig. 300) ganz weg, weil die Eindrehungen E (Fig. 301) genügen sollen.

Der seitliche Anlaut ist bei

besseren Ausführungen nur am Weissmetall zu finden (Fig. 303)₎ um das Arbeiten an zweierlei Metall zu verhindern. Wird der Schwalbenschwanz nicht zu klein in der Stärke genommen, so ist eine Eindrückung, da die seitlichen Drücke nur klein sind, nicht zu befürchten.

Vorsprung s = 2—4 mm.

Fig. 300.

Fig. 301.

Jb»

Fig. 302.

Fig. 303.

Die Kurbelachse.

A. Die gekröpfte Kurbelwelle. *)

Material: meist Stahl, weich.

P sei der Druck auf den Kurbelzapfen in kg- nach Gleich. 17 G das Schvtungradgewicht in kg.

a) einfach gekröpfte Welle.

Fig. 304.

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-e- i    rf i S

A.1 ?rp, k 1°    k

Fig. 306.

M3

Fig. 305.

Man suche zuerst die überhaupt eintretenden Maximal-Auf-lagerdrücke und führe der Sicherheit wegen diese in die Rechnung ein, obwohl dieselben zu gleicher Zeit (resp. in ein und derselben Kurbelstellung) nicht auf treten.

Es ist :

nach Fig. 304—305 A₁ =

Fig. 307.

P-a+G-l

(53)

nach Fig. 306—307 A₂

P.g+G-(L + l)

(54)

Für die Berechnung des Schenkels S denke man sich die rechte Seite von S aus festgeklemmt, so ist:

fMh = Al • (g+ c) — P■ c**) ..... (55)

(56)

\Mh = p.r**)

\Mt =A, (g + c) -P-c**) . .    .    .    (58)

Zur Querschnittsberechnung ist derjenige Wert einzuführen, welcher nach I oder II das grösste (Afft); ergiebt und man erhält dann :

nach Fig. 304—305 I

für 90° verdreht II

(57)

kb =

(*&)#■

(59)

bh²    bH

21 + "g“ das ideelle Widerstandsmoment .    . (59a)

Zulässige Beanspruchung kft = 450 kg pro qcm für Stahl (60) Zuläss. Beanspruch. 7c,ft = 250 kg pro qcm für Schmiedeeisen (60a)

• • (61) • • (62)

worin W =

Für den Zapfen Z nehme man

fMft = A₁-g**)    .

y Mf = Null **    .

Mb

(63)

kft =    ........

⁰ IV

IV für den kreisrunden Querschnitt nach Tabelle 45.

*) Berechnung mehrfach gekröpfter Wellen s. „Stehende Maschinen“.

**) Mb und Mt werden vereinigt zu einem ideellen Biegungsmoment. (Mb)i nach Gleich. 36 bis 38, Seite 58.

Zulässige Beanspruchung kb nach Gleich. 60 u. 60 a.

jAf&= G-l⁶). .    .

| Mt = P-r⁶).    .    .

Das Lager bei A.₂ ist zu bestimmen nach

05 05

kb

(Mb)i

.    .    (67)

W für den kreisrunden Querschnitt nach Tabelle 45. Zulässige Beanspruchung kb nach Gleich. 60 u. 60 a.

Beispiel: Die Welle der Maschine 250 Cylinderdurchm., 400 Hub (Seite 102^ Fig. 314—315) ist für p-p₀ = ß,2 Atm. und einem Schwungradgewicht von Cr = 1000 kg zu berechnen.

Wirks. Kolbenfl. nach Gleich. 10: Q= 0,98-^ • 25² = 481 qcm, Gestängedrude nach Gleich. 17 : P— Q (p - jp₀) = 481 • 6,2    2970 kg.

2970 • 30 + 1000 - 25

mithin (nadi Gleich. 53) A\ =

83

~ 1875 kg,

54) A - ²⁹⁷⁰ ‘ ⁵³ + ¹000 (83 + ²⁵⁾

S3

~ 3200 kg.

#1-

83

Für den Schenkel n. Gleich. 57 u. 58 Mb = 2970 • 20 = 59400 kgem,

Mt = 1375 • (53 + 10,5) - 2970.10,5 = 56 127 kgem,

- 53 -

_ ; P    ^

mithin nach Gleich. 37:

Fig. 309. Maasse in cm.

236, folglich :

('Mb)i = 0,97 • 59 400 + 0,3 • 56127 ^ 76 456 kgem. Schenkelquersdinitt h — 15 cm, 6 = 9 cm, mithin nach Gleidi. 59 a : 9² • 15

--

24

(nach Gleidi. 59) kb =

76 456

325 kg pro qcm.

430 kg pro qcm.

hb =

Für Zapfen Z nadi Gleich. 61 : Mb = 1375 • 53 ~ 72 875 kgem, nach Tabelle 45 wird für 12 cm Durchm. W = 169,6, mithin (nadi Gleich. 63) 72875 169,6

Für das Lager bei A₃

nadi Gleidi. 65 :    Mb = 1000 • 25 = 25 000 kgem,

66 :    Mt = 2970 • 20 = 59 400    „

mithin nach Gleich. 38 [Mb)i = 0,62 • 25000 + 0,6 . 59 400    51 140 kgem,

300 kg pro qcm.

kb =

nach Tabelle 45 wird für 12 cm Durchm. W ^ 169,6, folglich nadi Gleidi. 67 51140 169,6

Die Beanspruchungen bleiben unterhalb der zulässigen Grenze (Gleich. 60).

HP

iS

Fig. 310.

i -*

ih

“0“

Fig. 311-313.

Herstellung der gekröpften Achsen.

Beiden aus einem Stück geschmiedeten Wellen ist es fast eine Unmöglichkeit ohne specielle Vorrichtung den Kurbelzapfen g (mau rund zu drehen; das Einnieten des vorher gehärteten und geschliffenen Kurbelzapfens nach Fig. 310 soll genauere Arbeit geben. Die Hauptlagerstellen werden erst nach dem Einnieten

gedreht.

Die Schenkelhöhe h halte man

breiter als den Wellendurchm. d, weil bei der Kraftübertragung sonst nur der obere Kreisabschnitt zur Ausnutzung herangezogen wird, und infolge dessen leicht ein Bruch herbeigeführt werden kann.

Tabelle 61. Gekröpfte Kurbelwelle (Fig. 314—315). (Abbildung zeigt Welle 500 Hub, Maassstab 1 : 21.)

E E'H

fcisssi a

Id-----

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K- -

MS

350

CT. 00

220 420

250 400 190 95 95 350 70 120 90 100 220 140 105 280 500 220 105 105 375 80 140 100 110 240 160 120 300 530 250 120 120 400 90 150 110 120 260 180 125 340 560 280 360 600 320

CO

T—i ■»—I

130 425 95 160 IzO 130 280 200 135 140 450 100 170 130 140 300 220 140

Rahmen hierzu s. Seite 71.

¹

worin 0,05 der Reibungskoeffizient.

²

S. Zeitsdir. d. V. deutsch. Ing., 1890, Seite 933 (Kiesselbach).

³

Für Eisenbahnwagen wenden auch jetzt manche Fabriken noch fensterförmige Ausgiessungen (Rotguss mit teilweise Weissmetallfutter) an, dieselben sollen sich als Achslager gut bewährt haben.

⁴

S. Zeitschr. d. Ver. deutsch. Ing. 1890 S. 931.

⁵

S. Z. d. V. d. Ing., 1890. S. 933.

⁶

s. Fussnote Seite 100.

Oie Schmierung der Kurbelzapfen gekröpfter Wellen.

ÆS

.JU.

Fig. 316 - 317 zeigt eine Schmierung, wie sie bei gekröpften Achsen zur

~T

Fig. 316-317-

Schmierung gekröpfter Achsen.

Verwendung gelangt. An dem einen Kurbelschenkel befestigt, also zwischen diesem und dem Lagerhals, befindet sich eineC-förmige Kinne, in die das Schmieröl geleitet und von hier aus durch Kniestück und Schmierbohrung infolge der Schleuderkraft in den Kurbelzapfen getrieben wird.

Die Schmierung der Kurbelzapfen mehrfach gekröpfter Wellen muss natürlich mit aller Vorsicht durchgebildet werden. Die Einrichtung muss so sein, dass einem jeden Zapfen für sich eine beliebige Menge Oel zugeführt werden kann. Es muss also für jeden Zapfen ein besonderes Schmier-gefäss vorhanden sein, wie das auch später auf Seite 116 für den gewöhnlichen Kurbelfinger angedeutet wird. Eine gute Schmiervorrichtung dieser Art ist in nachstehender Fig. 320 abgebildet und die Wirkungsweise leicht verständlich.*)    ^

-i- i

T~ ]|

Fig. 320. Schmierung doppelt gekröpfter Wellen (2 Schmiergefässe S).

Man muss bei gekröpften Kurbelwellen darauf achten, dass die Entfernung der beiden Aussenlager nicht zu kurz ausfällt, da dieses die Beanspruchung der Welle ungünstig beeinflusst. In Fig. 321—322 ist die Kurbelwelle von zwei gleichen Pumpmaschinen dargestellt, welche nach kurzer Betriebszeit beide an

*) Z. d. V. d. Ing. 1886, Tafel 30.

Fig. 321—322. Riss in der Kurbelachse a. Reparatur_’durdi Schrumpfband S.

der Zeit zufriedenstellend. Trotzdem entspricht die Lagerentfernung noch nicht den praktischen Erfahrungen.

Äi

±=

der mit a bezeichneten Stelle einen Hiss erhielten. Man fertigte

eine neue Kurhelwelle nach Fig. 323—324 an, die Lagerent-

Die Maschinen arbeiten seit

fernung um 225 mm vergrössert.

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Fig. 323—324. Neue Kurbelachse (verstärkt) und Lagerentfernung vergrössert.

In neuerer Zeit findet man für die Achse Seite 102 vielfach noch ein drittes Lager ausserhalb des Schwungrades angewandt.

Die Schwungräder sollen so nahe wie möglich an den Hauptlagern sitzen.

Der Schaft der Kurbelachse.

Material: meist Stahl, weich.

GL

-EH", . L-4^j~t4 i n

-Fb~

mm

«bk

" * H '

“ ta2 1---

4.

--L-

-T>-

-    -*4

-

Fig. 326.

Ausser den bereits erwähnten Bezeichnungen bedeute noch (s. auch Fig. 326):

G das Gewicht des Schwungrades in kg,

I, a und b Längen in cm, und wir erhalten für Welle in Mitte Schwungrad

(73)

G-a-b

(74)

Mb = L cmkg Mt = P-r

Zulässige Beanspruchung kb = 200 bis 300 kg pro qcm . (75) Man wählt hier die Beanspruchung so gering, um die Durchbiegung möglichst gering zu halten.

Beispiel : Die Kurbelwelle (Fig. 327) der Maschine, 450 mm Durchm., 800 mm Hub, hat in der Mitte 280 mm Durchm. Der Dampfdruck betrage 7 Atm. Ueberdruck, das Gewicht des Schwungrades G = 4700 kg.

CL

*28

s!P

vWW'icsWV

T~

U« - HO -

U--

--- 200 --

90

--

Fig. 327. Maasse in cm.

Der Gestängedruck beträgt (s. auch Beispiel unter Kurbel) :

P = 0,98 . ~ . 45² • 7 (v 10900kg,

4700 • 110 • 90

mithin nach Gleich. 73 M^ =

200

233 000 cmkg,

„    „    74 Mt = 10 900 • 40 oo 436 000 cmkg,

ferner nach Gleich. 38    = 0,62 • 233 000 -f- 0,6 • 436 000 *>o 406 000 cmkg.

Für 28 cm Durchm. ist nach Tabelle 45 W = 2155, folglich nach Gleich. 70

kt —    ^ J90Jc{^ Pro Qcm, nach Gl. 75 zulässig.

Die gerade Kurbelachse.

Der Lagerhals der Kurbelwelle. ¹)

Der Lagerhals wird auf Drehung und gleichzeitig auf Biegung beansprucht. Damit man nun hei Beur- ^ teilung der Beanspruchung nur eine Zahl in Betracht zu ziehen braucht, werden Drehungs- und Biegungsmoment zu einem ideellen Biegungsmoment vereinigt.

, PÏÜ

u.-- r — ¹

Fig. 325.

Es bezeichne (s. auch Fig. 325):

P=den Gestängedruck in kg nach Gleich. 17, Seite 42 Mb = P-l das Biegungsmoment in cmkg . .

Mt = P-r das Drehungsmoment in cmkg . .

(Mb)i das ideelle B i egungsmom ent in cmkg nach Gleich. 36 bis 38, Seite 58,

Wdas Widerstandsmoment bezogen auf cm, für den kreisrunden Querschnitt nach Tab. 45, kb die Beanspruchung des Materials in kg pro qcm,

. . (68)

.    .    (69)

so wird

kh

kb

(Mb)i

. . (70)

Zulässige Beanspruchung = {70O ' " ^ StaViT1 1 ¹^¹ ^‘} . (71)

Ueberschläglich kann man auch rechnen    — P-L (s. Fig. 325) . (72)

Beispiel: Für Maschine 450 mm Cyl.-Durchm., 800 mm Hub, ist bei^-^o — 7 Atm. und l — 395 mm der Lagerhals zu berechnen.

Wirk«. Kolbenfl. nach Gleich. 10: 0 = 0,98- ^ • 45³    1560 qcm,

Gestängedruck nach Gleich. 17 : P—Ç (p - p₀) = 1560.7    10900 kg.

mithin nach Gleich. 68 : Mj, = 10 900 • 39,5    430 550 cmkg,

„    „    69 : Mt = 10 900 . 40 <v» 436 000 cmkg,

ferner

„    38 : (M&\ = 0,62 • 430 550 + 0,6 • 436 000    528 540 cmkg.

Nach Tabelle 62 ist d = 210 mm, mithin (nadi Tabelle 45) W = 909,2 und 528 540

nadi Gleich. 70

580 kg pro qcm

909,2

Die zulässige Beanspruchung wird also nidit überschritten (nadi Gleich.71 für Stahl).

Die Durchbiegung der Welle.

Für vorstehendes Beispiel beträgt die Durchbiegung nach Gleich. 41 Seite 58:

200² + 110-90 8-110-90

•75o)

110²-90²

x =^4700+

worin, ansser den bereits bekannten Werten : 750 Gewicht der Welle von Mitte Lager bis Mitte Lager, 30172 Trägheitsmoment von 28 cm Durchmesser nach Tab. 45, 2 200 000 Elasticitäts-modul für Stahl nach Tab. 40.

3 -200 30172-2200000

0,014cm,

Tabelle 62. Kurbelwelle. Fig. 328—330.

rt—■

trQ- —d₅

-!

iigll

wL —

— b-----

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Fig. 328—329 für Ventilsteuerung (Masch. 700 Hub, 1 : 30 gezeichnet).

t— re-i

df

,dg- - ,rrs—>    ä

r⁵

HM

N---

u----

-----*4

— a------

-A--------b------A

Fig. 330 für Schiebersteuerung (für Masch. 700 Hub, 1 : 30 gezeichnet).

Maschine Lager

ca

~©

*r-

© ©*

vt: *

400

250

120

190

1300 1670 38

500

300

140

220

600

350

160

250

700

400

180

290

800

450

210

330

900 500

230

370

1000

550

250

400

1100

600

280

450

1200

700

320

510

16 100 16 105 18 110 18 120 20 140 20 160 22 180 24 200 26 220

Die Uebergangsstellen von kleinerem zu grösserem Durchmesser bilde man als Parabel mit Achsenlängen q = 2 qx s Fig. 329.

Die Kurbel.

Material : Scliweisseisen, Flusseisen oder Stahl, weich.

(Kurbeln von Gusseisen findet man, abgesehen von Kurbelscheiben (s. Seite 119) jetzt selten angewandt )

Öi, u

!\

r*x

Berechnung des Schenkels

(Kurbel arm).

Der Schenkel wird auf Biegung und auf Drehung beansprucht, es ist empfehlenswert, die Beanspruchungen für den oberen und unteren Querschnitt des Schenkels zu ermitteln.

Es bezeichne (s. auch Fig. 331 — 332):

P den Gestängedruck in kg nach Gleichung 17, Seite 42.

■x

mm

\v

------l-h-i

Fig. 331-332.

.    •    (78)

12

12

kb die Beanspruchung des Materials in kg pro qcm, so wird:

kb =

(Mb)i

kg pro qcm

(80)

Zulässige Beanspruchung kb — 500 kg pro qcm .    .    .    (81)

Für einen beliebigen Querschnitt des Schenkels wird

b-h²x

Mb = P-rx, Mt = P-a, W = —~

Ueberschläglich kann man auch rechnen (s. Fig. 331) (Mh); = P L (83)

Beispiel : Für Maschine 450 Durchm., 800 Hub, ist bei p - j»₀ = 7 Atm. die

Kurbel zu berechnen. Nach Tab. 63 wird b — 75, h 400 und a 110 mm.

Wirks. Kolbenfl. nach Gleich. 10 : Q = 0,98 • —A

4

Gestängedruck nach Gleich. 17: F (p-F₀) = 1560 -7^109001<g

b²-hx

12

• 45²

■ (82)

1560 qcm,

mithin nach Gleichung 77    = 10900 • 40    436 000 cmkg,

119900    „

ferner

78 Mt = 10 900 • 11 37    = 0,97 • 436000 -f 0,3 -119 900

7,5² • 40

79 W =

7,5 • 40a

12

12

1185,

458 890 cmkg,

mithin

80 leb =

458 890 1185

390 kg pro qcm.

Um das bei langen Kurbeln häufig auftretende Federn zu vermeiden, ist der Schenkel stets kräftig zu konstruieren. (Ausführung Fig. 345 dürfte auch aus diesem Grunde vorzuziehen sein.)

Die Nabe der Kurbel.

Nabenlänge l Nabendicke w

I! ü

0,9 bis 1,3 d im Mittel l = d .    (84)

0,4 „ 0,5 d *

w = 0,45 d (85)

Die Befestigung der Nabe auf der Achse geschieht entweder durch rechteckige Keile oder runde Bol-

zen. Bei den ersteren

Fig. 333-336.

dem Warmaufziehen der Kurbel die Keilnute in

muss vor

Kurbel und Achse eingebracht sein , wodurch das Warmaufziehen der Kurbel und das Einpassen der Keile eine mühsame Das Loch für den runden Bolzen wird nach dem

Arbeit ist.

Warmaufziehen eingebohrt und das Einpassen des Keiles ist Man findet auch wohl 2 Keile angeordnet,

viel bequemer, runden oder rechteckigen Querschnitts.

Die Nabe wird für den Schrumpf von Viooo bis Vaooo gebohrt und warm aufgezogen.

Durch Aufziehen mittelst hydraulischen Druck auf das (in diesem Falle ein wenig kegelförmig, etwa im Verhältnis 1 : 100, gedrehte) Wellenende lässt sich ebenfalls eine betriebssichere Verbindung erzielen.

Bei schnell gehenden Maschinen darf die Eindrehung S des Spritzringes nicht unterlassen werden, weil die Kurbel sonst Oel fortschleudert.

Am besten ordnet man den Spritzring direkt am Lager, etwa 1—2 mm vorstehend (Fig. 303 Seite 99) an, weil dann beim Transport und Montage gegen Beschädigung geschützt.

gigig!!

Fig. 337.

4f

é/f iff

Fig. 345.

LWI

K®.

Fig. 344.

%ä

Fig. 343.

Kurbeln mit eingezogenem Kurbelarm (Fig. 343) sind schlechter zu bearbeiten als solche mit an den Naben tangierenden Flächen (Fig. 344). Die Hohlkehlen

und

bei y (Fig. 343) sind schwer sauber herzustellen werden vom Schlosser meistens vermurkst. Betreffs

Spritzring für die Kurbel s. Seite 109.

In neuerer Zeit macht man den Kurbelarm so dick, als die Nabe für den Kurbelzapfen (s. Fig. 345), also Maasse / und q gleich, da die geringe Gewichtsersparnis durch die höheren Bearbeitungskosten aufgehoben wird.

ÜT'. "N

Fig. 340.

_-j: C = Va^'l

fa>

/•

«HO h»--

—e-

Fig. 342.

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Uri -d- ;

I I !__L__i- I-

■-HP

Fig. 339.

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■<— ^ f “

iki

i.

Fig. 341.

Kurbel.

Tabelle 63. Kurbel und Kurbelzapfen. Fig. 339-340. (Abbild. Fig. 339-340 zeigt Kurbel 700 Hub im Maassstab 1:10.)

X I (Jb I d

m\ n o

f | 9 I Ä | iV k \ l

170    80 i 235

195    95    275

220 I 105    310

250 I 120    350

290    140 I 395

320    155    440

345    165    485

380    180    545

420    200 I 615

Ł0©0©i0©0©©

(MCOCO^Tt<kOO©I>

iO©0©0©lO©©

(NC0C0-^^»CiC©1>

©C0CD©OI^©00©

ćMOJCMCOCOCOCOCO^sf

45 I 44    20

50    50    22

55    60    25

68 28

65

75    75    30

85    83 ; 32

100 !    90    35

110    98 | 40

130 I 113 | 45

Maschine

100    55

120    63

IO

130    72

*00

145 I 80

©    CO    »O    00    00

T—I    1—I    T—I    T—I    T—l

165    95

185 i 100

210 I 110

240    115

265 ! 120

OiOOłOOiOOkO©

OOCOrPTtiiOOCOCOt'-

200 I 120    65    85    75

250    140 :    75    95    85

300    160    85    115    100

350    180    100    130 I 115

400    210 | 110    145    130

450    230    125    160    145

500    250 I 135    175 ! 155

550    280    150    190    175

600    320    175    220    200

400    250

500    300

600    350

700 | 400

800    450

500

550

009

700

900

1000

1100

1200

Für Maschinen über 1000 Hub nehme man Zapfenbefestiguug nach Fig. 354. *) In neuerer Zeit wird i—g gesetzt, s. Bemerkung Seite 110.

Der Kurbelzapfen.

Material: Stahl hart; Lager: Rotguss oder Weissguss.

Berechnung des Zapfens.

Es bezeichne (s. auch Fig. 346.)

r* ■ b

________

-*n 2 r*-

Fig. 346.

P den Gestängedruck nach Gleich. 17, d ,, Durchm. des Kurhelzapfens in cm, 6 die Länge des Kurbelzapfens in cm, Mj} das Biegungsmoment in emkg,

W „ Widerstandsmoment bezogen auf cm nach Tabelle 45,

kj} die zulässige Beansqruchung des Materials in kg pro qcm,

so wird

Mb = P-

CO ! ©-

; *6 =

Mb

Mb

(86)

kb

Zulässige Materialbeanspruch, kfj = 500 bis 700 kg pro qcm. (87)

Beispiel: Der Kurbelzapfen der Maschine 450 mm Cyl., Durchm. 800mm Hub, welcher nach Tabelle 63 d = 110 mm Durchm; & = 145 mm Länge hat sei für p —po = 7 Atm. zu berechnen.

Es wird wirks. Kolbenfl. nach Gleich. 10: Q — 0,98 •    • 45a    1560 qcm,

Gestängedruck nach Gleich. 17 : P— Q Cp - Po) = 1560 • 7    10900 kg,

mithin nach Gleich. 86 : Mb = 10900 . ^⁵= 79000 emkg.

Für 11 cm Durchmesser wird nach Tabelle 45 W— 130,7,

79000

130,7

Das Warmlaufen der Kurbelzapfen.

mithin nach Gleich. 86:    —

ro 600 kg pro qcm.

Um das Warmlaufen zu vermeiden, macht man den Kurbelzapfen grösser, als es die Rechnung auf Festigkeit ergiebt.

Unter Beibehaltung der vorstehenden Bezeichnungen ergiebt

p

— in kg pro qcm (88)

sich Flächendr. für den Kurbelzapfen p = - .

d• o

Umfangsgeschw. des Zapfens v =

Bewährte Ausführungen ergeben für gewöhnliche Betriebs-

qv = 45 - 65    .    .    .    .    (90)

Die Zahlen bilden jedoch nicht die Grenze, bis zu welcher gehen kann, sofern man für gutes Material, zweckmässige Konstruktion und aufmerksame Wartung sorgt, wie nachstehende Tabelle 64 ausgefilhrter Maschinen, welche sämtlich längere Jahre in Betrieb sind, zeigt.

Wie sich das Lagermaterial bei zu hohem Flächendruck verhält ist in Fig. 2/5. dargestellt.

^ ⁷¹in Mtr. pro Sek. (89)

100 60

maschinen :

q = 70 - 75 ;

man

Tabelle 64. Kurbelzapfen im Betrieb befindlicher Maschinen.

(Zeitschr. d. V. deutsch. Ing. 1890.)

Cyl.-

Dchm.

Hub

cm

kg_mkg Lager-

P q q V metali

Art | Zweck

des Betriebes

450    700

600 1100

66 11 12 10200

oo

Seilbetrieb

Elekt. Licht

75 21,5 33,014000

16,5 R tg

Walzenzug

600

900

1050

60 15,5 15,517300    35,3 wg

Müllerei

600

1000

120 13    13 11200 66 54,1 Rtg

Walzenzug

650    650

70 0 1000 800 1200 900 1350

150

50,1

180

15    16 12800 53,3    Wg

dir. gekupp

1250 1250

100 16 17 1830067,356,5 80 18    22    19000 48 36

80 20 25 2960059,249,7 86 1

25 28 58000 82.8 77—7 Wg

Seilbetrieb

Rtg

dir. gekupp

80

90

Die Befestigung des Kurbelzapfens.

Die Befestigung des Kurbelzapfens geschieht durch Schraube (Fig. 347), Keil (Fig. 349—351), Keilsplint (Fig. 339), Druckplatte (Fig. 354) oder durch Vernieten (Fig. 352—353).

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11

m®.

m mà

Fig. 347

Fig. 349-851.

Fig. 352—353.

Wir haben als bewährten Konus 1 : 24 gewählt und zum Verhindern des event. Herausfallens einen runden Keil (Fig. 339 340) angeordnet.

Haeder, Dampfmaschinen,

Fig. 356.

Die in Fig.354 gewählte Lage des Kegels bietet mehr Sicherheit gegen Lösen, als die gebräuchliche umgekehrte. Neigung des Kegels (nach Kiesselbach) 1 : 30, in das warme Auge mit einem Schrumpf von 1/2000 des Durchmessers eingesetzt. Ausgeführt für eine Walzenzugmaschine, 1000 Durchm., 1400 Hub (s. Zeitschr. d. V. d. Ing. 1890 S. 936).

Die in Fig. 356 dargestellte Befestigung ist konstruktiv unrichtig, da es nicht möglich ist, den Bund und auch den Konus zusammen zum Anliegen zu bringen. Es treten dann

j-*- 280-

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14

mm

Fig. 354.

140 _

95

- -\W- H

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S tf'«ï

|l0 si '

H*"

Fig. 357.

beträchtliche Spannungen auf, weil der gefährliche Querschnitt im Konus liegt und der, für die Berechnung in Betracht zu ziehende Hebelarm (s. Fig. 346) wesentlich grösser ausfällt als bei Konstruktion Fig. 357.

Die Bearbeitung des Kurbelzapfens.

Von amerikanischen und einigen deutschen Fabrikanten wird der Kurbelzapfen gehärtet und auf der Poliermaschine sauber geglättet, es wird dadurch ein Kaltgehen desselben von Anfang des Betriebes an gewährleistet. Welche Unkosten dem Lieferanten und dem Empfänger durch heisslaufende Zapfen entstehen, ist ja bekannt, häufig ist mangelhafte Bearbeitung der Laufflächen schuld.

Die Firma A. Mannesmann, Remscheid, bringt für Kurbelzapfen u. a. einen Kompound-Stahl (Weichkern-Stabl) in den Handel. Derselbe hat eine konzentrisch starke und durchaus dicht geschmiedete Stahlschicht, während das Innere aus weichem, sehr kohlenstoffarmem Stahl besteht. Beim Härten wird die äussere Stahlschicht glashart, während der Kern weich und zähe bleibt. Obige Firma liefert Kurbelzapfen, bei welchen nur der mic dem Zapfenlager in Berührung kommende Teil gehärtet ist, während der andere Teil, also der zum Einpassen bezw. Nacharbeiten bestimmte Konus, weich bleibt.

Die Schmierung der Kurbelzapfen.

Billigste und schlechteste Schmierung.

Kleinere Maschinen erhalten auf dem Treibstangenkopf einen Selbstöler

(Fig. 358).

Bessere Schmierung

(Centralschmierung).

Man soll das richtige Funktionieren des betr. Schmierapparates beobachten können. Dazu ist vor allen Dingen erforderlich, dass die Schmierapparate die drehende Bewegung der Kurbel nicht mitmachen, sondern feststehen.

Fig. 358.

rrn

Siü

Der Schmierapparat (Fig. 359) ist auf dem Geländer befestigt und werden die in den Kopf a fallenden Öltropfen durch die Centrifugalkraft nach dem Kurhelzapfen getrieben.

Man kann auch bei Bedarf mit der Ölkanne das Öl direkt

in den Kopf a giessen.

-GED

Fig. 360—361 zeigen zwei Einrichtungen für konsistentes Fett, auch hier kann während des Betriebes von Hand das Schmiermaterial nachgedrückt werden.

i.[

w-

fä

r Stauffer

gHa

Fig. 359. Centralschmierung mit Tropföler,

Fig. 360.

Fettschmierung.

Fig. 361.

Zwei nebeneinander liegende Zapfen (z. B. für Kondensations-maschinen, bei welchen die Luftpumpe vom verlängerten Kurbelzapfen aus angetrieben wird) erhalten die in Fig. 362—364 gezeichnete Vorrichtung.

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Treibstange

O)

CU

**—*

U.

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(2

«2

Fig. 362-864.

Schmierung der Doppelzapfen.

Die beiden sichtbar öltropfenden Schmiergefässe S 5l führen das Öl durch die Schmierröhrchen rr₁ in den Doppelkopf a, von wo aus die Ölmengen getrennt an die Zapfen 1 und z gelangen. Durch Beobachtung des Schmiertopfes S kann man sich leicht überzeugen, ob dem Zapfen Z genügend Öl zugeführt wird, während am sichtbaren Öltropfer Sj die Menge Schmieröl für den Zapfen z zu erkennen ist. Die Haube b fertigt man aus Gusseisen, den Kopf a aus Rotguss an.

Je höher die Belastung q des Zapfens pro qcm und je grösser das Produkt q-/(Seite 112) ist, mit desto grösserer Vorsicht muss die Schmiervorrichtung durchgebildet werden. Besonders gute Ausführung in Bezug auf Bearbeitung des Zapfens und der Schalen und eine gut durchdachte Schmiervorrichtung lassen unter Umständen eine viel grössere Belastung zu, wie aus Tabelle 64 ersichtlich ist.

Das Ausbalancieren des Gewichtes

der Treibstange, Kurbel, Kolben, Kolbenstange und Kreuzkopf ist besonders für schnellgehende Maschinen erwünscht, ebenso für Maschinen, welche schnell umgesteuert werden müssen, wie z.B. Schiffsmaschinen (beim Manöverieren), daher kein Schwungrad haben.

Wie wir im Kapitel „Massenwirkung“ sehen werden, treten innerhalb einer Maschine horizontale Kräfte auf . und zwar im toten Punkt:

auf die Cylinderdeckel Q>p r> das Lager .    .    . Q-(p — q)

wenn q die Grösse des Massendrucks pro qcm Kolbenfläche.

Den Einfluss des Ueberschusses Q • q kann man mildern bezw. beseitigen durch Anbringung eines Gegengewichtes.

Es sei;

Wx das Gewicht der Ausgleichmasse,

/? der Radius des Schwerpunktes der Ausgleichmasse,

W₂ Gewicht des Kurbelzapfens mit Kurbelzapfennabe plus halbes Treibstangengewicht, r Radius der Kurbel,

14/3 Gewicht von Kolben, Kolbenstange und Kreuzkopf (s. Abschnitt Gewichte), so kann gesetzt werden :

für Horizontalmaschinen:

l*i = 0,7

Das Öl soll vom Schmierloch des

Zapfens bequem in die Lagerschalen gelangen können, deshalb erweitere man das Schmierloch mit der Halbrundfeile etwas, wie in Fig. 365 angedeutet. Dieses ist besonders für schnell g eh e n d e Maschinen äusserst wichtig.

,r

0;

nt

a-\

Fig. 365.

Sclimierlock des Zapfers.

• • (»i)

für Vertikalmaschinen:

• (92)

Die Balanciermassen sollen möglichst in derselben Ebene angebracht werden, in welcher die Massen schwingen, um schädliche Drücke zu vermeiden, also in der Ebene der Kurbel, wie in Fig. 368—371 gezeichnet.

Das Ausbalancieren durch Aussparungen im Schwungradkranz allein ist demnach unzulässig, doch kann durch Anbringung zweier Gegengewichte, in verschiedenen Vertikal-ebenen zwischen Kurbel und Endlager die Ausbalancierung erfolgreich vorgenommen werden. (Vergl. R a dinge r, Dampfmaschinen mit hoher Kolbengeschwindigkeit, 1892.)

“t—Î--Î-

TTO

____

Fig. 368—871.

Ausbalancieren durch Anschmieden des Gegengewichtes.

■'i

Hl

Fig. 872-373.

Ausbalancieren gekröpfter Achsen durch gusseiserne Scheibe.

c:

sS

\.

AJ

Fig. 374-375.

Ausbalancieren gekröpfter Achsen durch gusseiserne Scheibe.

Kurbelscheiben.

Die Anwendung von Kurbelscheiben (Fig. 376—378) an Stelle der Kurbel ist weniger beliebt, weil bei einem event. Schlag in der Maschine die Kurbelscheibe als Resonanzboden wirkt und den Schlag schlimmer erscheinen lässt, und weil sich Gusseisen für einen so wichtigen Maschinenteil nicht eignet. Das Ausbalancieren lässt sich bequem erreichen.

Tabelle 65. Kurbelscheibe. Fig. 376—378.

k'V

-t.

OT

' - <5->

--------->s^- tV.^-------

iHfti

Klw

te

($ = //.)

Zapfen

Zahl

Maschine

H D A a b c\d e f

Schraubeu

g h i k l mnp q

16 16— 52 105 4025 45 76 16 16 6 58 130443050 90 16 18 6 64 155 4732 58102 16 2010 70 180473568114 16 2210 76 190554075130 19 2213 90 205 604580140 19 2513102215675085150

400 250 550 65 80 30 75 75 10 500 300 660 70 90 32 80 90 12 600 350 j 780 80 105 35 90 10213 700 400 910 95 115 4010511514 800 450 10301051304511512516 900 500 10601201455013014018 1000550 12801301605514015219

Die Maasse dieser Tabelle passen nicht genau zu unseren Normalien.

Tabelle 66. Sicherheitsgrad m.

Kolbengeschwindigkeit c= 1    2    3    4 Mtr. pro Sek.

m =. 30    20    15    10

Die Treibstange.

Material: Flusseisen oder Stahl weich.

Berechnung auf Festigkeit.

P == Gcstängedrnck in kg nach Gleich. 17 u. 22, Seite 42 u. 47.

Der Schaft der Treibstange.*)

K' “ 12--T----*i

“1

—d-—d₂^- ^

Fig. 879.

Fig. 880,    381.

Derselbe erhält meist runden oder flachen Querschnitt (Fig. 380—381). Bei kleineren Maschinen findet man häufigl-Form in Stahlguss ausgeführt, auch in Schmiedeeisen (gefräst) für Lokomotiven.

Die Berechnung des Schaftes erfolgt auf Zerknickung (s. Tabelle 42 Seite 55) und zwar nach Fall 2.

Bezeichnet (s. auch Fig. 379): d den Durchmesser des Schaftes in der Mitte, d} „    „    „

ü^2 „    „    r>

l die Länge der Stange in cm,

J 0,05 d* das Trägheitsmoment vom Querschnitt d bezogen auf cm,

E den Elasticitätsmodul nach Tab. 40 Seite 54, m „ Sicherheitsgrad, so wird (s. auch Tab. 42) m

an der Kreuzkopfseite, „    „ Kurbelseite,

10 • .7 • E

(93)

. j in • P -W

d = V l Ö *^05 * jy

woiin ^ = 2 000000 für Flusseisen.

Im kleinsten Schaftquerschnitt, auf Zug beansprucht, ergiebt sich:

= 0,032 s/m-P-P

■ (»4)

hz =

(95)

Der Sicherheitsgrad ist abhängig von der Tourenzahl bezw. Kolbengeschwindigkeit und findet man meistens:

Sicherheitsgrad

Die Zugbeanspruchung kz erreicht die zulässige Grenze 300 kg pro qcm nicht, da dieselbe in der Regel geringer ausfällt.

Ferner kann man noch setzen (s. auch Fig. 379):

dt = 0,8 d] da = 0,9 d oder = d\ la = 0,35 l #    (<)(>)

Sind nach Fig. 381 b und h die Breite und Höhe des flachen Querschnittes, so kann nach Tab. 67 der runde Querschnitt in einen rechteckigen verwandelt werden.

¹

In Bezug auf Heisslaufen beadite man Seite 85.

Umwandlung des runden Querschnittes in den rechteckigen. Tabelle 67. Nach Fig. 380—381.

o cd ec I> I> CO r-T © t-7

H-*- ©

05 To tO tO C*

o to

ä ^ *

Bei kurzhubigen Maschinen oder solchen mit gekröpfter Kurhelwelle, welch letztere einen verhältnismässig grossen Kurbelzapfen erhalten, macht man den Schaft prismatisch d. h. die stärkste Stelle an der Kurbelseite (s. Tabelle 69).

Beispiel: Der Treibstangenschaft dei Maschine 450 mm Cyl.-Durchm., 800 mm Hub, welcher nach Tab. 70 d = 95 mm Durchm., l = 1000 mm Länge hat, sei für 7 Atm. Ueberdruck *) zu berechnen.

Es wird nach Gleich. 10 u. 17 :

P = 0,98 • ~ • 452.7 ^ 10900 kg,

mithin nach Gleich. 93: m =

10 - 400.2000000

= 18,4,

10900 • 2003

worin E = 2 000000 nach Tabelle 40 Seite 54 für Flusseisen,

44 u. 45 für 9,5 cm Durchm.,

Nach Tab. 70 ist (Fig. 379J c?A = 75 mm, mithin Beanspruchung auf 10 900

4 OU

Zug nach Gleich. 95 kg —

oo 250kg pro qcm.

T - 7,5’

«Soll der Querschnitt rechteckig werden und nimmt man h: b — 2 an, so wird nach Tabelle 67

140 mm.

b = 0,74 • 95 (n. 70 mm, h = 1,48 • 95 ~

Die Form des runden Schaftes der Treibstange. (Fig. 379.)

Die stärkste Stelle lege man etwa 0,35-l vom Kurhelzapfen entfernt, teile die Länge lx in eine Anzahl gleicher Teile

Schaft der Treibstange zur Maschine 250/400.

543210122 SO SS 59 62 64 65 65 «4 62 00^

—t— A —j- I t t

95

0    12    5    4

95    94    92 ’ 89    85^

^-fl—-j" ~“i~-f 1 8 i *

280 -

60

-----₁₄₆₀__

- 2000 ------

Schaft der Treibstange zur Maschine 450/800.

und bestimme zu einer nach beiden Stellen regelmässig verlaufenden Kurve die Durchmesser zu den betreffenden Teilpunkten.

*) also p—pü = 7 in Gleich. 17 Seite 42.

Der Treibstangenkopf.

Man unterscheidet im allgemeinen 2 Arten von Treibstangenköpfen und zwar geschlossene und offene Köpfe. Erstere (s. Fig. 442—453) können nur bei Stirnkurbeln verwendet werden und werden, besonders im Grossdampfmaschinenbau, den offenen Köpfen vorgezogen. Letztere muss man bei gekröpften Kurbelwellen unbedingt anwenden. Der in Fig 454 dargestellte Schiffskopf ist eine sehr beliebte Ausführung.

Berechnung auf Festigkeit.*)

Fig- 384.

Bei Treibstangenköpfen hat man in den meisten Fällen mit an einer Seite durch Kreisbogen begrenzten Querschnitten zu rechnen. Zur schnelleren und einfacheren Ermittelung der erforderlichen Querschnitte bezw. Widerstandsmomente verwandelt man den thatsächlichen Querschnitt (s. auch Fig. 384) in einen rechteckigen und setzt

(97)

als Höhe

h = - Ai

2

a) Offener Treibstangenkopf, sog. Schiffskopf. **)

Querschnitt I wird auf Biegung, die Querschnitte II auf

Zug durch den auftretenden Gestängedruck (Gleich. 17 bez. 22 Seite 42) beansprucht.

-r-vr■-)¹ Hih

-bl—

T"

e~ ir

-JLU

rt

l?r

h r*

Fig. 385—387.

Es bezeichne (s. auch Fig. 385 bis 387):

a Durchm. der Lagerschalen in cm, l Entfernung d. Schrauben „    „

6 Breite des Kopfes    „    „

h und c Stärken der einzelnen Querschnitte, ermittelt auf Grund der Gleich. 97 u Fig. 384 in cm,

/>der Kolbendruck nach Gleich. 17 bezw. 22,

cmkg .    .    .    (98)

so wird für Querschnitt I Ml

6-A²

6~ ’ kh==~W

. . (99)

für Querscnnitt II kz ■=    --

2 • (c • 6

t**)

kg pro qcm .    (100)

Zulässige Materialbeanspruchung kh == 600 «    *

h₃ = 300 *    *

(101)

(102)

Die Verbindungsschrauben der beiden Kopfhälften sind auf Zug zu berechnen und zwar wechselt die Belastung zwischen Null und dem Gestängesdruck P.

Ist s der Kerndurchmesser der Schrauben e in cm, so wird

(103)

Zulässige Beanspruchung ft = 400—500 kg pro qcm .    .    (104)

b) Geschlossener Treibstangenkopf.*)

Querschnitt I wird auf Biegung, die Querschnitte II u. III auf Zug durch den Gestängedruck P (Gleich.

17 und 22) beansprucht.

Man hat darauf zu achten, dass der Querschnitt welcher auf Zug und Biegung beansprucht wird, nicht zu klein ausfällt, da hierdurch leicht Brüche sich einstellen können (s. auch Fig. 400).

Es bezeichne Fig. 388—390 : a die Maulweite des Kopfes in cm, l =z a Ą- c den in Betracht kommenden Hebelarm in cm, b die Breite des Kopfes in cm,

/?, c und g die Stärken der einzelnen Querschnitte, ermittelt nach Gleich. 97 und Fig. 384 in cm,

So wird für Querschnitt I :

-ł-,—    \\ A

-ł-

rn

g-,—I

Fig. 388-390.

i-

cmkg . . . (105)

b-h²

für Querschnitt II: hz

»*r o.

. . (106)

2-c-b

(107)

für Querschnitt III: hz

(108)

2-g-b

Zulässige Materialbeanspruchung kb = 600 kg pro qcm (109)

k,= 300 „    „    „    (110)

c) Kopf an der Kreuzkopfseite *) (für gegabelten Kreuzkopf, S. 152).

Die Berechnung dieses Kopfes erfolgt in derselben Weise wie unter b ange

TZ

lt

lj ÖL

4—

1_S

-f

j 1 j geben, weshalb von einer Wiederholung der in Be-

bf-

-fl

tracht kommenden Gleich. 105 bis 110 Abstand genommen werden soll.

Fig. 391—893.

d) Die Gabel an der Kreuzkopfseite **)

(für ungegabelten Kreuzkopf, Seite 155).

'mi-i

II

tte2E

PQ ,fn

Schnitt C-D

Schnitt A-B

* Ud*i <

Bei diesem Treibstangenkopf findet sowohl im Querschnitt A—B als auch C — D Zusammengesetze Zug- und Biegungsbeanspruchung statt. Die Umwandlung der einzelnen Querschnitte in rechteckige erfolgt nach Fig. 384 bezw. Gleich. 97.

Fig. 394-396.

Bezeichnet (s. auch Fig. 394—396) : l = d -f- c die Hebellänge für den Kopf in cm, e die Breite der Bolzentragfläche in cm, c „ mittlere Stärke der Bolzen tragfläch e in cm, 6    „ Breite des Seitenquerschnitts in cm,

h „ Höhe

n 1

— g den Schwerpunktabstand des Seitenquerschnitts in cm,

den halben Gestängedruck , angreifend in der Mitte des

in ein Rechteck verwandelten Querschnitts C—D nach

Fig. 384,

Pn die im Querschnitt C—D auftretende Zugkraft, so wird für den Querschnitt C—D:    ,

to! "0 co

= ^z cmkg

w=bV

■ • (ui) • • (112) ' • ⁽¹¹³⁾

Gesamtbeanspruchung h=kz-f kh — Ś50 bis 650 kg pro qcm (114)

kb =

Pn

6-A.

Beispiel Seite 126, Normalien Seite 133 u. 135. * « 126,

n 139.

Pu

CD

tr

rC

;/

tO! cd

s ) cmkg .    .

. .    (115)

W=

b-h²

(116)

kz =

(117)

2-b-h

Gesamtbeanspruchuag k — kb-f- kg= 500 bis 550 kg pro qcm (118) für den Querschnitt bei I wird

toi "b

Q cmkg •    .

(119)

e-c²

Zulässige Beanspruchung kb

(120)

600 kg pro qcm .    (121)

Beispiel: Die Treibstangenköpfe sind für Maschine 450 mm Cyl.-Durchm., 800 mm Hub, zu berechnen. Der Rurbelzapfen hat 110 mm Durchm. bei 145 mm Länge. Dampfdruck 7 Atm. Ueberdr., *) mithin nach

Gleich. 10 u. 17 bez w. 22 : P = 0,98 • - . 46». 7 <^>10 900 kg.

4

a) Schiffskopf Fig. 454-4X5, Seite 136.

Mit Rücksicht auf Fig. 385-387 wird (nach Tabelle 71) « — 110

-f- 2.24 = 158 mm, b = 110 mm, e = 48 mm, l — 195 mm und nach Zeichnung c = 48 mm, h = 60 mm, mithin : nach Gleich. 98

Mh = 5 450 . (9,75-3,95) = 3t 610 cmkg

99

W = —4—    66

99

,    31610

^⁼ 66

480 kg pro qcm

100

1090''

(2.4,8-11-    . 4,8»)

Kerndurchm. der Schrauben « = 40,4 mm,

10900

2.    4,04³

mithin nach Gleich. 103:

156 kg pro qcm

425 kg pro qcm

b) Geschlossener Treibstangenkopf Fig. 442—453, Seite 134.

Nach Tabelle 70 wird bezogen auf Fig. 388-390 a— 110 -f- 2. 18 = 146 mm, b — 110 mm, nach Zeichnung c — 31 mm, g — 44 mm, h — 55 mm, l = 146 -f 31 = 177 mm,

mithin nach Gleich. 105:

106

Mh = 5450 • (8,85 — 3,65) 11. 5,5a

~ 55,5

28340 cmkg

106:

28340

55,5

510 kg qro qcm

107:

108:

10 900

kg = -—j-j- ---    IhO kg pro qcm

10900

2. 11. 4,3

*) also p — j>q = 7 in Gleich. 17 Seite i'2,

00 115 kg pro qcm

Die sich ergebende geringe Beanspruchung Tcz iührt daher, dass man bei der gewählten Kopfkonstruktion (möglichst viel Dreherarbeit) die Wandstärken nicht dünner ausführen kann, da sonst die Flächen, welche den Kragen der Lagerschale aufnehmen müssen, zu klein ausfallen.

c) Kopf an der Kreuzkopfseite Fig. 442-453, Seite 136.

Mh = 5450(7,95 — 3,35) oo 25000 cmkg 10,5.4,43

Die entsprechenden Maasse (Fig. 391—393} werden nach Tabelle 70 a == 100 + 2,6 • 13 oo 134 mm, b = 105 mm, naoh Zeichnung c — 25 mm, g — 33 mm, h = 44 mm, l = 134 -J- 25 = 159 mm, mithin nach Gleich. 105:

34

106:    W =

106:

25000

*»“-84“

107:

kz =

10900

108:

2 . 10,5 • 2,5 10900

= 735 kg pro qcm

00 210 kg pro qcm

2 • 10,5 • 3.3

158 kg pro qcm.

Die sich ergebende geringe Beanspruchung kz ist auf dieselbe Ursache wie beim geschlossenen Treibstangenkopf zurückzuführen.

d) Gegabelter Treibstangenkopf.

Schnitt A- 8

___

Die mit Rücksicht auf Fig. 394 bis 396 zu wählenden Maasse sind in Fig. 397 -399 nach Tab. 73 eingetragen. Es ergiebt sich für Querschnitt C-D: r nach Gleich. 111 :

Mh = 5450 • 4,6 *-0 25000 cmkg

VA

nach Gleich. 112:

25000

10,6.53

oo

570 kg

Schnitt C-D

nach Gleich. 113:

*z =

3850

Fig. 397-399 (für Kreuzkopfseite).

10,6 • 5 nach Gleich. 114:

73 kg

Je == 570 -f- 73 — 643 kg

nach Gleich. 115:

116:

Mfr = 5450 . (2,5 — 1,5) = 5450 kgem 340 kg pro qcm

5450

bei Querschnitt

A-B:

10,6. 33

117:    Jcz =

5 450

oo 170

118:

10,6.3

Je = 340 -f- 170 = 510 kg pro qcm.

Es ist zweckmässig, das Kurbelzapfenlager mit Weissmetall auszugiessen, um bei eventuellem Heisslaufen nicht eine Zerstörung des Zapfens im Gefolge zu haben, welche bei Kotguss-lagern leicht eintritt (s. auch Seite 86).

Beim Zeichnen des geschlossenen Treibs tang kopfes ist darauf zu achten, dass die Wandstärke bei A.

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I-.

Fig. 400. Bruch der Treibstange. Fig. 401—402. B Querschnittform von A.

(Fig. 400) nicht zu klein ausfällt, da hier, infolge der auftretenden Zug- und Biegungsbeanspruchung, leicht ein Bruch eintritt. In Fig. 401—402 ist ein Kopf dargestellt, der durch Nichtbeachtung dieser Hegel brach.

Es ist unerlässlich, die sich bei der Bearbeitung ergebende genaue Form des Kopfes zeichnerisch zu ermitteln. Wie man hierbei verfährt, ist in Ffyjr. 403—403 dargestellt, und auch ohne weiteres verständlich.

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i\ !

Fig. 403—405.

Die gewöhnliche Methode, um das den Schlag erzeugende Spiel zwischen Zapfen und Lager zu beseitigen, ist das Nachfeilen der Lagerschalen an den Stosskanten. Nehmen wir den in Fig. 442—453 dargestellten Treibstangenbopf an, so ist allgemein üblich, die beiden Lagerschalenhälften fest zusammenstossen zu lassen und mit dem Keil anzutreiben.

Früher liess man die Schalen nicht festaneinander liegen, sodass dieselben jederzeit nachgespannt werden konnten, ohne nachfeilen zu müssen. Diese Methode hat sich jedoch nicht bewährt. Man findet jetzt ausschliesslich (auch bei den Hauptlagern der Kurbelachse) die Lagerschalen fest aufeinandergepresst,

9 bis iimm

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Fig 406.

Treibstangenkopf mit Zwischenlage/)

Um nun, sobald sich das Bedürfnis herausstellt, die Schalen bequem nachziehen zu können, wendet man beim SchifFskopf die in Fig. 406 mit Z bezeich-neten Zwischenlagen an. Dieselben bestehen aus Messingplättchen, können leicht herausgenommen, nachgefeilt und wieder eingelegt werden.

Diese Zwischenlagen fertigt man in den meisten Fällen aus

einer Messingplatte und mehreren Lagen dünnem Kupferblech

an, z. B. dünnes Kupferblech 5 X 0,2 mm =s= 1 mm + 4 X 0,5 mm = 2 mm + 2x1 mm =2 mm -|- Messingplatte von 4 bis 6 mm. Man kann so jeder Abnutzung Rechnung tragen, ohne nachfeilen zu müssen.

Fig, 407 - 408.

Das Zwischenstück mache man zweckmässig wie obenstehend skizziert (Fig. 407—408), um ohne Entfernung der Schrauben die Beilagen herausnehmen zu können.

Fie. 409.

ll

Die Schrauben des Schiffskopfes bohre man entweder aus oder versehe dieselben mit Eindrehungen, damit die grösste Beanspruchung nicht im Ge

Ferner ordne man Keilnasen an, ^§H um die Schrauben gegen Drehen zu sichern. Diese Keilnasen gehören nicht nach innen (Fig. 409), sondern Innen lässt sich sehr

nach aussen.

U— j - M- schlecht mit dem Kreuzmeissei aus-hauen’innen ist iedes gewonnene Milli-

___X_____ meter StoiF von Vorteil.

Aussen (oder seitlich) lässt sich die Nute bequem einarbeiten und das Material ist hier fast gänzlich wertlos.

::A.

Fig. 410, richtig.

*) Kopf wird mit Schaft an einem Stück geschmiedet, bearbeitet and dann bei Z durchgestossen,

Damit sich die Lagerschalen beim Schiffskopf nicht drehen, sollen die Bolzen etwas in die Schalen eingreifen, s. Fig. 412 u. Fig. 415—417.

Bei grossen Schiffsköpfen empfiehlt es sich, statt auf jeder Seite einen Bolzen, deren zwei anzuordnen. Der Kopf wird dadurch niedriger und sieht nicht so plump aus.

(Die Zeichnung Fig. 413 ist unrichtig, die Bolzen sollten in dieLagerschalen eingreifen wie in Fig. 412.)

Fig. 412.

Fig. 413.

Wo grosse elastische Form veränderungen nicht zu vermeiden sind, können Kugelzapfen, bei denen der Zapfen cylin-drisch, das Lager jedoch als Kugel ausgebildet ist, angewendet werden (Fig. 415—417).

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Fig. 415—417.

Treibstangenkugellager einer Wasserhaltungsmaschine.*)

an

Wie bei den Kurbelwellenlagern, Seite 92, so muss hier ebenfalls Sorge getragen werden, dass die Schalen den Teilstellen oben und unten an demZapfen nicht anliegen, auch hier bohrt man deshalb die Schalen etwas weiter, als der Zapfendurchmesser beträgt.

Die Nachstellung der Treibstangenlager

von

vorn ver-

soll möglichst so angeordnet sein, dass dadurch die Entfernung Mitte bis Mitte Lager unverändert bleibt, da sonst durch Nachstellen der Lager der Kolbenüberlauf hinten und schieden gross ausfällt.

*) Zeitschr. d. V. deutsch. Ing., 1890, S. 932.

Haeder, Dampfmaschinen.

Man sollte deshalb wählen :

1. Hauptlager mit hinterer Keilstellung, Treibstange nach S. 134.

2. Hauptlager mit vorderer Schraubenstellung und gegabelter Treibstange (Fig. 473—475) Seite 138, Kreuzkopf Seite 154, Schiffskopf Seite 136.

Bei der jetzt beliebten einseitigen Hauptlagerstellung (s. Seite 94) wird die Welle einseitig verschoben, um nun das Maass von Mitte Welle bis Mitte Cylinder konstant zu halten, muss die Nachstellung der Treibstangenlager so eingerichtet sein, dass die Stange länger wird. Diesem Umstand ist bei der Treibstange Seite 134 Rechnung getragen.

Bei der Treibstange (Fig. 458—472) Seite 138 wird durch die Nachstellung die Stangenlange nicht verändert.

3h

mm

Fig. 418-421.

Nachstellung mittelst mechanischerF lässig k eit. Fig. 418 bis 421. Die Hohlräume der Stange sind mit kleinen Stahlkugeln angefüllt, welche durch Schrauben angezogen und gegen die Lagerschalen gepresst werden. — Eingehend beschrieben in Haeder’s Zeitsdirift’1894 [No. 20.

Die Sicherung der Lagerstellung.

Schrauben und Keile müssen besondere Sicherung erhalten.

1. Bei Schraubenkeilstellung hält am besten eine Sicherung nach Fig. 422—424.

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Tabelle 67 a.

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Sicherung für die Schrauben der Schiffsköpfe.

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2. Sicherung der Schrauben für die Schiffsköpfe.

Man findet entweder Doppelmuttern (Seite 132 u. 136) oder die Ausführung nach Fig. 425 in Anwendung.

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10    10    10    10    10    13    13    13    13    16    16 16

Tabelle 68. Normalien der Treibstangenköpfe für Maschinen mit gekröpfter Kurbelwelle.

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Fig. 426-427.

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Fig. 428—429.

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Treib stangenkopf

Fig, 426—427.

Fig. 428—429.

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Gebräuchlicher und besser ist Ausführung nach Seite 132.

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Fig. 430—441, hierzu Tab. 69

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Anzug des Stellkeiles = ¹/₁₀ der Länge.

Tabelle 69. Treibstange für kleinere Maschinen. Fig. 430—441 (Treibstange 350 Hub, Maassstab 1 : 6)

Nur für gekröpfte Achsen.

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175

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1130

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Rahmen hierzu s. Seite 70, Kreuzkopf Seite 151, gekröpfte Kurbel welle s. Seite 102.

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Fig. 442—453, hierzu Tab. 70.

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Tabelle 70. Treibstange für mittlere und grössere Maschinen. Fig. 442—453.

(Stange 1000 Hub, Maassstab 1:10.)

Kurbelseite

Kreuzkopfseite

Schaft

Maschine

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700

800

900

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1100

1200

Rahmen hierzu Seite 74 ;

Tabelle 71. Offener Treibstangenkopf sog. Schiffskopf.

Fig. 454-455.

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(Kopf d - 150, l = 190, Maassstab 1:10.)

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110

75    12    3

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125

90    16    4

43

125 32    23

140

100 16 4

48

140    36    25

160

115    20    5

53

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180

130 i 20    5

58

175    44    32

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220

150    24    6

73

210 52    38

240

105    28    7

80

230 56    41

265

180 i 28    7

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245    60    44

290

190 | 28    7

95

260    65    47

310

205    32    8

103

280 70    50

340

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50    20

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110

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370

250    32    8

120

330    85    56

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140    54

150    58

160 62

180 66

200 70

Schraubensicherung für Köpfe über d — 90 nach Tab. 67 a

zulässig.

Für kleinere Maschinen mit gekröpfter Achse s. Seite 132.

Das Krenzkopfende kann nach Seite 134 oder als Gabel nach Seite 138 unten ansgeführt werden.

Der nachstehende sog. offene Treibstangenkopf wird in neuerer Zeit seltener ausgeführt. Da jedoch eine grosse Anzahl vorhandener Maschinen diese Ausführung zeigen, so seien hier einige Hauptmaasse wiedergegeben.

Tabelle 72. Offener Treibstangenkopf mit Kappe.

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Anzug des Keiles auf einer Seite = ¹/₂₀ l.

Fig. 456-457.

Zapfen

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Die Lagerschalen-Maasse sind angegeben für Rotgusslager mit Weissmetall, welches für Kurbelzapfenlager immer vorzu- ¹ ziehen ist.

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B,

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Eine ebenfalls gebräuchliche Ausführung dürfte Fig. 458 bis 472 darstellen. Die ge wählte Anordnung der Nachts Stellung gewährleistet unveränderte Stangenlange, s. auch S. 130, ffi-doch ist es besser, statt des schmalen Keiles D D i|i ebenfalls ein breites Keilstück mit Schraube ® anzuordnen

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Maasse nach S. 134, aber Keilstück nach aussen.

Fig.458 —472. Treibstange m. Kurbelzapf. u. Kreuzkopf bolzenlager.

A Schaft der Treibstange. Kurbelzapfeniager : BBV Lagerschalen, C Passstück, D Keil, B Stellschraube. Kreuzkcpf bolzenlager : Fb\ Lagerschalen, G Stellkeil, H Stellschraube, J Unterlegscheibe, K Schraubensicherung, L Schraube.

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(hierzu Tabelle 73 auf Seite 139).

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Schraube

Gänge

Tabelle 73. Gegabelte Treibstange mit Kreuzkopf bolzen (Fig. 473—475).

(Abbildung Seite 138 zeigt Treibstange zur Maschine 450 X 800 im Maassstab 1 : 10).

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62    58

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Maschine

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156 142

lr/5 160

180 166

05 o <M    CO .>05 O CM CO O dc 00    CM

T-i Oł(M <M (M co ^ COCO COCO co CO **

112    95

300    60

125    100

130    105

325    62

350    68

144    110

152    115

375    70

400    75

l'

162 120 170    125

425    80

450    85

178    1 0

185    135

475    90

500    95

es

196    140

204    145

525    100

550    105

1000

210    150

220    155

575    110

600    115

1100

245    170

255    175

675    130

700    135

1200

*) Sohlüsselweite der Mutter für Schraube w.

Der Kreuzkopf.

Material: Gusseisen, Schmiedeeisen oder Stahlguss, Gleitschuhe fasst ausschliesslich aus Gusseisen.

Brüche der Kreuzköpfe stellen sich meistens an der Nabe ein, deshalb sei dieses Kapitel hier ausführlicher behandelt.

a) die Gleitschuhe.

Gleich. 17 bez. 22 ; 4

Bezeichnet: P den Gestängedruck (Kolbendruck) nach Kurbelradius

Treibstangenlänge

so wird nach Fig. 85 Seite 43 J Vertikaldruck auf die Gleitfläche V=P-j

; .

Zulässiger Flächendruck k= 2 bis 3 kg pro qcm .    .    .    (123)

Beispiel hierzu Seite 145.

Kreuzkopf-Gleitfläche F=

(122)

(122 a)

b) Keilverbindung.

Man hat hier zu unterscheiden I. Stangen mit cylindrischem Ansatz und

(7/

&///////

steilem konischem Bund

oder Hohlkehle

Fig. 476-478.

oder am Ende anliegend.

Der Keil wird stramm hereingeschlagen, etwa (nach Bach) mit 1,25 P. Dann ist Biegungsbelastung des Keiles von P bis Null wechselnd, und hierfür wäre wieder mit 1,25 P statt mit P • gerechnet kb mit ca. 1000 — 1200 kg pro qcm als gut zulässig zu bezeichnen. (Material des Keiles bester Gussstahl d. i. la. Siem.-Martin stahl ).

2m Stangen mit konischem Ansatz und zwar schlanker Konus, etwa V₂₄ bis ^25 der Länge. Unter der Voraussetzung, dass der Konus einigermassen sorgfältig eingepasst ist, dass er überall gut anliegt, kann man den Konus beim Hereintreiben des Keiles so fest anziehen, dass eine ganz erhebliche Kraft dazu gehört, um den Konus (mittelst Keiltreiber) wieder zu lösen. Die Wirkung der Hammerschläge beim Anziehen und Lösen annähernd als gleich geschätzt, gehört ca. ²/₃ der zum Eintreiben erforderlich gewesenen Schlagwirkung dazu, um den Konus wieder loszubringen, d. h. mit anderen ^Worten, durch das feste Hineinpressen des Konus in die Hülse sitzt derselbe nachher so fest, dass die Reibung allein genügt, um dem Herausziehen der Stange bei entgegengesetzter Kraftrichtung (mit P) hinreichenden Widerstand entgegenzusetzen.

KÊMmËÊ

—€HÜ~—I

Es sind auch schon Fälle vorgekommen, dass Maschinen mit herausgefallenem Kreuzkopf keil noch längere Zeit gelaufen haben, sodass man wohl sagen kann, dass ein stramm eingezogener Konus an sich dem Herausziehen Widerstand leistet, und nur eine geringe Kraft dazu gehört, ihn hierbei zu unterstützen.

Es wird also der Keil eine mehr ruhende Biegungs-belastung erfahren, nicht von P bis Null wechselnd, sondern höchstens von P bis ¹/₈ oder l/₂ P schwankend. Und hierfür (1,25 P in Rechnung gesetzt), kann man kh «^,1500 kg pro qcm als zulässig ansehen.

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Fig. 480 (zur Maschine 800 Hub, 1 : 5),

Auf Grund der vorstehend entwickelten Anschauung gestaltet sich nun die Berechnung der Keilverbindung folgendermaassen :

Bezeichnet :

P den Gestängedruck in kg nach Gleich. 17 bezw. 22, so ist zu setzen nach Fig. 480 (alle Maasse in cm):

b-h²

kb~ w

Zulässige Beanspruchung für Gussstahl

to *

■ . (125)

1250 — 1500 kg pro qcm .

. (126)

Man hat ferner zu beachten, dass der Druck zwischen Keil und Stange in Fig. 480 (bei d₀) sowie Keil und Nabe (bei d) die zulässige Beanspruchung nicht übersteigt, also:

7—7 bezw. £ b-d

2-x-b

.    .    (127)

Zulässige Beanspruchung für Gusseisen £=500 — 750 kg pro qcm „ Stahlguss £—850 — 1000 „    „    .    .

„ Gussstahl £=90 0 — 1000 „    „    *    .    .

Beispiel hierzu Seite 145.

• . (128) .    .    (129)

.    .    (130)

Es wird sich deshalb immer empfehlen, zur Vermeidung einer zu grossen Nabe, den Keil in die Nabenwulst ein-treten zu lassen, wie in Fig. 476—477 dargestellt, weil dadurch die Druckfläche grösser ausfällt.

Als Höchstwert der Keilstärke 6 ist mit Rücksicht auf die ungünstige Beanspruchung im Querschnitt ^ c/² — d*b zu wählen

(131)

Ferner kann man setzen : hl—h₂^ 0,5 h

(132)

c. Die Nabe für die Keilverbindung.

Fig. 482.

11

an

Für die Berechnung der Wandstärke d (Fig. 482 bis 484) kommen folgende Erwägungen in Betracht : Bezeichnet (a. auch Fig.

ÉP

482)

P den Gestängedruck (Kolbendruck) in kg nach Gleich. 17 bezw. 22, 1,25 P den in Rechnung zu ziehenden Druck in kg,

Ip^pni

_iL----! J--------

m//.

XI

m

Fig. 482—484. (Zur Masek. 8C0Hub, 1:7,5.) so ergiebt sich:

p

Flächendruck pro qcm Konus g —    ¹ kg .    .

d2 • jt. • l

P 1,25 P • — den auf die ¹    c

Nabe wirkenden resultierenden Druk in kg, d₂ den mittl. Durchm. des Konus in cm, ô die Nabenwandstärke in cm,

.    .    (133)

dass die abgewickelte Konusfläche

(hierbei ist angenommen = d₂-n-l).

Auf 1 cm Länge ergiebt sich demnach eine Kraft, welche die Nabe zerreissen will, von

P₂ = da-q in kg.    .    .    .

diese wird aufgenommen von 2 Querschnitten 2 f = 2-ö' i in qcm .    .

P\= 0,2

mithin

k’ 2 f

c-d

(134)

(135)

. . (136)

Zulässige Beanspruchung für Gusseisen

cc .

K= 300

kz— 900 — 1000 „

kg pro qcm .

„ Stahlguss „ Schmiedeeisen kz~ 9 0 0 — 1000 „

„ Stahl

kz= 120 0 — 1500 *

•    .    (139)

.    .    (140)

Beispiel hierzu Seite 145.

Diese Berechnung berücksichtigt die Verstärkung der Nabe durch die Wulst und die Verstärkung durch Uebergang in den Hauptkörper nicht; dafür ist aber auch das Keilloch nicht in Betracht gezogen.

d) Nabe für den Kreuzkopf bolzen.

Der Kreuzkopfbolzen ist bei dem gegabelten Kreuzkopf (Seite 152) in 2 Naben

zu über-

gelagert, von denen jede mithin

~h »

tragen hat.

Es bezeichne (s. auch Fig. 485—486):

bïîJL)

um

P den Gestängedruck nach Gleich. 17 bezw. 22 in kg,

Fig. 485 - 486.

l Entfernung von Mitte zu Mitte Nabe in cm, h und b Abmessungen des der Berechnung zu Grunde zu legenden Querschnitts in cm,

dann ist

in cmkg .

(141)

b-h* | (8-6)a².

angenähert

Zulässige Beanspruchung für Gusseisen ^=250— 300 kg pro qcm „ Stahlguss ^=500 — 600 „    „    „

Beispiel hierzu Seite 146.

kb =

(142)

(143)

(144)

e) Der geschlossene Kreuzkopf.

a-

"î

__l

r*

—r—

Fig. 488.

Fig. 487.

Bei dem geschlossenen Kreuzkopf kommen ausser den bereits angegebenen Berechnungsarten noch zwei Querschnitte in Betracht.

Bezeichnet (s. auch Fig. 487—488):

P den Gestängedruck in kg nach Gleich. 17 bezw. 22, l den in Betracht kommende Hebelarm, a, 6, h} c in cm, so wird für Querschnitt I :

Mh

='( - )

cmkg .

.    . (145)

b-h²

; kb w

(146)

für Querschnitt II : kz

₂~b kg pro qcm

(147)

(148)

Zulässig für Schmiedeeisen ^ = 5 0 0 — 600, kg— 600 kg pro qcm Beispiel Seite 146.

Beispiel: Für Maschine450 Durchm., 800 Hub, sei ein Kreuzkopf für P — p₀~ 1 Atm. zu berechnen.

Ç == 0.93. ~ . 452 00 1560 qcm,

wirks. Kolbenfläche nach öleich 10:

öestängedruck „

17:

p=Q(p-p₀) = im). 7

10900 kg,

nach Tab. 80 Kreuzkopf-Gleitfläche F = 39.22,5 *-0 875 qcm, für y = 5,

F=

nach Gleich. 122:

10900    .

—-—    2180 kg,

5

2180

122 a : k = -^r    2,5 kg pro qcm (nach Gleich. 128 zulässig).

Für die Keil ve r b i n d un g sind mit Rücksicht auf Fig. 480 bis

48 t die entspr. Maasse nach Tab. 76 : d = 70, x — 46, h = 78, b = 20 mm, Mh —0,62. 10 900 ( \    ) = 27 400 cmkg.

2.7,82

mithin nach Gleich. 124:

125:

‘—» 20,8

125:

27 400

1350 kg pro qcm,

20,8

₇    10900

~ 2-4,6-2

Beanspruchungen, welche nach Gleich. 126 und 129 zulässig sind.

127:

590 kg pro qcm.

Für die Nabe der Keilverbindung sind die entspr. Maasse (Fig-

482 — 484) nach Tab. 76: d₂ = 67, ^ = 173, ö = 35 mm, Konizität V25 * = 7 mm

890 kg pro qcm,

10 900

mithin nach Gleidi. 136: kz = 0,2 • —-

0j7 “3|5

bei Stahlguss nach Gleich. 138 zulässig.

10

Haeder, Dampfmaschinen.

Die Nabe für den Kreuzkopfb olzen erhält mit Rücksicht auf Fig. 485 — 486 nach Tab 76 folgende Abmessungen: l = 155, h = 75, b = 22, B = 88, a = 32 mm, mithin nach Gleich. 141 : Mb

= ¹0 900 * ¹⁵»⁵ oo 10 600 kgcm,

2. 8

142: W =

2,2 . 7,5³

(8,8 - VI). 3,2 ²

31,9,

142 : hb

10 600

31,9

oo 335 kg pro qcm,

nach Gleich. 144 für Stahlguss zulässig.

Für den geschlossenen Kreuzkopf ergiebt sich (Fig. 487—488) nach Tabelle 77 : 1 = 135, a = 107, b = 132, h = 46, c = 28 mm.

mithin nach Gleich. 145 : Mb — 5450

(lf

21 800 cmkg,

46

146: W -

13,2 . 4,6³

21 800

146: Tch = ——-    460 kg pro qcm,

46    mammm

oo 148 kg pro qcm.

147: kz =

10900

2 • 2,8 • 13,2

Die geringe Beanspruchung Tcz ist bedingt durch gute Form des Kreuz-kopfes und aus diesem Grunde macht man die Abmessungen grösser als nötig.

Verbindung des Kreuzkopfes mit der Kolbenstange.

Fig. 490.

ÎE

an

Fig. 492.

Die gebräuchlichste Befestigungsweise ist die Ke il Verbindung Fig. 490, doch wird auch das 1H Einschrauben der Kolbenstange in die Nabe Fig. 491—493 häufig ausgeführt. Bei dieser Verbindung ordnet man ent-weder eine Gegenmutter (Fig. 491) oder schlitzt die Nabe (Fig. 492) und klemmt durch Schrauben die Nabe fest um das Gewinde. Es ist hierbei jedoch ^ erforderlich, eine Sicherung S vorzusehen, um Lockerwerden der Schrauben zu verhüten.

Das Einschrauben der Stange hat den Vorteil, dass man den Kolbenüberlauf (s. S. 167) sehr genau einstellen und auch die Kolbenstange nach Zeichnung fertig bearbeiten kann.

Bei der Keilverbindung hingegen kann das Einpassen der Stange in den Konus und Einarbeiten des Keilloches erst bei der Werkstattmontage erfolgen.

'4

it4ii

w

Fig.494

Fig. 496.

•!-

Lp

Fig. 498

----

ist 4

Fig. 499.

Man führt auch Keilverbindungen wie Fig. 494 dargestellt aus. Der Keil wird vermittelst Mutter angezogen und dadurch Verhämmern der Nabe und des Keiles vermieden. Bei der Festigkeitsberechnung betrachtet man die drei Keilstücke als einen Keil, d. h. die Keilverbindung wird nicht höher als eine solche mit einem Keil.

Es empfiehlt sich auch, am hinteren Ende des Keiles (Fig. 496) ein Loch für einen kräftigen Splint anzubringen, um beim Lockerwerden des Keiles ein Herausfallen desselben zu vermeiden.

Die Scheidewand bei a kann man weglassen bei konisch eingepasster Kolbenstange, d. h. nur bei gegabelten Kreuzköpfen (Fig.498)*) Bei cylindrischem Stangenende ist die Scheidewand erforderlich, da bei dieser Ausführung die Stange zum Anliegen gebracht werden muss.

Bei gegabelter Treibstange, also geschlossenem Kreuzkopf, ist das Weglassen der Scheidewand, wie in Fig. 499 gezeigt, unrichtig. Der Druck auf die Lagerschale ist in der Mitte grössten und wird ein gutes Anliegen der Schale durch das Fehlen der Scheidewand beeinträchtigt. Bach hat hierüber Untersuchungen angestellt und kommt zu dem Schluss, dass

am

man ohne Scheidewand, um die Nabe bequemer ausbohren zu können, die Schale wesentlich verstärken müsse (s. auch Fig. 499).

In diesem Fall ist also eine Scheidewand am Platze (Fig. 500), um gutes Anliegen der Schalen zu gewährleisten. Die Scheidewand erhält eine kleine Öffnung, in welche der Körner-Ansatz der Stange eintritt. Seite 152.

Fig. 500.

*) Bei sehr schlankem Konus [ist die Wand unbedingt erforderlich.

Betr. des Kolbenstangen-Konus ist noch zu erwähnen, dass die Wahl desselben in engen Grenzen liegt. Zu steiler Konus bewirkt zu kleine Tragfläche für den Keil und dadurch zu hohen Flächendruck. Auch wird der Stangenquerschnitt nach Abzug des Keilloches zu klein.

Zu schlanker Konus hat andererseits das Bestreben, die Nabe des Kreuzkopfkörpers zu zersprengen, und ist, scharf angezogen, selbst mit Keiltreiber schwer zu lösen, abgesehen von dem Festbrennen, weswegen der Zapfen von Oel gut gereinigt und zweckmässig mit Graphit eingefettet wird.

Ein guter Mittelwert ist als Konus — die Stange um 8 mm dünner im Durchm.

I

- d. h. auf je 100 mm Länge wird

Material der Kreuzköpfe.

Für kleinere Maschinen führt man die Kreuzköpfe in einem Stück aus Gusseisen aus. Seite 151.

Bei grösseren Maschinen ist die Anordnung besonderer Schuhe beliebt, da man hei diesen als Material für die Kreuzkopfhauptstücke Stahlguss (Seite 152) oder Schmiedeeisen (Seite 154) wählt. Zudem ist dabei durch Unterlegen dünner Papier- oder Blechstreifen etwa eingetretenem Verschleiss Rechnung zu tragen.

Eine von vornherein vorgesehene Nachstellung der Kreuz-kopf - Gleitschuhe durch Keilnachstellung oder Gewinde wird wohl noch selten ausgeführt, da

1.    der Verschleiss der Schuhe nach sehr langem Betrieb nur gauz minimal ist,

2.    der Krenzkopf dadurch nur teuerer wird.

Die Verbindung zwischen Gleitschuhen und Kreuzkopf

muss so sein, dass ein Verschieben zu einander unmöglich ist, um auch schon beim Bearbeiten (der Kreuzkopf wird zusammen-

Fig. 503.

Fig. 501.

Fig. 502.

gebaut und dann die Schuhe abgedreht) die genaue Dreherarbeit zu erleichtern.

In Fig, 501—503 sind gebräuchliche Verbindungen dargestellt. Fig, 501 Verbindung mit eingelegter Feder.

Fig. 502 mit excentrisch angeordneter Schraube. (Setzt man letztere in die Mitte, so kann beim Bearbeiten leicht ein Verschieben der Schuhe eintreteri.)

Fig. 503 Verbindung mit Stift mehrfach ausgeführt.

Die Länge der Laufbahn.

Der Kreuzkopf soll in der äussersten Stellung um L überlaufen, damit sich kein

Grat bildet und die Abnutzung der Bahn gleichmässig wird, denn am Ende des Hubes ist der Druck auf die Gleitbahn

L-3

Fig. 507.

= Null. Also Länge der Laufbahn

Hub + JL. .    .    .(148 a)

Die Schmierung der Gleitschuhe

bewirkt man oben am besten durch auf dem Kähmen angeordnete Schmiergefässe. Die untere Gleitbahn, welche bei rechtsumlaufenden Maschinen die allein tragende ist (Seite 64) kann zweckmässig in folgender Weise geschmiert werden.

' * T. '

Am Ende der Laufbahn ordnet man Oelfänger an, (Fig, 508 bis 511), in diese tritt der Gleitschuh hinein und treibt das Oel rückwärts, wo es in einer, im Schuh angeordneten, Kinne R sich ansammelt und durch mehrere etwa 5 bis 6 mm grosse Löcher L der Laufbahn zuläuft.

Fig. 508-511.

Die Gleitschuhe müssen Schmiernuten erhalten, wie auf Seite 152 und 154 angedeutet.

Die Oelfänger verhindern auch das Verspritzen des Oeles auf den Fussboden, und werden schon aus diesem Grunde für

bessere Maschinen stets vorgesehen. Die Kreuzkopfbohrung

muss natürlich so gross sein, dass die Treibstange nicht an die Oelfänger anschlägt.

Bei Anwendung der gegabelten Treibstange lasse

man die Lagerschalen

für den Kreuzkopfbolzen etwas vorspringen

(in Fig. 512 bei c).

Es

Lü

lii L

mm

Fig. 512. Vorspringendes Lager.

EJl

SB

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I___M

Fig. 5X3-515.

Treibstange zur Maschine 1000 Hub.

Fig. 513-515 zeigt einen Kreuzkopf, der durch Fressen bei a und b mit der inneren Gabel der Treibstange vollständig zusam-mengeschweisst war, so dass sich die Treibstange verbogen hatte. Es bedurfte eines ganzen Tages, um die Treibstange von der Maschine zu entfernen, so fest sass Kreuzkopf und Treibstange ineinander.

Gegabelter Kreuzkopf oder gegabelte Treibstange?

Ob es nun vorteilhafter ist, den Kreuzkopf oder die Treibstange mit Gabel zu versehen, lässt sich schwer beantworten. Renommierte Fabriken gabeln bei grossen Maschinen meist die Treibstange, doch erfordert die Herstellung grosse Aufmerksamkeit, sonst wird der Bolzen in der Nabe der Gabel locker. Manche Fabrikanten haben die gegabelte Treibstange wieder verlassen, da die Herstellungskosten viel theuerer sind, als die Ausführung mit gegabeltem Kreuzkopf.

Tabelle 74. Kreuzkopf für kleinere Maschinen.

Fig. 516—522.

(Abbildung zeigt Kreuzkopf zur Maschine 250 X 400 im Maassstab 1:10.)

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Gleitschuhe Bolzen

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00    O

CO

200 120 150 65    120 35

250 160 180 80    145 40

800 190 210 105 170 45

350 225 240 115    195 50

400 250 260 130 220 55

450 275 280 140 240 60

OOOOOOkOO

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27

35

22 85

27

25 105

33

40 30 120

38

50 35 140

60

12 13 70

15 14 85

18 16 95

42 22 20 110

40 165

46 26 25 115

70 45 185

50,30 30 125

80

50 200

54,34 32:135

Treib-

Kreuzkopf bolzen hierzu Seite 161, Kähmen Seite 70 stange Seite 132.

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Als vorteilhaften Konus für die Kreuzkopfnabe nimmt man Vas • <2 (s. auch Seite 148). Damit nun bei aussergewöhnlich sdiarfem Eintreiben des Keiles die Nabe nidit platzt, wird häufig eine Sdieidewand G angeordnet. Spielraum zwisdien Konus und Scheidewand z = ca. 1 mm. Meistens führt man jedodi den Konus ganz durch, wie in Fig. 499 (man beachte audi Seite 147), doch empfiehlt es sich, bei Bestimmung der Rahmenlänge das Maass l aus Tabelle 76 zu nehmen, man erhält dann etwas mehr Spielraum zwischen Stopf-

co

o

OiOOkOOOOuO

^TfkOiOCOt^OOOS

003^    00    00    10000

COCOCOCO^OiOCO

Tabelle 76. Kreuzkopf für mittlere und grössere Maschinen. Fig. 525—531.

(Abbildung Seite 152 zeigt Kreuzkopf zur Maschine 500 X 900 im Maassstab 1 : 12).

Wulst

Konus

m\mx \ n Uj o p g r s \ t \ u

ßau-

länge

Rumpf

Bolzen

Maschine

58

68

78

88

95

105

115

120

03    CO    »O    CO    . I>*    00    05    O

T—I    t—I    l—t    T—I    t—I    T—I    T—I    03

03003COOOOO

COCC^rfOlOCOC-

00    o    O    O    CO    03    CC

co^łoiocococ-co

03C0C0C0OC0CCC0 ▼H    tH i—i    i-i    03    0~3    03    03

OC00003C005C003 03    03    03 C0C0C0^O

120

55

137

62

155

173

190

210

228

260

70

78

86

95

105

120

'ńHCDGOOCMiOOOCM t-l t—i H Cl 03 03 03 CO

O^OOiOOi^OOiO

COCO^^i^iOOCO

iOOiOOOOiOiC

COrtT^iC»OCOCOl>

55    52

225

62 I 58

68    64

78    74

85 81

95    90

105 100

120 115

256

290

315

356

393

430

487

t^O^CMOO^OO

Tti >o o co co i> oo 05

150

175

200

225

250

275

300

330

C0C0O03t*C000O t-i^03    03    C303©3CO

88

100

115

118

140

155

170

190

_0*H<MCOrt<iOCO

ItHt-It—I    i—I    i—li—I

70 : 90

80 1105

90 120

100 135

110 150

120 160

130 175

155 200

500 300 300

600 350 11350

700 400 400

800 450 450 900 500 500 1000 550 550 1100 600 610 1200 700 660

Die Maasse L und B nehme man aus Tabelle 80.

Bei Maulweite i hat man den Ausschlag der Treibstange zu beachten.

Rahmen hierzu Seite 74 und 83, Treibstange Seite 134 oder 136, Kreuzkopfbolzen Seite 161.

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Die Nachstellung der Lagerschale erfolgt hier durch Keil und Schraube mit feinem Gewinde. Konizität des Keiles = ¹/8 der Länge. Die Sicherungsscheibe mit Schraube (Seite 130) ist so dicht wie möglich an die Keil schraube zu bringen.

Betr. Schmierung der Gleitschuhe beachte man Seite 149, derjenigen des Kreuzkopfbolzens Seite 159.

Kreuzkopf für Gabelstange.

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20

135

143

22

150

154

24

Tabelle 77. Kreuzkopf für gegabelte Treibstangen Fig. 532—537.

(Abbildung Seite 154 zeigt Kreuzkopf zur Maschine 500X^00 im Maassstab 1 :10.)

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CM

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117

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550

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15

164

115

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135

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138

138

255

135

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675

700

1200

Maasse der Keilverbindung s. Tabelle 76. Grösse der Gleitschube und Maasse der Kolbenstange s. Tabelle 80. Treibstangengabel hierzu s. Seite 138, Kähmen Seite 74 und 83.

Tabelle 78. Querhaupt. Fig. 538—541.

Material: Traverse Stahl; Gleitstücke Gusseisen. Passend zum Rahmen Seite 72.

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300

55 70

110    50

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95 190 88 44 120

600

350

62 80

125    55

260 540 50

115 210 100    52 137

700 400

68    90

140    60

295 600 55

130 250 115    56 155

800    450

78 100

150    65

320 650 60

145 280 118    60 173

900

500

85 110

170    70

360 700 65

165 310 140    64 190

1000

550    95 120

185 75

395 750 70

180 340 155    72 210

1200

1400

1600

1800

2000

700 120 155 800 135 175 900 155 200 1000 175 220 1100 200 240

230 85

275    95

310 110

340

370

Ol    ^

i—H    r-H

490 800 85

555 900 100

640 1050 115

720 1300 130

800 1500 150

235 425 190 88 260

270 480 220 104 293

305 535 253 120 335

345 585 280 140 380

380 630 300 160 433

Dieses Querhaupt wird selten ausgeführt.

Kreuzkopfbolzen.

157

Der Kreuzkopfbolzen.

Material: Stahl hart.

Bezeichnet P den Gestängedruck in kg nach Gleich. 17 bezw. 22, d „ Durchm. des Zapfens in cm,

6 „ die Länge „

p

so wird Flächendruck q = — in kg pro qcm

d-b

ff

ff ff

(149)

Zulässig q = 80 bis 100, im Mittel 90 kg pro qcm Lauflänge des Zapfens bei gegabelter Treibstange 2d (151) ,, gegabeltem Kreuzkopf 6 °° 1,3 d (152)

(150)

ff

Beispiel: Die Maschine 450/800 hat nach Tab. 76 einen Kreuzkopfbolzen von d = 100 und b = 135 mm. Der Gestängedruck beträgt nach früheren Beispielen P = 10900 kg, mithin

10900

g==10 7l3^^1lkgprO qCm*

Die Befestigung des Kreuzkopfbolzens.

Der Bolzen wird in fast allen Fällen mit Konus eingepasst. Die Form nach Fig. 547 erleichtert dem Dreher die Arbeit, gestattet auch ein besseres und leichteres Aufreiben der Bolzenlagerung im Kreuzkopf mit der Reibahle.

nach Gleich 149:

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Fig 547.

Fig. 548.

Fig. 542—546 Kreuzkopfbolzen.

A Kreuzkopfbolzen, B Mutter, C Unterlegscheibe, D Stiftschraube.

¹

Stärke der Weissmetallausgiessung.

Die Konizität {Fig. 547) betrage c = V25 h s- Seite 161.

Das Anziehen des Kreuzkopfbolzens mit der Mutter hat vorsichtig zu geschehen, damit die Gabel nicht verspannt und das Lager festgeklemmt wird. Letzteres zu vermeiden, wählen wir die Ausführung nach Fig. 568, Seite 161.

Bei grösseren Kreuzkopfzapfen wird die Befestigungsschraube besonders angefertigt. Die (nicht zu schwache) Unterlegscheibe wird durch Vierkant o de r eingebohrten Stift gegen Verdrehung fixiert,

Fig- 549.

Fig. 549.

5-5.W;

Fig

550.

Ł,

Fig. 551-558.

Noch besser ist das Anpressen mittelst schmiedeeiserner Gegenplatte, 3 bis 5 mm Spiel für Anzug geben (Fig. 550).

Gegen Verdrehung des Zapfens ist ein Federkeil einzulegen, Feder nicht in der Druckrichtung. Im Zapfen eine zweite Nute anbringen (unter 90° versetzt) , um bei ausgeschlagenen Zapfen diesen um 90⁰ drehen zu können. Bei unrunden Zapfen ist hierdurch gleich der Schlag beseitigt.

Bei gegabelten Treibstangen befestigt man jeden Konus mit dem umschliessenden Auge, um ein Verspannen der Gabel

unter allen Umständen zu vermeiden. Letzteres kann geschehen, wenn z. B. der Konus bei b anliegt und durch die Mutter hei a zum Anliegen gebracht werden soll, oder aber, der Bolzen wird bei 6 . , mit Platte nnd Kopfschrauben an-/y gezogen und liegt bei a zuerst an, so liegt das Bestreben vor, die Gabel auseinander zu drücken bezw. zu deformieren.

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Fig. 558.

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Fig. 554.

Man kann das Verspannen vermeiden, wenn man cylindrische Bolzen und Passstellen wählt, die aber sorgfältig eingepasst sein müssen. Auch bei dieser Anord= nung ist Ausweichen, zweckmässig durch Keile Fig. 554 zu sichern.

Die Sicherung des Bolzens gegen Drehen vermittelst Schraube S (Fig. 553) dürfte auch genügen.

Das Lager für den Kreuzkopf bolzen giesse man nicht mit Weissmetall aus, da dieses Material sich erfahrungsgemäss bei der oscillierenden Bewegung nicht bewährt. Man ziehe liier Lager aus Kotguss oder Phosphorbronce vor.

Den Kreuzkopfbolzen machte man früher etwa halb so dick als den Kurbelzapfen, weil er nur einer kleinen Drehung unterworfen ist und deshalb zu einem Heisslaufen weniger Ursache vorliegt, als beim Kurbelzapfen. Aber gerade diese einseitige Beanspruchung hatte Unrundwerden des Zapfens zur Folge. Man wählt deshalb jetzt den Durchmesser des Kreuzkopfbolzens gleich oder wenig kleiner als den Durchmesser des Kurbelzapfens.

Zudem wird der Kreuzkopfbolzen durch die Uebertragung der Wärme vom Cylinder aus, immer wärmer als der Kurbelzapfen, welcher ausserdem durch die rotierende Bewegung in der ihn umgebenden Luft eine angemessene Kühlung erfährt.

Man findet deshalb häufiger gefressene Kreuzkopfbolzenlager als gefressene Kurbelzapfenlager.

Die Schmierung der Kreuzkopfbolzen für horizontale Maschinen.

ange-

Bei der ältesten und einfachsten Schmiermethode erhält der Kreuzkopfbolzen das Oel von einem auf dem Rahmen brachten Schmiergefäss Fig. 556. Letzteres schmiert gleichzeitig die obere Gleitfläche des Schlittens. Für rechtsumlaufende Maschinen (Druck nach unten) mag diese Vorrichtung gestattet

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Fig. 556, Seite 154 ist besser.

Fig. 557—558. Stauffer.

sein, unter keinen Umständen jedoch für linksumlaufende Maschinen (Druck nach oben, siehe S. 64), es würde dann das schon zum Schmieren der Gleitflächen benutzte, also unreine Oel zum Kreuzkopfbolzen gelangen.

Eine gute Schmierung des Kreuzkopfbolzens ist äusserst wichtig. Die Anbringung von Schmierbüchsen (Fig. 557—558), welche nur während des Stillstandes der Maschine gefüllt wrerden. vermeiden bessere Maschinenfabrikanten immer mehr und mehr.

Beim offenen Kreuzkopf ist die Einrichtung (Fig. 559-561) anzuwenden. Die aus dem Apparat fallenden Oeltropfen werden unteren Ende des Herzstückes gesammelt und durch Bürste dem Kreuzkopfbolzen zugeführt.

am

Fig. 563-564

Kopf a besser in Kotguss.

Für den doppelseitigen Schlitten ist eine etwas umständlichere Konstruktion erforderlich.

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1.    Schmierung durch Bürste wird ähnlich ausgeführt wie in Fig. 561 u. 562 gezeichnet ist.

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2.    Schmierung durch Posaunenrohr (Fig.563-566). Die Öltropfen gelangen aus dem Schmier-gefäss S in das schwingende Posaunenrohr ^undvon diesem zu demKreuzkopfbolzen.

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Fig. 559—561.

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Fig. 562, gut.

Fig. 565—566. Posaunenrohr, teurer. Bemerkt sei hier noch, dass die Vorrichtung nach (Fig. 562) mit Tropfrohr r und Bürste b sich einfach und nicht teuer stellt. Es erfordert jedoch ein Abstellen des Schmiergefässes während des Stillstandes der Maschine. Das Schmiergefäss (mit Tropfglas S) wird am Kähmen oder (punktiert) am Geländer befestigt.

Kreuzkopf bolzen.

161

Tabelle 79. Kreuzkopfbolzen

für gegabelten Kreuz köpf.

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Fig. 567.

Fig. 568.

Maschine Zapfen

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16 140

600 350    80    105    73    63    68 26    95    9    45    7 246    28

700 400    90    120    83    73    78 29    105    10    48    7 281    30

800 450 100    135    93    83    88 29    120    11    50    8 316 32

900 500 110    150    100    90    95 32    130    12    55    8 345 34

1000 550 120    160    110    100 105 35    145    13    60    8 375 36

18 155 20 170 22 195 24 225 26 250

1100 000 1200 700

O I» 70

120

132

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115 39 165 120 42 180

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28 270 30 290

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I    I l-H    t—I i—I tH CJ Ol    CI CI

Passend zu den Kreuzköpfen Seite 150 u. 152. Abmessungen des Bolzens für gegabelte Treibstange Seite 155.

Haeder, Dampfmaschinen.

11

162

Kolbenstange, Zapfen, Gleitschuhe.

CD

CD

P-

0>

CD

pr

Tabelle 80. Kolbenstangen, Kurbelwellenlager, Kurbelzapfen, Kreuzkopfbolzen und

Kreuzkopfgleitschuhe für Eincylinder-Maschinen p —8 Atm. abs.

Kreuzkopf.

gleitschuhe

ter Kreuz-

Kreuzkopfbolzen

gega* gegabel-belte

Treib

stange

köpf

1.3

l q f) 0.2 P Z.tt £t+i qrf)

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2,7

2.6

2.7

2.7

2,5

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00

t>

00

Kurbel

zapfen

Hauptlager

Lagerdr. =

1,2 • Pmax

Kolbenstange

1,3

1,6

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21

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Sicher

heits

grad

Durchm.

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Min. I kg

Maschine

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115

130

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180

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06

120

145

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67

96

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308

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Ul

Pmax vorn hint.

56

41

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64

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86

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68 130

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15

16

16

15

18

1201190

200

220

250

130

140

150

160

23

24

16

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14

13

14

16

15

14

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460

540

620

725

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930

1005

1050

1210

18

22

25

30

35

40

45

50

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62

335

480

860

1540

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3060

3760

4550

5420

6360

7400

230

200

180

165

150

135

120

112

75

120

160

200 120

160

250

300    190

350    225

400    250

450    275

500    300    106

95

325

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CM

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12

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95 185

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160

16    115

18 125

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220

230

12

12

1720

196

204

32    100

35 105

175

17    125

18    135

400

240

250

12

13

1895

72

75

75

08

13520    82

15000    85

16500    90

18100    95

70

65

475

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Co CQ Crs

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550

570

650

730

91    3950

35 4300

91    5440

35 5860

35 7600

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35 11900 820

35 14300 900 525

. 42 Seite 55).

Seite 152.

175

200

230

125

210

110

33

130

220

35 115

190

140

17

19 150

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13

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13

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150

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42 150 290

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240

220

250

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19    165

21 175

22 200

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580

13    300

14    320

360

410 650 23 225

2280

365

395

(s. auch Tab

47 190

50 205

10. E • J

zl

max *

Fig. 535-531

310

340

24 250

25 275

730

810

460

510

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53 \38000    135

50 148000 155

47 \59500    175

45 \71500 200

Mitte Kreuzkopf bis Mitte Kolben, **) Ermittelt nach Gleich. 177

beachte Seite 85, 112, 140 und 157. ff) Länge bezw. Breite der

675

700

1200

1400    8 00

000    0091

1800 1000

2000 1100

*) Von

t) Man

Bemerkungen zu Tabelle 80.

Der besseren Übersieht wegen wurde auf Seite 162 u. 16'{ eine Tabelle über die Dimensionen von Kolbenstangen, Kurbelwellenlager y Kurbelzapfen, Kreuzkopf bolzen und Kreuzkopf gleitschuhen zusammengestellt. Diese Tabelle enthält ausserdem den Maximal-gestängedruck (Gleich. 17 und 22), ferner den Sicherheitsgrad m der Kolbenstange und die für das Heisslaufen bezw. Fressen massgebenden Werte q*v bezw. q.

Man ist an Hand der Tabelle also in der Lage, für eine beliebige Maschine, wenn der Maximalgestängedruck bekannt, die entspr. Abmessungen zu ermitteln. Weicht die Tourenzahl von den angegebenen Werten (3. Spalte) ab, so bestimmt sich für Kurbelwellenlager und Kurbelzapfen das Produkt q- v (Flächendruck in kg pro qcm X Umfangsgeschwindigkeit des Zapfens in Mtr. pro Sek.), wenn nx die Tourenzahl der Maschine zu

"i.

(153)

(n Tourenzahl, q-v aus Tabelle bei gleichen Zapfendimensionen und gleichem Maximalgestängedruck.)

Diese so ermittelten Zahlen hat man auf Grund der Angaben Seite 85 und 112 zu prüfen, ob die zulässigen Werte überschritten werden oder nicht.

Betr. der klein gedruckten Werte ist noch zu bemerken:

Dieselben dürften nur für Specialfabriken, welche ausschliesslich Dampfmaschinen bauen, Interesse haben. Im allgemeinen wird es sich nicht verlohnen, bei den Maschinen über 600 Hub Abstufungen von 25 zu 25 mm zu wählen. Man kann deshalb für gewöhnliche Fälle diese Zwischenwerte ganz ausser Acht lassen.

Will man dieselben jedoch berücksichtigen, so , behalte man die Längen vom Hauptlager und Kur-4 beizapfen bei, damit das Kahmenmodell, also das J ; _ Maass x in Fig. 569, dasselbe bleibt.

Fig 569.

Die äusseren Durchm. der Hauptlagerschalen behalte man ebenfalls bei, nehme also die Wandstärken etwas dicker.

Bei den Schmiedestücken wie z. B. Achse, Kurbel und Treibstange kann man dann immerhin einige Ersparnisse durch Verwendung der kleineren Durchm. erzielen.

Der Dampfkolben.

Der Dampfkolben ist einer der wichtigsten Teile der Dampfmaschine, von der Ausführung desselben werden der Dampfverbrauch und die Haltbarkeit des Cy linderlauf es beeinflusst.

1. Der Kolbenkörper.

Eine bisher gebräuchliche Ausführung zeigt Fig. 570—577.

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Fig. 570—577. Dampfkolben für Maschinen über 400 Cylinderdurdimesser.

A Kolbenkörper, B Kolbendeckel, C Innerer Federring, D Äussere Feder-ringe, E Deckelschrauben, F Sicherung dazu, G Büchse mit Gewinde? H Sicherung für die Kolbenmutter.

Das Loch im Kolbendeckel muss so gross sein, dass der Deckel ohne Lösen der Mutter entfernt werden kann, s. Fig. 626 S. 172.

In neuerer Zeit findet man jedoch die sog. Hohlkolben, das sind Kolben ohne Deckel, wie in Fig. 578 — 580 u. 584 und auf Seite 174 u. 178 angegeben.

Maasse für zweiteilige Kolben s. Seite 170—173.

174 u. 179.

„    „ Hohlgusskolben

2. Die Kolbenringe.

a) Selbstspanner, d. h. Ringe, welche durch die eigene Spannkraft gegen die Cylinderwand gepresst werden.

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Fig. 578.

3 Ringe.

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4, ! 4

É] T fff

Fig. 579.

2 Ringe (Seite 174)

Fig. 581.

1 Ring. 2 Ringe m. Trennungsstück.

Fig. 580.

b) Ringe, welche von besonderen Federn gespannt werde n.

Fig. 582. Zwei äussere und ein innerer Ring. Der innere Ring ist der Spanner bezw. die Feder, der äussereRing erhält auch etwasFederung (s.S.170).

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Fig. 583. Lancaster und Tonge. Zwei Ringe mit seirlichen Ansätzen. Die Spiralfeder soll hier die äusseren und die seitlichen Kanten der Ringe zum Anliegen bringen.

Fig. 584. Der Ring besteht aus 2 bis 3 Teilen und wird durch eine Anzahl radial angeordneter Spiralfedern angedrückt (s. Seite 178).

Fig.585—586. Sogenannter Schiff s-kolben. Das Andrücken der Ringe bewirken eine Anzahl Blattfedern.

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Fig. 587—588. Patentkolbenring Schumann & Co., Leipzig.

Zwei Ringe, innen trapezförmig, werden von der ebenfalls trapezförmigen JH Spirale sowohl nach aussen wie nach den Seiten ab-

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►)

teMPJ gedichtet.

Der Buckley-Kolbenring (Wm. Buckley & Co., Sheffield) hat ovalgewundene Spannfeder und ist dem Schumann’schen ähnlich.

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1 äusserer Ring.

Fig. 592—594.

System Zirn. Leopold Ziegler, Berlin.

2 äussere Ringe.

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Fig. 589. Cremer’s Spirairing. Ein cylindrisches Rohrstück wird erst abgedreht und dann auf der Dreh-

j    _ bank die Spiralwindung

L, IJJ-ljjjj eingedreht. Fig. 589 a ungespannter, Fig. 589 b ge-1 | 11 spannter Ring. Duisb. M. A.-Ges.

Fig. 589 a.

Fig. 589b. UH | Jq

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Kolbenringliberlauf, Klatschen der Ringe, Gratbildung.

Zur Vermeidung der Gratbildung bei a Fig. 595, (Totpunktstellung) liess man bisher die Kolbenringe nach Fig. 596 etwas überlaufen, doch ergab sich der Uebelstand, dass je grösser dieser Ueberlauf und je höher der Dampfdruck, desto mehr Klatschen

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Fig. 595.

Fig. 596.

Fig. 597.

Gratbildung. Kolbenringüberlauf. Kolbenkörperüberlauf s.S.175.

der Kolbenringe¹) eintrat. Die Ringe werden in der Totpunktlage des Kolbens durch den Dampfdruck zusammengedrückt und prallen beim Vorwärtsgange des Kolbens wieder auseinander.

Bedeutet (s. auch Fig. 598—599):

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Fig. 598-599.

d Kolbendurchmesser in cm, ü Ueberlauf in cm, p Dampfdruck in Atm. Ueberdr., q Federdruck in kg pro qcm, so wird ein Zusammendrücken des Kolbenringes stattfinden, wenn die äusseren Kräfte grösser sind als die inneren, also

d-ü-p > d-h-q

(154)

(Hierbei ist angenommen, dass auf der Innenseite des Kolbenringes kein Dampfdruck herrscht.)

Setzen wir nach Gleich. 166 q = 0,15 kg, so ist ein Klatschen der Hinge vermieden, wenn

ä <l0,15 h

(155)

Beispiel: Wie gross darf der Ueberlauf sein, bei h = 4 cm Ringbreite und p = 6 Atm. Dampfdruck ?

Nach Gleich. 155: ü = 0,15 .

Bei eingeschraubten Kolbenstangen lässt sich an Ort und Stelle im betriebswarmen Zustand der Kolbenüberlauf bequem

gleichmässig verteilen.

Bei mit Keil eingepassten Kolbenstangen jedoch muss man schon in der Werkstatt auf die Ausdehnung durch die Wärme Rücksicht nehmen, und die Stange nlänge, also das Maass von Mitte Kolben bis Mitte Kreuzkopf

um etwa

0,1 cm, also höchstens 1 mm.

Hub

1100 * *

kleiner machen, als sich theoretisch ergiebt.

(155a)

Beispiel: Man wünscht bei einer Maschine von 800 Hub auf beiden Seiten 0,5 mm Kolbenringüberlauf. Welchen Ueberlauf muss die Maschine im kalten Zustand erhalten?

800

Nach Gleich. 155 a muss die Stange£jy^ 0,7 mm kürzer werden, also Ueberlauf im kalten Zustand vorn 0,5 + 0,7 = 1,2 mm, hinten 0,5 — 0,7 = —0,2 mm.*)

In neuerer Zeit lässt man die Ringe überhaupt nicht mehr überlaufen, sondern genau mit der Kante des Cylinderlaufes abschneiden. (Das erfordert aber genaue Bestimmung der Kolbenstangenlänge mit Rücksicht auf den betriebswarmen Zustand der Maschine Gleich 155 a.)

Das Abdichten der Kolbenringe

geschieht entweder durch Ineinandergreifen nach Fig.617 i.S.170), oder besser mit Hilfe eines Dichtungsschlosses nach Fig. 618—621 (Seite 170). Bei mehrfach geteilten Ringen (Seite 178) verwendet man das sog. Marineschloss.

Stärke der Selbstspanner.

(Ausführung nach Fig. 600, 601 und 602.)

Dieselben werden in fertig bearbeitetem und aufgeschlitztem Zustand über den Kolbenkörper gezogen und müssen sich auf d -j- 2 c Durchmesser auf biegen lassen, ohne an Federkraft zu verlieren.

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Fig. 600.

Fig. 601.

Fig. 602.

-1=d* ? —

Fig. 608.

Wir denken uns (Fig. 603) einen eingeklemmten Stab von der Länge eines halben Ringes; die Spannkraft des Ringes als gleichmässig verteilte Last.

Bezeichnet q den Federdruck pro qcm Ringfläche, so ist K —l'h-q    (156)

Für die Durchbiegung e der einen Ring hälfte gilt die allgemeine Gleichung:

Kd³

Setzen wir nun l — d- ^ £= 1000 000 für Guss, so wird:

J~S e-E........

und nach Seite 56 J =

(157)

c⁸ • h

TT’

c³

qd⁴

111000-e

(158)

Wählen wir nun e = 0,05 d, so wird der Ring

2-0,05-tf

vorgedreht auf d -f

71

= 1,032 d . .    . (159)

und es ergiebt sich:

-dl

. • (100)

Ringstärke c

Als brauchbar q = 0,15 kg (Federspannung nach Gleich. 166) eingesetzt, giebt

C—33d

(161)

Nimmt man die Ringe stärker, so mass der vorgedrehte Durchmesser (Gleich. 159) kleiner genommen werden, sonst wird die Federung zu stark, also q zu gross. Bei gegebenem ^rechnet

v. c

man Einbiegung e =--------

2 • ß

Durchm. — d Ą----

¹    71

Bei starken Ringen (c>0,03f/) ist aber das Auf bringen des Ringes über den Kolbenkörper mit Schwierigkeiten verknüpft, wenn nicht ganz unmöglich.*)

Die Breite des Kolbenringes hat also auf q (Federdruck pro qcm) keinen Einfluss.

lltf000v&>’c

jUnd nimmt den vorgedrehten

(Fortsetzung auf Seife 174.)

* Man muss dann Kolbendeckel anwenden, s. Fig. 635 a Seite 177.

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Fig. 604—608. Kolbenringe .

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Fig. 616—617. Stoss der Kolbenringe.

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Kolbenringe. (Altere Ausführung.)

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Tabelle 82. Selbstspannende Kolbenringe. Fig. 604 — 621. (Jetzt nicht mehr gebräuchlich.)

innerer Federring

Äusserer Federring

Spannschloss

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Besondere Sorgfalt lege man auf den Stoss der Hinge. Dichtungschloss nach Fig. 618-621 ist gut und häufig ausgeführt. Kleinere Kolbenringe etwa bis 150 mm Durchm. erhalten kein Dichtungsschloss.

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Sicherung der Kolbenmutter s. Seite 182.

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Fig. 622—625.

Darstellung der einzelnen Teile s. Seite 165.

Die Deckelschraub en Sicherung mit Unterlegplatte (Fig. 663—664, Seite 184) ist besser wie die hier angegebene Sicherung. — Kolbenbefestigung besser mit steilem Conus nach Fig. 647. — Sicherung der Kolbenmutter nach Fig. 626.

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Tabelle 83. Dampfkolben mit Deckelschrauben.*) Fig. 622— 626. (jetzt nicht mehr gebräuchlich.)

Für 350—1000 Cylinderdurchmesser.

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85

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135

95

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399,3

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499.2 549,1

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400

450

500

550

100

150

105

599

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116

130

146

150

170

190

210

220

120

135

155

175

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798,7

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(Fortsetzung von Seite 169.)

¹

In Haeder’s Zeitschr. 1901 No. 17 ist ein Versuch beschrieben (an einer Maschine mit eingeschraubter Kolbenstange) wobei gezeigt wird, wie man durch Änderung der Kolbenstangenlänge das Klatschen der Kolbenringe beliebig nach vorn oder hinten verlegen kann.

Breite des Kolbenringes.

Bewährte Ausführungen zeigen bei Durchm. von 50 — 1000 mm.

1    Ring    Fig. 600    h = 0,1 d -j- 0,2 cm    .    .    .    (162)

2    Ringe    „    601    h    =    0,06    d -f 0,2 „    .    .    .(162 a)

?»

„    602    />    =    0,04    d+ 0,2 „    .    .    .(162 b)

Tab. 84. Dampf kolben von 75—350 mm Durchm. Fig. 627.

(Abbildung zeigt Kolben von 250 Durchm., Maassstab 1:15.)

75

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120

160

190

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250

275

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325

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Fig. 627.

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Der Ring wird aus einem Rohrstück hergestellt und nach Fig. 627 a ausgeschnitten.

Nach Fig. 627 b im zu-sammengespannten 14* stand genau auf den Cy-linderdurchm. gedreht.

Damit die Ringe über den Kolbenkörper hinweggezogen werden nen, müssen sich dieselben, wie in Fig. 627c angegeben, auseinander ziehen lassen.

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Für grössere Kolben dieser Konstruktion bestimme man h nach Gleich. 162 —162 b, c nach Gleich. 161 und setze bl⁽^* 0,6-6. Sonst nehme man die Abmessungen nach Tabelle 85, Seite 179.

Dichtungsschloss erhalten Kolben über 175 Durchmesser nach Fig. 618, Seite 170.

Kolbenringe mit radialen Spiralfedern.

Sorgt man für gleichmässigen, nicht zu starken Federdruck der Ringe und für zweckentsprechende Oelung des Cylinderlaufes, so dürfte ein Kolbenringüberlauf unnötig sein, da eine Gratbildung dann nicht zu. befürchten ist. Man wird nicht den Ring, sondern den Kolbenkörper überlaufen lassen {Fig. 597 Seite 167) und zwar (wenn 6 ganze Kolbenbreite) :

K ol b e n körperüberlauf ü = Ot\b .    .    .    .    (164)

Mit der Ausführung Fig. 584, bezw. nach Seite 178 lässt sich ein gleichmässlger Federdruck erzielen.

Der Kolbenring ist je nach der Grösse des Kolbens 2- bis 3teilig und mit Federn belastet, also kein Selbstspanner. Diese Konstruktion gewährleistet ein überall gleichmässiges Andrücken der Ringsegmente in radialer Richtung gegen die Cylinder-wandung.

Es ist nach Seite 178 Fig. 636—638 :

(165)

zuläss. Federbelast, pro qcm Ringfläche == 0,15 kg (166)*)

Ringfläche — Dn-bl in qcm

Belastung pro Feder

A n z ah 1 der Federn z =

”14

. . (168)

Die Führung des Kolbens und der Kolbenstange.

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Fig. 628. Kolben mit hinterer Schlittenführung.

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Fig. 629. Kolben mit hinterer Stopf büchsführung.

In den meisten Fällen findet man die Kolbenstange durch den hinteren Cylinderdeckel geführt nach Fig. 628—629.

*) Nach Kieselbach 0,1 bis 0,16 (Stahl u. Eisen 1899, No. 9).

grösser bohrte als

den Stangendurchmesser. Fig, 630 zeigt den Grundring einer Maschine von 475 mm Durchm., welcher unten um 2 mm verschlissen ist. Der Kolbenkörper war auf 473 mm abgedreht. Aus Obigem resultiert: es ist falsch, wenn man den Kolben

durch die Stopfbüchsen tragen lassen will und deshalb mag als

Regel gelten :

0,5mm

„Der Kolben muss sich selbst tragen“.

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f»'1    ¹

Letzteres lässt sich gut erreichen, wenn wir den Kolbenkörper nur etwa v₆₀₀ kleiner drehen als die Cylinder-bohrung, s. Tab. 83.

Eine theoretisch richtigere Ausführung würde folgende sein :

Fig. 631.

Man nimmt an, die beiden Stopfbüchsen (Fig. 629) sollen den Kolben mit Stange tragen und der Kolben im Cylinder frei schweben.

Der praktische Betrieb hat aber gezeigt, dass der Kolbenkörper bei allen Kolben an der unteren Seite zum Anliegen gekommen, obwohl der Kolbenkörper oft 1 bis 2 mm

kleiner gedreht ist als die Cylinder-bohrung. Ebenso, dass nicht genügend weit gebohrte Grundringe Stopf büchs - Futter Riefigwerden, also Fressen der Kolbenstange veran I assten, weshalb man Grundring u. Stopf büchsfutter ca. 1 mm

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Fig. 630.

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Man dreht den Kolben genau auf den Cylinderdurchmesser; um nun den Kolben bequem einbauen zu können, wird derselbe 0,5 mm oder um ]/eoo des Durchm. excentrisch gedreht [Fig. 631), aber so, dass bei diesem Nachdrehen der untere Teil des Kolbens nicht vom Drehstahl berührt wird.

Dem Kolben ist ein senkrechter Pfeilstrich nach unten anzugiessen, wie in Fig. 631 gezeigt, damit derselbe nie verkehrt eingebaut wird.

Ausserdem ist in die Maschinenvorschriften, in die Instruktionsbücher etc. folgende Bemerkung einzureihen:

„Beim Einbauen des Kolbens achte man darauf, dass der angegossene Pfeil auf der hinteren Stirnseite'des Kolbens nach unten zeigen muss.“

Die Breite des Kolbens.

Der Kolben wird nach Fig. 632 durch sein Gewicht nach unten drücken. Die vordere Stopfbüchse ist demnach ganz entlastet, die hintere Stopfbüchse braucht überhaupt nicht vorhanden zu sein.

V//////WW

Fig. 632. Ohne Führung mit breitem Kolben.

Nimmt man an, dass, wie Fig. 633 zeigt, V3 des Kolbens zum Tragen kommt, so wird:

und der

Tragfläche

= 0,85 D z a .

• (169)

0,85 D z a

Auflagedruck

kg pro qcm

• (170)

Q85Ö

--

Fig. 633.

worin bedeutet:

G das Kolbengewicht in kg,

D Durchmesser des Kolbens in cm, z die Anzahl, a die Breite der Tragringe.

ms

WMb.ź.

Fig.:634.

Fig. 635.

Hi

Fig. 635 a

(s. Seite 169 unten).

H a e d e r, Dampfmaschinen.

('Fortsetzung auf Seite 180.)

12

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Fig.£640—643.

Fig. 639.

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Fig. 688.

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Den Spielraum a zwischen Kolbenring und Kolbenkörper mache man ¹/₂ bis 1 mm.

Die Kernlöcher x dienen zum Herausholen des Kernes nach dem Giessen, dieselben werden dann durch 2bis2 72W Gasgewindestopfen verschlossen. Die Verstärkung auf der Innenseite soll das Festsitzen dieser Stopfen unterstützen.

Man findet'auch’Ausfüh] ungen, bei denen die Wandstärke f konisch zuläuft, dickere Stelle an der Nabe.

-vl

©

Tabelle 85. Dampfkolben (mit Spiralfedern) 400 bis 1000 mm Durchm. Fig. 636—643.

(Abbildung Seite 178 zeigt Dampfkolben 800 Durchm. im Maassstab 1 : 10,5).

Feder

Schloss

King

Kolbenkörper

Stange

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70

74

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100

110

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<N<M<NCOCOCOCO^^

©00©(M^©OCO©

COCO^^Tf^fiOiOiO

145

160

170

180

190

200

210

225

240

oi<M^iocoao©oiTt<

i-i i-i    i—i    i—i    i—i    i—i (M (M Ol

70

58

400    68

83

89

96

102

115

127

146

166

68

450    78

75

500    85

80

550    95

06

100

115

130

150

600    105

700    120

800    135

900    155

1000 175

Die hohlen Kolben sind in der Werkstatt durch Anbohren kleiner Löcher auf gleichmässige Wandstärke zu prüfen. (Unfälle s. „Haeder, Die kranke Dampfmaschine“. II. AuÜ.)

Berechnung der Federn Seite 175, des Kolben kör pe rs Seite 181.

to

*

(Fortsetzung von Seite 177.) Bei 0,25 bis 0,5 kg Auflagedruck*) pro qcm ergeben sich etwa folgende Werte:

Cylinder-Durchm. Z> = [ 400

500

600

700

800

900

1000 mm

Kolbengewicht .    . G =

80

140

220

300

400

500

700 kg

Flächendruck pro qcm =

0,25

0,3

0,32

0,37

0,42

0,48

0,51 kg

Auflagebreite .    .

95

115

130

135

140

150

160 mm

Die Kolben der grösseren Cylinderdurchmesser würden etwas breiter als bisher üblich ausfallen.

iiiiniim iiniiim

Leopold Ziegler, Berlin erzielt das Tragen des Körpers durch den Schlittenkolben (Fig. 644 bis 645).

Das unten am Kolben an

Sc/wi// er- f>.

Fig. 644-645.

geordnete Tragstück aus Bronce soll das Gewicht des Kolbens auf heben, und die gross gehaltene Lauffläche ist unten mit Komposition ausgegossen. Die beiden Federflächen zwischen Kolben und Deckel werden fest-gespannt.

Die Befestigung des Kolbens auf der Stange.

Gebräuchliche Befestigungsarten zeigt Fig. 646— 648. In

Fig. 646 wird Konizität c = Sicherung der Mutter durch Untei’lagscheibe S aus Kupfer.

sS

I.

oc

f

Fig. 646.

Fig. 647.

Fig. 648.

Bei der Befestigung nach Fig. 648 (heute sehr beliebte Ausführung) Mutter auch mit Konus, ist eine Sicherung derselben gegen Drehen unnötig. Als Neigungswinkel für den Konus dürfte u = 45° geeignet sein.

*) Kiesselbach giebt in „Stahl und Eisen (Jahrg. 1899 No. 9)“ k = 0,5—1 kg an.

Die Berechnung des Kolbenkörpers.

a) Wandstärke.

Man verwandelt den zwischen zwei Hippen befindlichen Teil der ^ | —j—j |

Wand in einen Kreis nach Fig. 650 I |    v\

Fig. 649-650.

und rechnet nach der Bach’chen A Formel 171 (Maasse in cm).    % LlT_l

* (M

V-'

(171)

. . (172)

kb —

X² p

4 '<f* *    *

Zulässige Beanspruchung für Gusseisen = 200 kg pro qcm (173)

Sind Hippen nicht vorhanden, so rechnet man einen Streifen von 1 cm Breite und l cm Länge (Fiq. 649) und erhält, wenn p der Dampfdruck in Atm. :

PI

<5²-l

P=l-l-p] Mb = — ; W=-

Zulässige Beanspruchung kb nach Gleich. 173. Auf Abscheren an der Nabe wird

Mb

. • (174)

ks

S.

•b²* 2Ô

kg pro qcm

(175)

P Kolbendruck in kg, b Nabendurchm. in cm nach Fig. 649. Zulässige Beanspruchung für Gusseisen ks = 200 kg pro qcm (176)

Beispiel: Der Dampfkolbenkörper 450 mm Durchm. (Fig. 652—653) sei für p = 8 Atm. auf Festigkeit zu berechnen.

Es ergiebt sieh nach Gleich. 172 —' 94 kg pro qcm

w+'i?

*(,= 0,25 13*-^ nach Gleich. 173 zulässig.

Fig. 652-653.

Sind Rippen nicht vorhanden, so erhält man nach Gleich. 174 P = 12,5 -8—100 kg

19a    104

^ 104 kgcm ; W —    ^ 0,6 ; hb = — ß ^ 175 kg

„ 100 • 12,5 ^ = —12—

Die Beanspruchung bei einem Kolben ohne Rippen ist also wesentlich höher als bei einem solchen mit Rippen, man sollte deshalb letzere immer anordnen oder Stehbolzen aus zähem Eisen, welche in die gegenüber liegenden Putzöffnungen eingeschraubt werden.

Die Sicherung der Kolbenmutter und der Deckelschrauben.

Im allgemeinen haben die bei Kolbenstangen und Kolbendeckelschrauben angewandten Gewinde eine sehr geringe Steigung, dass ein ruhiger Druck in der Richtung der Schraubenachse nicht imstande ist, die Mutter rückwärts zu drehen, weil die Reibung in den Schraubengängen es verhindert.

Anders verhält es sich, wenn häufige Stösse oder Erschütterungen ein wirken, durch letztere kann die fest angezogenste Mutter lose werden. Je fester die Schraube angezogen, desto weniger leicht ist natürlich ein Loswerden der Mutter zu befürchten.

Bei Dampfmaschinen, Luft- und Wasserpumpen können Erschütterungen vorstehender Art nicht immer vermieden werden, und letztere sind um so gefährlicher, als sie bei jeder Umdrehung eintreten. Nehmen wir eine Maschine mit 100 Umdrehungen pro Minute, so wird die Erschütterung in 10 Stunden 100 x 60 x 10 = 60 000 mal wiederkehren.

Wieviel Unheil haben schon lose gewordene Kolbenmuttern und gebrochene Schraubensicherungen angerichtet.

Es ist deshalb äusserst wichtig, gerade diesem Teil des Maschinenbaues unsere besondere Aufmerksamkeit zuzuwenden, um so mehr, als wir uns von der Beschaffenheit der Schraubenverbindung bei Dampf kolben nur bei abgenommenen Cylinder-deckeln überzeugen können, und dieses geschieht natürlich immer erst, wenn die Betriebsstörung schon da ist.

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i«IP

W/wmM

Fig. 654.

Konus 45° sowohl am Bund der Kolbenstange als auch an der Mutter (Fig. 654, 636-643) soll sieh ohne Sicherung gut bewährt haben.

Betrachten wir also die bekannten Schraubensicherungen allgemein, nicht nur mit Rücksicht auf den Dampf kolben.

Sicherung mit Unterlegscheibe (Fig. 658—659) ist wohl die beste und einfachste Schraubensicherung; sie eignet sich besonders für Kolbenmuttern. Die Kupferscheibe (je nach der Schraubengrösse 2—4 mm dick) wird auf der einen Seite in den Kolbenkörper abwärts gebogen, auf der andern Seite gegen die Mutter hoch gebogen.

Mutter mit test daransitzendem Scheibenrand (Fig. 656—657) giebt durch Einschlagen einer kräftigen Körnerspitze eine gute Sicherung.

Fig. 660—662 zeigt die Sicherung für Kolbendeckelschrauben,

welche grosse Verbreitung gefunden hat. Der EJacheisenring c (2—5 mm dick) liegt in einer im Deckel des Kolbens ausgesparten Vertiefung.

Dieser King wird auf die Köpfe der festangezogenen^Deckel-schrauben aufgepasst. Im Falle etwaigen Nachziehens der Schrauben werden die Löcher im King entsprechend nachgefeilt. Die Mutter der Schraube ist natürlich für sich gegen Drehung durch eingebohrten Gewindestift gesichert. Die Schrauben a (2 bis 3 Stück) sollen den King in der Vertiefung fest-halten.

Mit dieser Schraubensicherung hat man jedoch häufig böse Erfahrungen ge macht, mit der Zeit verschwinden die Splinte der Schräubchen a und der King c fällt ab, im Cylinder Unheil anrichtend.

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Fig 655.

Fig. 656-657.

Fig. 658-659.

mm

Fig. 680-652.

Sicherungen für Kolbendeckelschrauben.

XSSSSK^I'

(D

Fig. 663-664.

Die Kupferscheibe wird an einerjEcke umgebogen.

Ö.

Fig. 666-667.

Fig. 665.

Eine etwas andere Ausführung stellt Fig. 665 dar, dort ist ein Versetzen der Gegenhalter nötig, wenn die Schrauben nachgezogen sind. Diese Anordnung lässt eine Drehung der Schrauben um ¹/₉ zu.

Besser ist schon die Schraubensicherung (Fig. 666 bis 667), bei welcher kein gemeinschaftlicher King angewandt ist, sondern jede Schraube eine Sicherungsplatte für sich hat. Die Schräubchen sollen möglichst fest angezogen und gegen Losdrehen etwas mit Meisselhieb verstemmt werden.

Aber auch auf andere Weise lassen sich die Schrauben der Kolbendeckel sichern, wie in Fig. 663—664 angedeutet. Nach dem Festziehen der Schrauben wird die Unterlegscheibe um-geschlageu bezw. hochgebogen.

Sicherungen von Dampfhämmerkolben.*)

Bei Dampfhämmern ist wegen der starken Erschütterung besonders ein Lösen der Verbindung zwischen Kolben und Stange zu befürchten und ist daher für gute Sicherung Sorge zu tragen.

Fig. 668—670. Die Verbindung zwischen Kolben und Stange erfolgt durch Aufschrumpfen des 0,3 mm enger gebohlten Kolbens auf dem Konus (10°/₀ Verjüngung) der Kolbenstange

*) Auch bei anderen Maschinen, welche Erschütterungen ausgesetzt sind, wie z. B. Walzenzugmaschinen, findet man ähnliche Ausführungen wie die nachstehenden.

und durch Aufschrauben einer geschlitzten Mutter M. Sicherung dient der warm aufgezogene Schrumpfring 5, der die geschlitzte Mutter auf die Stange zwängt, ausserdem ist noch ein Sicherheitskeil vorhanden.

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Fig. 671-672.

Fig. 668-670.

Sicherung von Dampfhämmerkolben.

Eine einfache, solide und vielfach angewendete Verbindung

stellt die Fig. 671—672 dar. Über den 0,3

mm enger fürs Auf-schrumpfen gebohrten Kolben kommt ein zweiteiliger Ring, welcher durch einen warm aufgezogenen Schrumpfring, sowie durch einen Keil gesichert wird. Das Lösen des Keiles wird am besten durch eine Niete (s. Fig. 672) verhindert; ein Splint (Fig. 673) ist weniger zuverlässig.

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Fig. 673-674.

Sicherung von

Dampfhämmerkolben.

Fig. 675-677.

Die Verbindung Fig. 675—677 ist sehr solide, wenn auch etwas teurer; bei ihr wird die Stange kammzapfenartig konisch, wie auf der Skizze dargestellt, eingedreht und ein gut eingepasster zweiteiliger Ring auf die Stange gebracht, über welchen zwei Schrumpfringe warm aufgezogen werden.

Fig. 678—680 zeigt die Verbindung des Kolbens für einen 3000 kg-Dampfhammer mit Trapezgewinde in den beiden geschlitzten Muttern M und Mv die durch Schrumpfringe S und

S₃ festgezwängt werden. Die Sitzflächen der Schrumpfringe haben 10,4 °/₀ Konizität.

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Stahl.

•tr

Fig. 678 — 6S0. Dampfhammerkolben.

Eine Kolbenbtfestigung, bei welcher weder Schrauben noch Keile verwendet [werden, zeigt Fig. 681. Bei dieser Konstruktion

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ÆZZZ.

et. \

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Fig. 681—682. Kolben für 3000 kg-Dampf liämmer.

683.

Fig.

In Fig. 683 sind Kolben und Kolbenstange aus einem Stück geschmiedet, eine bei Dampfhämmerkolben mit dicker Stange erfolgreich ausgeführte Konstruktion.

ist der Kolben auf die Stange warm aufgezogen und das Ende kalt umgenietet. Skizze zeigt die Abmessungen und Form in ¹/l0 der Naturgrösse. Nebenbei sei bemerkt, dass die Kolben, nach Form A {Fig. 681) ausgeführt, häufig brechen. Eine Verstärkung nach B {Fig. 682) bewährte sich etwas besser, doch fanden auch hier Brüche statt.

Die Kolbenstange.

Material: Stahl.

Die Kolbenstange ist auf Zerknickung zu berechnen und anzunehmen, dass dieselbe an beiden Seiten lose gefühlt ist (Tabelle 42, Seite 55, Fall II).

-D-

H -

IT p

% tl

Fig. 684.

H*----L —    ~¹

Bezeichnet (s auch Fig. 684): d den Durchm., L die Länge der Stange in cm,

P den Gestängedruck in kg nach Gl. 17 bezw. 22 oder Tab. 80, E den Elastizitätsmodul bezogen auf cm (für Stahl = 2150000), J das Trägheitsmoment bezogen auf cm (nach Tab. 45), m den Sicherheitsgrad,

so ist

10.£.J

m-Z.² ’

64

d = 0,0314 \J P-m-L²

(178)

Durchschnittlich kann m — 12 gesetzt werden, dann ist

d = 0,058 ^/£VLa......

Nach einer anderen bewährten Regel wird d—lj₆ bis» l/₇ vom Cylinderdurchmesser. Gute Werte zeigt Seite 162.

Betreffs Berechnung der Kreuzkopf-Keilverbindung beachte

man Seite 140 und 141.

Zugbeanspruch, der Schraube im Kernquerschnitt

kz = ^—

⁷L. s2

1179)

■Vr.

(180)

Zulässig kz =300 bis 400 kg pro qcm .    .

(181)

Fig. 685.

Passende Schraube dazu nach Schraubentabelle wählen.

Anzahl der Gewindegänge in der Kolbenmutter:

(182)

*•(*? -s*)j

Zulässig k = 200 kg pro qcm für Stahl .    .    .    (183)

Die Höhe h der Mutter bestimmt man nun an Hand einer Schraubentabelle, in welcher die Anzahl Zj der Gänge pro 1 " = 25,4 mm Länge angegeben sind, zu

Kolbenmutterhöhe h = —• 25,4    ....    (184)

⁷i

Der Durchm. des Kreises um das Muttersechseck

B = (0,5 + 1,4s,)-1,155 in cm .    .    .    (18f>)*)

Der Conus.

Druck auf die Fläche (s. auch Fig. 685 a)

p

p‘

■ (186)

:i±

-—; * = v

sin a    f

Auflagefläche f = 0,5 (B + d₀) n • c (187)

ip

Für a = 45 ⁰ wird für den Bund :

* = 1 ,28

. . (188)

B² - <V

zulässig k = 400 kg pro qcm (189)

Fig. 685 a.

Man macht vorteilhaft den Conus am Bund gleich dem Conus an der Mutter (s. Fig. 685 a), also B nach Gleich. 185 oder aus der Schraubentabelle.

Beispiel. Die Kolbenstange zur Maschine 450 Durchm., 800 Hub sei für p — Po = 7,8 Atm. zu berechnen.

Wirks. Kolbenfläche nach G eich. 10

Q = 0,98 .    . 452    1560 qcm,

Gestängedruck nach Gleich. 17

P = Q (p — Po) = 1560.7,8 ^ 1*2100 kg.

Nach Tabelle 80 Seite 16*2 wird d= 78, L = 1550mm, J= 181,7 nach Tabelle 45, mithin nach Gleich. 177

_ 10.2150 0,0-181,7 m~ 12100-155*

[Nach Gleich. 179 bestimmt sich der Durchmesser zu 4__

d = 0,058 - y/12100 -155 » ~ 7,6 cm = 76 mm dem gewählten Sicherheitsgrad von 12 entsprechend, also etwas kleiner.] Nach Tabelle 85 wird Fig. 685    = 3l/f' engl. =82,5 mm, entspr.

einem Kerndurchm. von 72,6 mm, mithin nach Gleich. 180

12100

———    290 kg pro qcm.

41,4 mmm

, 13,5

** =

12100

~ - 7,26*

Anzahl der Gewindegänge in der Mutter nach Gleich. 182 12100

7,6

200- (8,25* -7,26*) -j

Whitwortli’sches Gewinde von 8l/₄" engl. hat auf 1" engl. 3!/₄ Gewindegänge, mithin nach Gleich. 184

Kolbenmutterhöhe h = ^

8V4

-25,4 00 60 mm.

Durchmesser des Bundes nach Gleich. 185

B = (0,5-f 1,4 • 8,25) • 1,155 ^ 14 cm,

folglich nach Gleich. 188

k =1,28

¹²¹⁰⁰

14»-8,26^J^.kg pr° q°m-

*) Yergl. Tabelle 87 Seite 191.

Ordnet man einen sich selbst tragenden Kolben an, wie in Fig. 631, so ist eine Durchbiegung ausgeschlossen. Die bei freischwebenden Kolben stattfindende Durchbiegung kann man nach Gleich. 41 bezw. 42 (Seite 58) berechnen.

Das Gewinde für die Kolbenmutter.

Als Gewinde für die Kolbenstange findet man Spitzgewiude (Whitworth) oder Trapezgewinde. Letzteres ist aus den auf Seite 183 erwähnten Gründen vorzuziehen.

Tabelle 86. Trapezgewinde. Fig. 686.

Steigung

s = f + 2 a

ft

(Maasse in mm.)

Stange n-durch-me8s.

Gewinde-

durchm.

Gang

zahl

Gewinde-

aussen inren

pro 1"

tiefe

engl.

Stan-gen-kante durchmess.

Gewinde-

durchm.

Gang-

zahl

Gewinde

aussen inneu

pro 1 "

tiefe kante

engl.

20

19

16

11

1,5

0,405

25

24

21

30

29

26

35

34

31

40

45

50

55

39 34,88 44 39,88 49 44,88 54 49,88

2,06

0,557

60

58

52,5

2,75

0,742

65

63

57,5

70

68

62,5

75

73

67,5

80

78

72.5

silslsislslss

88

93

98

108

118

128

138

148

158

168

178

188

198

82;5

87,5

92,5

102.5

112.5

121.4

131.4

141.4

151.4

161.4

171.4

181.4

191.4

2,75 0,742

3,3

0,89

85

83

77,5

Fig. 687.

In Fig. 655 (Seite 183) ist die ge- J ®j| rade Fläche des Trapezgewindes dem 'o.fell Mutier Kolben zugekehrt.    wmvmÄ

Kolbenstange

Kiesselbach giebt in „Stahl und Eisen 1899 Nr. 9“ umgekehrte Anordnung an, wie in Fig. 687 dargestellt.

Fig. 688.

Kolbenstange

1000 Hub

1:30.

Fig. 689.

Kolbenstange

500 Hub

1:15.

Fig. 690.

Kolbenstange

400 Hub

1:15.

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Fig. 691- 692.

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3144 1895

2070

2280

3437

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'963—889

30

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42

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40

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26

32

35

42

45

48

58

70

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89

96

102 113

115 125

38

45

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55

49

09

58

60

63

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98

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70

75

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95

104

120 140 123ll50 I32I16O

140 170 150 190

Tab. 87.

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428 280 340 770 145 486 308 390 880 160 542 330 440 990 170 597 350 485 1100 180

652 382 535 1210 190 707 522 585 1320 200

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1000

1100

1200

Die Schmierung der Kolbenstange.

Man sollte nie unterlassen, für eine zweckmässig angeord-nete Schmierung der Kolbenstange Sorge zu tragen, ähnlich wie in Fig. 697 dargestellt. Die gebräuchliche Anordnung eines

sgi

ns

Fig. 697. Anordnung des Tropfölers.

Oelbehälters im Flansch der Stopfbüchsbrille ist in den meisten Fällen ungenügend, da die kleinen Schmierlöcher sehr leicht verharzen.

Um das auf Seite 176 erwähnte Verschleissen der Stopfbüchsen zu vermeiden, bezw. das Durchbiegen der Kolbenstange auszugleichen, findet man, jedoch selten, eine einstellbare Lagerung vorn und hinten an den Stopfbüchsen angeordnet (wie in Fig. 697 mit A bezeichnet). Diese Einrichtung erscheint zwecklos, wenn man den Kolben (nach Seite 176) sich selbst tragen lässt.

Beispiele aus der Praxis über Riefigwerden der Kolbenstangen und zweckmässige Abhülfe s. „Haeder, Die kranke Dampfmaschine⁴.

Der Dampfcylinder.

Lauflänge, Kolbenspiel, lichte Cylinderlänge.

Die Lauflänge bestimmt sich nach der Grösse des Ueberlaufs (Seite 167 bis 168) zu Fig. 698—699

L = Hub + 6! — 2// . . (190) sodass der Kolbenring in der äussersten Stellung um den Betrag ü überragt. ü wird bestimmt nach Gleich. 155 Seite 168, wobei h die Breite eines Einges bedeutet, (beachte auch Seitei68),

br

%///.

m

Æmy////z.

L t

Fig. 698-699.

Fig. 700 zeigt einen Kolben, dessen Hinge im toten Punkt um 6 bis 8 mm überliefen. Die Folge war Klatschen der Hinge (s. auch S. 167 Fussnote), da dieselben durch den Dampf zusammengedrückt wurden.

EŁB

////////.

6-8

.mm

Fig. 700.

Kolbenspiel und lichte Cylinderlänge.

Der Spielraum k (Fig. 699) zwischen Kolbenkörper und Cylinderdeckel kann aus folgender Tabelle 88 entnommen werden.

Tabelle 88. Kolbenspiel k. Fig. 699.

Hub

// = 200-400 425-600 625—800 825-1000 2000 mm

Kolbenspiel k =    4

Bei auf der Stirnfläche abgedrehten Cylinderdeckeln und Kolben dürfen die Werte der Tabelle 88 zu ⁸/₄ angenommen werden, z. B. für 200—100 mm Kolbenhub k — ®/₄ • 4 = 3 mm Kolbenspiel.

Die lichte Cylinderlänge (Entfernung zwischen den Deckeln) bestimmt sich zu

(191)

13

Hub -j- b -J- 2-k

H a e d e r, Dampfmaschinen.

Die Wandstärke der Dampfcylinder.

Material: Gusseisen.

Für cylindrische gusseiserne Röhren kann gesetzt werden (0 lichter Durchm. in cm, p Atm. Ueberdruck)

Wandstärke J =    + 1 cm .    .    .    .    (192)

(193)

kz-P'D s~2-d

Die Wandstärke des Cylinderlaufes nimmt man jedoch mit Rücksicht aut’ event. Ausbohren nach Verschleiss stärker, etwa

(194)

J= " + 1,5 cm

Die allgemeine Form eines Dampfcylinders für Schiebersteuerung in gebräuchlicher Ausführung zeigt Flg. 701—704.

P.A«,||U V

/Iäv*

© o 'li, ©

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L'

-er

ai

A Einsatzcylinder, a Lauffläche, ax Gummischnur zum Dichten des vorderen Teiles des Einsatzcylinders, a₂ Kupferring zum Dichten des hinteren Teiles des Einsatzcylinders, B vorderer Cylinderflansch, C hinterer Cylinderflansch, £ und Ex Nocken für Wasserablasshähne (Schlammhähne) für beide Cylinderseiten, F Nocken zum Cylinder-schmierhahn, G Schieberkasten, H Schieberspiegel, J Dampfeinlass, £ Dampfauslass, /.Nocken zum Wasserablasshahn für den Schieberkasten, M Öffnung für die Schieberstangen, N hintere Öffnung für die Expansionsschieberstange, 0 Flansch für die M&ntelheizung, P Wasserablass der Mantelheizung, Q Cylinderfuss.

Die Dampfcylinder haben die verschiedenartigsten Ausfüh -rungsformen, je nach dem der Dampfeinlass und -Auslass oben, unten oder seitlich angeordnet, der Cylinder mit oder ohne Fuss versehen ist.

Auch die Art der Steuerung hat auf die Form der Cylinder

Einfluss.

Einige Ausführungsformen für Schiebersteuerung zeigt

Fig. 705-710.

-ł-ł-e

n rL

- U'

II«

ii

Fig. 705.

Fig. 706.

4~-

Fig. 707.

Fig. 708.

gl

Fig. 709.

Fig. 710.

13*

Verschiedene Ausführungen für Dampf-Ein- und Auslass.

Fig. 711.

Fig/712.

Fig. 713.

fit

rofBPffis

_lTj

Fig. 714.

Fig. 715.

Fig. 716.

......

Fig. 717.

Fig. 718.

Fig. 719.

Anordnung der Cylinderfüsse.*)

Der Fuss des Dampfcylinders soll nicht direkt auf dem Fundament, sondern auf einer Sohlplatte ruhen, wegen Aus-

rK

i-

—. -1---

à-

dma

h, i Jn¹

Fig. 721—722 s. Seite 212.

Fig. 720.

dehnung der Maschine in der Längsrichtung. Auch ist bei event. Demontagen das Entfernen des Cylinders leichter (Maasse Seite 212).

*) S. auch Seite 212.

Bezeichnet:

Die Dampfkanäle.

a b den Querschnitt des Kanals im Schieberspiegel in qcm, c die mittl. Kolbengeschw. in Mtr. pr. Sek. nach Gl. 3, Seite 23,

„ Dampfgeschw. „    „    „    „

Q den wirks. Querschnitt des Dampfcylinders in qcm nach Gleich. 10, Seite 27,

so ist

Q' c

(195)

a-b =---

meistens findet man

v = 26 bis 34, im Mittel v — 30 Mtr. pro Sek. . (196) Nach unseren Ermittelungen unter „Ventilsteuerungen“ ist 30 Mtr. die ökonomisch günstigste Geschwindigkeit.

Die Maximal-Dampfgeschwindigkeit ist dieselbe tritt bei

Mitte Kolbenhub ein und kann bis 70 Mtr. pro Sek. betragen, ohne (beim Dampfe in tritt) merklichen Druckverlust zu erzeugen. Die Kanalbreite 6 macht man so breit, wie es eben die Cy-

6 = 0,7 D — 2 cm

linderkonstruktion gestattet, gute Verhältnisse giebt, wenn D Cy 1 inder-Dur chm.,

(198)

Die Dampfkanäle sollen möglichst schlanke Übergänge haben, scharfe Krümmungen erschweren das Herausholen des Kerneisens und sind für die Bewegung des Dampfes ungünstig.

Frischdampf- und Abdampfstutzen.

Als Querschnitte wähle man:

Frischdampfstutzen -- d² =• ^

Abdampfstutzen dx² =

Q-c

.    .    (199)

. . (200)

Q-c

~2Ö * *

Bei kurzen Frischdampfleitungen nimmt man den Durchm. der Rohrleitung gleich dem Rohrstutzen (Gleich. 199). Bei langen Leitungen beachte Abschnitt „Rohrleitungen“.

Der Dampfmantel bezw. das Dampfhemd.¹¹¹)

Nutzen des Dampfmantels.

Durch Rechnung lassen sich die Vor- und Nachteile des Dampfmantels nicht feststellen.

*) S. auch „Haeder’s Zeitschrift für Maschinenbetrieb und Montage“ 1894 und 1895.

Die Beobachtungen im Betriebe und angestellte Versuche geben uns Anhalt, in einem bestimmten Falle zu beurteilen, ob der Dampfmantel, seinem Kostenpunkte entsprechend, Vorteile bringt.

Fassen wir zunächst die Eincylindermaschine ins Auge, so bringt der Dampfmantel unter Umständen wenig oder gar keine Ersparnisse, wenn:

a)    der FUllungsgrad ein sehr grosser ist,

b)    die Maschine mit sehr grosserKolbengeschwindigkeit arbeitet,

c)    die Cylinderdimensionen aussergewöhnlich grosse sind,

d)    die Temperaturdifferenzen zwischen Frischdampf und Abdampf klein sind.

Fallen für den Dampfmantel mehrere dieser ungünstigen Bedingungen zusammen, so wird er natürlich eher Schaden als Nutzen bringen. Nehmen wir z. B. eine sehr grosse Maschine an, welche mit 3 Atm. Dampfdruck und mit ³/₄ Füllung arbeitet, so wird der Dampfmantel schon ohne jeden Nutzen sein; wenn nun diese Maschine noch mit grosser Kolbengeschwindigkeit arbeitet, so ist der Nutzen des Dampfmantels von vornherein ein negativer.

a) Einfluss des Füllungsgrades.

Der Nutzen des Dampf hemdes liegt hauptsächlich im Nachverdampfen während der Expansionsperiode. Diese Expansionsperiode dauert aber eine je kürzere Zeit; je grösser der Füllungsgrad ist, demzufolge ist auch der Nutzen des Dampfmantels um so geringer.

b) Einfluss der Kolbengeschwindigkeit.

. Die Wärmeabgabe des Heizdampfes an die innere Cylinder-wand bedarf natürlich einer gewissen Zeit; je kleiner nun die Kolbengeschwindigkeit ist, desto vollständiger wird die Wärme. Übertragung vor sich gehen. Mit wachsender Kolbengeschwindigkeit wird die Wärmeübertragung immer ungünstiger.

c) Einfluss der Cylinderdimensionen.

Je kleiner das Cylindervolumen, desto günstiger wirkt der Dampfmantel, weil die Mantelfläche im Quadrat wächst, dagegen das Dampfvolumen in der dritten Potenz. Vergleichen wir z. B. zwei Maschinen mit gleichem Hub (1 Mtr.), jedoch verschiedenen Cylinderdurchmessern (0,5 und 2 Mtr.), so ergiebt sich folgendes :

Tabelle 89. Verhältnis von Cylindervolumen zur Dampfmantelfläche.

D = 0.5 Mtr.

D = 2 Mtr.

Dampfmantelfläche = 0,5 • n • 1 = 1,57 qm

2-7T. 1 = 6,28 qm

Cylindervolumen . = ^ • 0,5²* 1 ^ 0,2 cbm

sh*

•2²-1 ^3,14 qm

Cylindervolumen

Dampfmantelfläche

0,13

0,5

Das Resultat wird nicht viel anders, wenn auch noch die Cylinderdeckel geheizt weiden.

d) Einfluss der Temperaturdifferenz.

Je grösser die Differenz der mittleren Temperatur der Cylinderwand und der des abziehenden Dampfes ist, desto wirksamer wird das Nachverdampfen vor sich gehen.

In Fig. 724- 726 ist je ein Diagramm für normale Leistung einer Ein-cylindermaschine dargestellt. Der Kolbenweg, bei dem das Nach verdampfen stattfindet, ist in beiden Fällen gleich und zwar gleich B. Dagegen ist die Differenz der mittleren Temperatur der Cylinderwand und der des abziehenden Dampfes: bei der Auspuffmasch.

122 — 100 = 22 ⁰ C. bei der Kondens.-Masch.

93 - 50 = 43 ⁰ C.

Der Dampfmantel muss also bei der Kondensationsmaschine wirksamer sein.

Legen wir die Resultate der bis jetzt über diese Punkte stattgefundenen Versuche und Beobachtungen zusammen und nehmen an, dass wie gewöhnlich der Dampfmantel mit demselben Dampf geheizt wird, mit welchem die Maschine arbeitet, so kann man die zu erhoffenden Ersparnisse aus Tabelle 92 Seite 202 entnehmen.

Fig. 724 Ohne Kondensation.

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Fig. 725.

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Fig. 726. Mit Kondensation.

Bei Mehrfach-Expansionsmaschinen rechnet sich die mittlere Temperatur der Cylinderwandung und die Temperatur durch Mantelheizung ähnlich wie bei Eincylindermaschinen.

Eincylinder- Maschine.

Temperaturerhöhung durch Dampfmantel.

Kompound - M asch in e mit Kondensation.

Dreifach ■ Exp mit Koi

annons- Maschine ndensation.

14

5^ Æw.---

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as

A uspuff.

Eintrittsspannung 7 Atm. abs. (164° Cels.) Mittlere Temperatur des Dampfes während t-periode 141® (mit Planimeter gemessen oder nach der Simsonschen Regel bestimmt).

Austrittsdampfes 103°. mperatur der Cylinderwand

Heizung des Dampfmantels mit Frischdampf, eratur des Heizdampfes 164°. Temperatur der Cylinderwand 164 + ,22=,«0.

der Arbei

Temperatur des Mittlere Te

Temperi

Mittlere

'Temperaturerhöhung der Cylinderwand durch den Dampfmantel

a — 143 — 122 — 21°. chi

Mas

ne mit Kondensation. Mittlere Temperatur des Dampfes während der Arbeitsperiode 126®.

Mittlere Temperatur der Cylinderwand

930.

Heizung des Dampfmantels mit Frischdampf.

Mittlere Temperatur der Cylinderwand

1,04 + 93

= 1280.

Temperaturerhöhung 128 — 93 — 35 °.

dass das

Man sieht aus obigem, Niederschlagen des Arbeitsdampfes be Kondeosationsmaachinen ohne Dampf

mantel fast während deh ganzen Kolben hubes (bis stattfindet, dagegen in i Dampfmantel nur während des Ko weges A eintritt und auf dem Kolben weg B ein Nachverdampfen Bei Anwendung des Dampfmantels wird nicht nur die Menge des sich an niede sondern

stattfindet.

Hochdruckcy linder. EintrittspannuDg 7 Atm. abs. (164° Cels.) Mittlere Temperatur des Dampfes während der Arbeitet Temperatur i...

Mittlere Te

riode 145®. Austrittsdampfes emperatur der Cylinderwand 145 + 115

dPe

115®

Hochdruckcylinder. Frischdampf 10 Atm. abs. (179° Cels.) Mittlere Tomperatur des Dampfes wahrend der Arbeit.speriode 167°.

ittsdampfes 144°.

Temperatur des Austri

- = 1300.

Dampfmantel mit Frischdampf geheizt.

mperatur der Cylinderwand

Mittlere Temperatur der Cylinderwand 167 + 144

Mantel =

= 155°.

Mittlere Te

ff =

Tem

du

2 • iperaturerhöhung der Cylinde trch den Dampfmantel

147 — 130 = 170.

Niederdruck cylinder.

Temperatur des Eintrittsdampfes Mittlere Temperatur des Dampfes der Arbeitsperiode 108®. Temperatur des Austrittsdam Mittlere

rwand

115®.

während

pfes 60®.

Temperatur der Cylinderwand 108 + 60 _

2' ~

Heizung des Dampfmantels durch Receiverdampf.

Mittlere Temperatur der Cylinderwand

. fil=ui±.y=IOI,

ng der Cylinde 'ampfmantel -84 =

Temperatur erhöh u durch den Da

101

84°.

170.

rwand

Dampfmantel mit Frischdampf geheizt.

f-j

Heizung mit Frischdampf.

Mittlere Temperatur der Cylinderwand

Temperaturerhöhung 167 — 155= 12 ⁰

Mitteldruckcylinder.

tsdampfes 145®. s Dampfftg während

Tempei Mittler

der Arbeitsperiode 137 Austrittstemperatur 111®

Mittlere Temperatur der Cylinderwand 124°.

Mantelheizung durch Receiverdampf (Abdampf

cylinder).

ralur des Eintrit e Temperatur de

vom Hochdruck-

Temperatur des Heizdampfes 145°. Mittlere Temperatur der Cylinderwand 145+ 124 2 “

1350.

r>

mpe

mantel

raturer höhu

135 -

ung durch Dampf -124 =11«.

Niederdruck cylinder. "

also

der Cylinderwand Dampfes verringert, s rend der Strecke B dampfung haftenden womjen.

rschlagenden auch wäh durch die Ver-der an der Cylinderwand Wasserteilchen Arbeit ge*

±0

Mittlere Te ohne Mai

Mantelheizung durch Receiverdampf (Abdampf des Mitteldruck cylinders) 112°. emperatur der Cylinderwami

emperatur der Cylinderwand ntelheizung 83°.

Mittlere Temperatur der Cylinderwand

ff, = 124°.

Temperaturerhöhung der Cylinderwand durch den Dampfmantel

124 - 84 = 400.

Mitteldruck- und Niederdruckcylinder mit Frischdampf geheizt,

Mittlere Te

Temperaturerhöhung 98 —-83 = 15°.

4^] %---------------j*    D^itteldruckcylindér.    Niederdruckcylinder.

•v£*_____::» Mittlere Temperatur der Cyliuderwaud Mittlere Temperatur der Cylinderwand

y    . 1    Ä, = 151°.    ff, = 131°.

Temperaturerhöhung 151 — 124 = 27°.

Temperaturerhöhung 131    83 == 489..

Der Nutzen des Dampfmantels steht augenscheinlich mit der durch denselben hervorgerufenen Temperaturerhöhung der Cvliuderwand in gewisser Beziehung.    .....    v.    -

Tabelle 90. Zusammenstellung der Temperaturerhöhung

mit Berücksichtigung der günstigsten Heiztemperatur.

Eincylindermaschine mit Auspuö (Normaldampfdruck 7 Atm. abs.)

Cylinder

Heizung des Dampfmanlels

Hcizda

tempera

Temperatur

der

Cylinderwand

Günstigste mittl. Temperatur

Differenz

Kesseldampf

1640

143°

164°

- 210

günstigstem Heizdampf **) .    . .

2060

164°

164°

00

Eincylindermaschine mit Kondensation (Normaldampfdruck 7 Atm. abs.)

Cylinder

Heizung des Dampfmanlels mit

Heizdam

tempera'

ipf-

tur

Mittl

Kesseldampf

164»

Temperatur Günstigste mittl. Cylinderwand Temperatur

Differenz

128°

164°

- 36»

günstigstem Heizdampf**) . . .

2350

164°

1640

0°

Kompoundmaschine mit Kondensation (Normaldampfdruck 7 Atm. abs.)

Cylinder

Heizung des Dampfmanlels

Heizdampf-rem peratui

Mittl.

Temperatur

Cylinderwand

Günstigste mittl. Temperatur

Differenz

Hochdruck

Kesseldampf

164°

147°

164«

- 170

günstigstem Heizdampf .    .

198°

164°

164®

O»

Kesseldampf

164°

124°

115°

Niederdruck

+ 9°

11

Dampf aus Zwischenkammer I—II*)

115°

101°

116°

- 14°

günstigstem Heizdampf

146«

115°

115°

00

Dreifach-Expansionsmaschine mit Kondensation (Normaldampfdruck 10 Atm. abs.)

Cylinder

Heizung des Dampfmantels mit

Heizde

temper

Mittl.

Temperatur

Cylinderwand

Günstigste mittl. Temperatur

Differenz

Hochdruck

Kesseldampf

179°

167°

179°

- 120

günstigstem Heizdampf . .

203°

179°

1790

0°

Mitteldruck

Kesseldampf

1790

. . 151°

145°

+ 60

II

Dampf aus Zwischenkammer 1—II*)

145°

135°

146°

- 100

günstigstem Heizdampf**) .    .    .

166°

145°

145°

0°

Kesseldampf

179°

131°

112°

+ 19°

Niederdruck

III

Dampf aus Zwischenkammer 1—II

145°

114°

112«

+ 2°

Dampf aus Zwischenkammei II—111

112°

98o

1120

- 140

günstigstem Heizdampf**) .    .

141°

112°

112°

O®

*) Zwischenkammer I —II

II —III

die Übergangsleitung

**) Günstigster Heizdampf d i. Dampf

Hochdruck- zum Mitteldruokcylinder.

„ Mitteldruck- zum Niederdruckcylinder. solcher Temperatur, mit welcher die günstigste Temperatur der Cylinderwand

Tabelle 91. Günstigste Methode der Mantelheizung.

Maschinengattäng

Cylinder

Art der Heizung

Eincylindermaschine

mit Kesseldampf.

Kompoundmaschine

Hochdruck

Niederdruck

mit Kesseldampf.

mit Kesseldampf (oder mit Dampf aus Zwischenkammer I—II, wenn diese Heizung konstruktiv Vorteile bietet).

Dreifach-

Expansionsmaschine

Hochdruck

Mitteldruck

Niederdruck

mit Kesseldampf.

mit Kesseldampf (oder mit Dampf aus Zwischenkammer I—II, wenn diese Heizung konstruktiv Vorteile bietet).

mit Dampf aus Zwischenkammer I—II.

Die günstigste Heiztemperatur (d. h. diejenige, bei welche die Temperatur der Cylinderwand gleich oder etwas grösser als die Temperatur des Eintrittsdampfes ist) bedingt zum Teil eine Ueberhitzung des Manteldampfes, bezw. eine Drosselung desselben. Hiervon sei in Tabelle 91 abgesehen.

Tabelle 92. Dampfersparnisse in Prozenten des Gesamtdampfverbrauchs

durch Anwendung von Dampfmänteln für normale Leisiung.

Dampfdruck in Atm. .

3    4    5    6    7    8    9    10 II 12    13    14

Eincylinder-

maschine

Auspuff 1 Pferdestärken Kondensation 2

20

CO

05

Auspuff 0,8 Pferdestärken Kondensation 2

150

to

o» g

05 OS

Kompound

maschine

50 bis 200 Auspuff Pferdestärken Kondensation

4    4    5    5,5    6

0    7    8

20Ó bis 1000 Auspuff Pferdestärken Kondensation

3    3,5    4    6    5,5

4    5    6    .7

100 bis 300 Auspuff Dreifach- Pferdestärken Kondensation

Expansions---

maschine 300 bis 1000 Auspuff

Pferdestärken Kondensation

CO 05

iß 00

7,5

11,5

CvS ⁰³

CO

CO

CO 05

oc

QO

Ausführung des Dampfmantels.

In manchen Fällen, wie z. B. bei den Dampfcylindern der

Lokomobilen, wird der Dampfmantel mit dem Dampfcylin-der aus einem Stück gegossen, d. h. der Dampfmantel wird gebildet durch eine äussere Hülle, welche mit demDampf-cylinder aus einem Stück gefertigt ist, wobei der ringförmige Zwischenraum zwischen beiden den Dampfmantel darstellt. Dieser Zwischenraum» in Fig. 736 mit a bezeichnet, wird je nach der Grösse des Cylinders 40 bis 70 mm breit.

Die Ausführung kann nach Fig. 734 geschehen, bei welcher nur die Seiten wan dangen vom Dampf berührt werden, oder nach Fig. 735, indem auch die beiden Stirnwände durch Frischdampf geheizt werden.

iß

p*

Fig. 734, Mantelheizung.

am

Fig. 733. Mantel-u. Deckelheizung.

Fig. 736 zeigt den Dampfcylinder einer Lokomobile im Längs-querschnitt; derselbe ist auf einem Sattel montiert und letzterer direkt auf den Kessel genietet, so dass der Dampfmantel mit dem Dampfraum in Verbindung steht.

Fig. 737—738 zeigen noch eine andere Ausführung des Dampfmantels an einer Eincylinder- und Kompoundlokomobile.

Ta

um

Fig. 736 Längsschnitt. 1

JJampfelo

VKrJèrJr W, —-Cylincłłr - li-j-j

U om

Hecei ver \ _.

cc

Dampf Hessen

Dot mpffos sei

Fig. 737- 788.

Querschnitte von Lokomobilcylindern mit angegossenen Dampfmänteln

Bei stationären Maschinen wird die Cylinderbüchse (Arbeitscylinder) meist für sich angefertigt und in den Cylinder eingesetzt (Fig. 781 bis 783 Seite 213).

Man findet jedoch auch Ausführungen mit angegossenem Dampfmantel (s.

Fig. 739).*) Hierbei geht aber der Vorteil, für den Arbeitscylinder besseren Guss verwenden zu können, verloren.

-X

Die lichte Weite des Mantels soll nicht unter 40 mm betragen.

Fig. 739.

Wichtig ist, für den inneren Cylinder, den sogenannten Cylindereinsatz (s. auch S. 194), einen besonders guten Guss zu verwenden und für sorgfältige Abdichtung desselben gegen den Arbeitsraum der Cylinder zu sorgen.

*) Platzen derartiger Cylinder infolge Gussspannungen durch fehlerhafte Materialverteilung s. „Kranke Fami imaschine“ II. Aull.

Die gebräuchlichste Abdichtung *) des Cylindereinsatzes gegen den Cylinderkörper ist diejenige mit Kupfereinlage, wie in Fig. 741 gezeichnet. Sie lässt sich jedoch nur ausführen, wenn die Stelle für den Bing zugänglich ist; dort, wo der Cylinder-

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Gummischnur 8 mm Durchmesser.

Kupfereinlage wird verstemmt.

Einpressen in schlanken Konus. Fig. 740—742. Dichtungsmethoden der Einsatzcylinder.

boden mit dem Cylinder aus einem Stück gegossen, findet die in Fig. 740 dargestellte Dichtung mittelst Gummischnur Anwendung!

Auch das Einpressen des Einsatzcylinders auf hydraulischem Wege in einen schlanken Konus ist gebräuchlich (Ausführung

Fig. 742). Der Dampfcylin-der wird in diesem Falle vor dem Einsetzen des Einsatzcylinders etwas angewärmt, doch begnügt man sich auch häufig ohne letzteres.

Bei eingestemmten Cy-linderbuchsen ist die Buchse unbedingt sicher gegen Verschiebung zu sichern.

Am besten geschieht dieses, indem man die Buchse hinten im Cylinder(Deekel-seite) mit einem Bund gegen den Cylinder stossen lässt (Fig. 743).

Der vordere Cylinder-deckel wird fest gegen die Buchse gepresst, ebenfalls verstemmt, dann mit dem Cylinderflansch in seiner Lage fixiert. Die eingestemmten Kupferringe sind nicht nach Fig. 744—746, sondern nach Fig. 747, noch besser nach Fig. 748 zu dimensionieren.

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Fig. 743.

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Fig. 744 -746.

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Fig. 747.

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748.

*) \ ilere A.mfihi’uagaa ■? unter „Sc hifFsmaschinen “.

Tiefer als 14 mm (12 mm genügen auch) ist unnötig, weil da,s Kupfer sonst nicht durchzieht. Auch nicht ein Bing 14 mm hoch, sondern ca. 7 mm, jeden einzelnen verstemmen. Gleichbleibender Querschnitt ist besser.

749.

Y/,

Die Cylinderkörper müssen aussen mit starkem Wulst W (Fig. 749) versehen werden, um das Platzen zu verhüten.

Dampfmenge und Rohrleitung für den Dampfmantel.

Bezeichnet (s. auch Seite 40) :

S-i • N{ den Gesamt dampfverhrauch einer Maschine in kg pro Stunde,

so kann man unter normalen Verhältnissen setzen:

Dampfmenge für den Dampfmjtntel

Sfl = 0,08 •    • Nj in kg pro Stunde .    .    .    (201)

Als mittlere Geschwindigkeit für den Dampfeintritt kann man 70 Mtr. zu Grunde legen und man erhält, wenn y das spez. Gewicht des Dampfes (Tab. 4 Seite 12) bedeutet, als Querschnitt der Bohrleitung

Sd

in qcm .    (202)

•10000

0,04 Sd

y-3600-70 Den Eintritt des Dampfes bringt man, wie Fig. 750 zeigt, oberhalb des Dampfcylinders bei a oder 6, den Austritt des niedergeschlagenen Wassers an der tiefsten Stelle an. Letzteres deshalb, damit sich auf keinen Fall Was-

ser im Dampfmantel ansammeln kann.

Fig. 750.

Entwässerung des Dampfmantels.

Die Abflussleitung wird mit einem Kondenstopfe c verbun-bunden (Fig. 750). Das Kondens-wasser ist reines, destilliertes Wasser. Man führt dasselbe vorteilhaft dem Kesselspeisewasser zu.

An einer oberen Stelle des Dampfmantels soll ausserdem ein Lufthahn, zum Entfernen der etwa sich ansammelnden Luft» angebracht werden.

Folgende Tabelle giebt den Durchmesser d der Dampfrohre zum Dampfmantel.

Cylinderdurchmesser D = 300 400 600 800 1000 1200 mm Bohrdurchmesser . . d = 12    15    20    25    30    35    „

Mehrkosten einer Maschine durch Ausrüstung mit Dampfmantel.

Leistung der Maschine .    .    .    10    25 50    100    250    500    PS.,

Kosten des Dampfmantels .    .    150    250 300    450    520    600    Mk.,

Von den Gesamtkosten der Masch. 7    6 4    3    2    1    %.

Sonstige Ausrüstung der Dampfcylinder.

Der Indikatornocken wird an beiden Cylinderenden angebracht und erhält 1" engl. Gewinde, Verschlussschraube aus Kotguss (Fig. 751).

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Fig. 751. Indikatornocken.

Die Anbohrungen in den Cylinder (13 mm Durchm.) sind so vorzunehmen , dass dieselben weder in die Lauffläche kommen, noch von den Deckeln überdeckt werden. Der Dampf muss stets ungehindert in den Indikator ein treten können. Wegen Wasseransamml ung sollen dieNocken nicht horizontal, sondern in schräger Lage nach S. 210 angebracht sein.

Der Schutzmantel

(Umkleidung) um den Dampfcylinder.

Material: Blaublech, seltener Holz.

Blechstärke des Mantels ³/₄ bis 2 mm.

Entfernung der ¹/i bis ⁵/₁₆ " Befestigungsschräubchen aus Eisen oder Messing ca 80 mm.

Der Kaum zwischen Mantel und Cylinder wird mit einem schlechten Wärmeleiter, z. B. Kieselguhr, Filz etc., ausgefüllt. *)

Beim Konstruieren des Dampfcylinders hat man für eine bequeme und billige Anbringung der Umkleidung zu sorgen.

Befestigung der Umkleidung

- ca /JO

am Cylinderflansch .    .

auf dem ^Flansch,

durch angegossene Nocken

am Schieberkasten

durch

durch

Blech- angegossene

- winkel, Rippen,

*) Neuerdings finden Kieselgulir-Isoliersteine mit Korkauflage Verwendung.

am

Fuss

Die Kondenshähne.

Zum Ablassen des Kondensationswassers sind nötig:

2 Hähne für die beiden Cylinder-enden;

1 Hahn zum Schieberkasten ;

1 Hahn ist ferner noch erforderlich, wenn der Cylinder Lampf-hemd hat, s. Seite 205.

Die Rohre der einzelnen Kondens-hähne dürfen nicht vereinigt, sondern müssen einzeln ins Freie geleitet werden; der Durchmesser der Rohre ist = ca. 1,3 d zu nehmen.

Die Enden derselben dürfen nicht in Wasser eintauchen.

Betr. Anordnungen der Entwässerungen s. auch Kapitel „RohrleitungenM.

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Fig. 759.

Tabelle 94. Nocken für Kondenshähne. mm.

Cylinder- j Dur chm.

100-250    300-450    500-050    700-1000

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Man soll darauf achten, dass zum Einschrauben der Hähne Platz vorhanden und dieselben auch zugänglich sind. Ungefähre Baumaasse der Hähne nachstehend.

mm.

Tabelle 95. Kondenshähne.

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80    40    90

90    45    95

100    50    105

110    55    115

120 60 120

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Fig. 760.

Es empfiehlt sich, an den tiefsten Stellen Wassersäcke anzuordnen, damit Wasserteilchen sich ansammeln können und

die Bewegung des Kolbens nicht hindern.

Fig. 763 zeigt die seitliche Abführung des Kondensations-

Fig. 761-768.

I(TS1

wassers.

Bei Anordnung der Löcher bezw. Wassersäcke hat

man daraufzu achten, dass dieselben weder vom Kolben, noch vom Cylinder-deckel überdeckt werden.

Zur bequemeren Handhabung der Kondenshähne

empfiehlt es sich, dieselben durch einen Hebel zu verbinden, wie in Fig. 764 angedeutet.

In einen Dampfraum sollen Stiftschrauben nicht einmünden, da das Gewinde leicht zerfressen wird und die Schrauben locker werden. Man ordne an den Stell en Warzen an (Fig.766).

Der Cylinderdeckel soll etwas grösseren Durchmesser erhalten als der Flansch amDampfcylinder, damit das Blech und das eventuelle Zugband (Zierleiste aus gezogenem Eisen) nicht über de i Deckel vorspringt, wie in Fig. 768—769 dargestellt.

Sicherheitsventile (Fig. 769 a) sollten, wie die Schlammhähne , am tiefsten Punkt der Dampfcylinder angeordnet werden. Häufig findet man auch die Ablasshähne mit den Sicherheitsventilen vereinigt.

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Fig. 764.

Entwässerung der Dampfcylinder.

Fig. 765,

Fig. 767,

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Fig. 769 a.

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766.

768,

769.

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Das Maass / richtet sich nach Tourenzahl und Schiebermodellen, eventl. kann k auch geändert werden. *) Flanschanschluss passend zum Kähmen Seite 70.

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Tabelle 96.

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Dampfcyl/nder

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g 75 — 225 mm Durchm.

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§ für einfache Schieber-Steuerung.

Fig. 770—771.

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Man beachte Seite 210 unten.

Kolben

Maschine

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Fig. 774. Längsschnitt.

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Fig. 772—773. Querschnitt.

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Flansch des Austrittsstutzens Platz haben.

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100

115

130

Tabelle 97. Dampfcylinder von 190—700 Durchm. für Doppelschiebersteuerung. Fig. 772—774.

(Abbildung Seite 210 zeigt Dampfcylinder

zur Maschine 400/700, im Maassstab 1 ; 15.)

Schraub.! Schra ub.

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110 450 190 125 505 220 140 585 240

160 670 I 250 180 750 260 200 830 270 230 910 90

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45

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Maschine Kolbenstange

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Der Fuss der Dampfcylinder soll stets eine Sohlplatte er-ü ? ~ t ⁰

halten, vgl. S. 196.

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Tabelle 98.

Fuss des Dampf-cylinders.

Fig. 775—776.

•r    (Abbildung zeigt

^ Fuss zur Maschine J    450 x 800

im Maassstab 1:30 )

Maschine

400

250

185

250

70

18

390 450

240

290

340 370 350

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22

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275

185

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470

250

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360 395

375

220

24

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300

190

290

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20

430

490

260

320

380

420

400

225

25

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350

195

330

80

23

470 530 280 360

420

470

450

235

26

700

400

205

370

90

25

510 570 300 400

460

520

505

245

28

800

450

220

400

100

28

555 620 320 440 505 570

580

255

31

900

500

240

430

110

30

605 670 340 480 550

620

645

265

35

1000

550

265

460

110

31

660 730 360 520

600

670

700

275

35

1100

800

1200

700

290 490 320 520

120

120

32

33

715 790 380 560 650 725

770 850

400 600|700

750

285

38

780 800

300

38

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Einige Konstrukteure wenden bei Maschinen von 600 Hub aufwärts eine Schlittenführung unter dem Cylinderfuss an (Fig. 777), doch dürfte Ausführung nach Fig. 775—776 und 778—780 stets genügen.    ji-l

lui

4=

4-

Fig. 778 -780.

Fig 777.

Tabelle 99. Differenz der Cylinderlängen in kaltem und betriebswarmem Zustand. (Mittelwerte.)

Kolbenhub . . mm Ausdehnung .    „

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0,5

600

0,8

800 I 1000

2000

1,1

1,6

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Dampf cylinder mit Dampfhemd. Fig 781—783. Dimensionen siehe Seite 211.

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Ausführung des Dampfmantels siehe auch Seite 202 u. f.

Schmiervorrichtung fUr Dampfcylinder.

Fig. 785—790.

a)    Einfachste unvollkommene Methode:

Ein Schmiergefäss mit Doppelküken mitten auf dem Cylinder. Ein Schmiergefäss auf dem Schieberkasten.

b)    Bessere Schmierung:

Ein Selbstöler auf dem Schieberkasten.

Ein Doppelküken auf dem Cylinder (wird in diesem Falle nur bei Bedarf benutzt).

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HD

Rück

schlag

ventil.

[Rohrschelle.

Ritter.

Mollerup.

cü

VDS \ y

Mitnehmer [[Oese]

Mitnehmer [Klaue] werden an Excenter- oder Schieberstangen befestigt.

c) Beste Schmierung (sollte ohne Ausnahme angewandt -werden): Eine mechanisch wirkende Schmierpumpe, welche durch ein Röhrchen von etwa 2 mm das Oel in die Dampfleitung drückt; das Oel wird mitgerissen und teilt sich allen inneren Organen, welche durch Dampf berührt werden, mit.

Die Oelpumpe wird am Maschinenrahmen oder an der Wand des Maschinenhauses montiert.

Die Bewegung des Apparates kann von der Schieber- oder Excenterstange oder von irgend einem sich bewegenden Maschinenteil aus erfolgen. Zur Uebertragung können auch Rollen und kräftige Schnur verwendet werden. Für die Einmündung des Schmierröhrchens in das Dampfrohr ist ein Rückschlagventil einzuschalten.

Tabelle 100. Preise der mech. Oelpumpen.

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Bei Schieb ermaschinen ordnet man noch ein Doppelküken auf dem Schieberkasten an, um von Zeit zu Zeit dem Schieberspiegel etwas Oel zuzuführen.

Ritters Oelverteilungsapparat (Fig. 791) mit sichtbaren |Oeltropfen

gestattet von einer Schmierpumpe aus (deren Bohr an die Verschraubung c angeschlossen wird) Oel nach mehreren, z._B. drei verschiedenen Stellen zu führen und jeden Weg für sich zu regulieren.

Tabelle 100 a.

Preise der Oelverteiler

(W. Ritter\ Altona).

*»•

Mit 1

2    3 Verteilern

Vernickelt 22    43    64 Mk.

Der Eintritt des Cylinderöles muss an einer Stelle stattfinden, in welcher starke Dampfströmung herrscht, sonst wird das Oel nicht genügend vom Dampf zerstäubt.

Bei Beurteilung des Cylinderölverbrauches einer Maschine soll man nicht nur die Menge, sondern auch die GUte in Betracht ziehen. Folgende Tabelle gilt für gute Einrichtung und für gutes Oel.

Fig. 791.

Tab. 100 b. Oelverbrauch (Cylinderöl) der Dampfmaschinen für den Tag (10 Arbeitsstunden) in Pfennig.

5    10    25    50    100    150    300    600    800 1000 PS.

15    20    25    30    40    60    80    100    120 140 Pf.

Leistung

ro

Dieses Kapitel ist ausführlicher behandelt in „Haeder, Die kranke Dampfmaschine¹⁴, II. Aufl., und inHaeders Zeitschrift 1900, Seite 134 u. f.

Verbindung von Dampfcylinder und Rahmen.

von

Man findet die verschiedenartigsten Ausführungen, denen nur einige hier wiedergegeben sein mögen.

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Fig.*792.

Fig. 793.

Fig. 794.

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Fig. 7.5.

Fig. 796.

Fig. 797.

Ring a soll das Öl u. Wasser auffangen.

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Fig. 798.

Vorderer Cylinderdeckel. Fig. 799—801.

Der vordere Cylinderdeckel, also der Cylinderverschluss nach der Kurbelseite, wird vielfach nach Fig. 799—801 ausgeführt.

Tabelle 101.

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3    42    2

13 118

22    -- 18 50    15    58    39

25    -- 19 55    20    62    41

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— 20 60    20    66    43

3    49    2

3    52    2

4    55    2

13 130

13 142

16 149

550

1100 000 1200 700

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16 176 16 185 20 207 20 221 20 236 20 255 23 280 23 310 23 324 26 353 30 383 30 422

Die kleinen Cylinder werden nicht mittelst Bohrstange, sondern auf der Plandrehhank ausgebohrt. Die Stopfbüchse wii d also angegossen.

*) Für Metallpackung s. Sachregister unter M.

**) Je nachdem man auskommt, kann das Maasswi kleiner angenommen werden, als in Tabelle 101 angegeben ist.

Fig. 802—809. Vorderer Cylinderdedcel (Kurbelseite).

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Benennungen der Teile Fig. 802 —809: A Stopfbüchsgehäuse, B Grundring, C Stopfbüchse, D Futter der Stopfbüchse, E Stiftschrauben, F Stopfbüchsschrauben, G Schmiertopfdeckel, H Schmierröhrchen.

Bei den Stopfbüchsen hat man für Auffangen des Wassers

zu sorgen, welches aus der Stopfbüchse tropft.

Fig. 810.

Fig. 811.

Ausführung Fig. 810 ist unrichtig, das Brüdenwasser tropft zwischen dem Flansch hei a heraus. Man beachte auch Fig. 797 bis 798, Seite 216.

Hintere Cylinderdeckel und KolbenstangenfUhrungen.

Bezeichnet (s. auch Fig. 812):

D den Schraubenlochkreis in cm, d den für die Berechnung des Deckels in Betracht kommenden Durchm. in cm,

<) die Wandstärke des Deckels in cm, p den Dampfdruck in Atm. Ueberdruck, s den Kerndurchm. der Schrauben in cm,

Fier* 812.

/ die Anzahl der Schrauben so ist:

. (203)

I Biegungsbeanspruchung: Je

Wandstärke J s=

toi Q.

(204)

Beispiel : Für Maschine 450 X 800 sei der hintere Cylinderdeckel für 7 Atm. Dampfüberdruck zu berechnen.

Nach Tabelle 102 wird

d = 46,5 — 2 ■ 8,2 ro 40 cm, Ô = 3,2 cm, mithin nach Gleich. 204:

40⁹    7

fc = -j- ■ g“₂a 275 kg pro qcm, nach Gleich. 205 für Gusseisen zulässig.

Die Deckelschrauben setzt man so dicht wie möglich an die Cylinder wandung, als vorläufiger Lochkreis-Durchmesser ergiebt sich demnach bei 12 Stück Schrauben von 26 mm Durdim. (nach Seite 211)

Lochkreis B — 465 + 2 • 24 + 2 - 26    570 mm,

mithin nach Gleich. 207

_    57* *7    _

k = Ï2T2Ï3⁹    ⁴⁰⁰ kg Pr0 9cm>

nach Gleich. 208 zulässig.

Zulässige Beanspruchung für

Gusseisen Ar = 250—300 kg pro qcm .    .    .    (205)

Stahlguss £*=500—600 „    „

. . (206)

D*p

Für die Schrauben ergiebt sich (Zug) £

Zulässige Zugbeanspruchung £ = 400—500 kg pro qcm .    (208)

i-s² * '

.    . (207)

Allgemeine Ausführung eines hinteren Cylinderdeckels.

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A Stopfbüchsgehäuse, B Grundring, C Stopfbüchse, D Futter der Stopfbüchse, E Stiftschrauben, F Stopfbüchsschrauben, G Schmiertopfdeckel, H Schmierröhrchen, J Gasrohr, K Schutzhaube.

Für Maschinen

bis 300 Hub,

Fig. 822—823.

Fig. 824—825.

unter 900 Hub.

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Fig. 826—827 für Masdiinen unter 900 Hub.

Gasrohr, welches auf 2 Bolzen aufgesteckt und mit Stiften befestigt wird, oder Rundeisen 16—20 Durchmesser.

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Fig. 828—829 für Maschinen über 900 Hub,

Hintere Führung und Schutzhaube zum Deckel aus einem Stück.

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Fig. 830—834 für Maschinen über 900 Hub. Gleitbahn am Stopfbüehsgehäuse befestigt.

Die Centrierungsleiste am Cylinderdeckel wird vielfach noch, auch bei tiefgehenden Deckeln, nur vorne am Cylinderrand

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Fig. 836.

Fig. 835.

gemacht (Fig, 835). In diesem Falle ist die abkühlende Oberfläche des Cylinderdeckels D^^Ą-D^B. Man wird daher zwei Arbeits- bezw. Centrierungsleisten anbringen [Fig. 836)m

Fig. 837.

Fig. 838.

Stopfbüchsen sollen von aussen nicht mit Dampf in Berührung kommen, da sonst die Packung sich schlecht hält bezw. verbrennt.

Geheizte Cylinderdeckel deshalb nach B (Fig. 838) ausführen.

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Fig. 839—842 (siehe auch Seite 219).

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Schutzhaube

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Tabelle 102. Hinterer Cylinderdeokel. Fig. 839—842.

Schraub.

Zahl r

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Maschine

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160

190

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250

275

300

350

400

450

500

550

009

700

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StopfbUchspackung.

Eine gute Stopfbüchspackung soll, ohne stark angezogen zu werden, gut abdichten, die Kolbenstange nicht angreifen und möglichst dauerhaft sein.

Wir unterscheiden

I. Weichpackung.

Baumwolle, Hanf und Asbest mit Talkum, Paraffin oder Talg imprägniert, werden hauptsächlich zu Stopfbüchspackungen in

runder oder quadratischer Form verarbeitet.

JJjM, ■@T

Die Weichpackung Asbest mit Talkum hat sich für Dampfdrücke bis 6 Atm. gut bewährt, wenn der Kolbenstange von aussen stets Oel

Fig. 843—844.

zugeführt wird , die Oelung von dem geschmierten Dampf allein ist ungenügend. Bei hohem Dampfdruck wird nach kurzer Betriebszeit das Packungsmaterial fest und hart und muss häufig erneuert werden.

II. Metallpackung.

Das Material für Metallpackung (Weissmetall) hat ähnliche Zusammensetzung, wie das der Weissgusslager.

Fig. 845. Einteiliger oder wenn nötig zweiteiliger Cylinder mit abgeschrägten Kanten, Länge = Ibis 1% mal Stangen-durchm. Vor und hinter dem Packungs-cylinder befinden sich Ringe aus Rotguss, bei grösseren Ausführungen aus Weissguss hergestellt. Die Ringe werden etwas weiter gebohrt als der Stangendurchm. Die Packung wird mit Spiel eingebaut, damit sie der Kolbenstange folgen kann (siehe auch Fig. 630 Seite 176).

Fig. 846. Flensburger Eisenwerk. Packung in der Längsrichtung L-| durchschnitten. Zwei konisch ausgebohrte Metallringe umschliessen die Packung.

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Fig. 845.

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Fig.

846*.

Fig. 846—848, Einteiliger Konus mit versetzten Einschnitten, die ein Anziehen und erneutes Abdichten nach etwai-gemVerschleiss ermöglichen. Der äussere Konus passt genau in den konisch gebohrten Stopfbüchsentopf. Zwischen Metallkonus und Stopfbüchsendeckel wird ein elastischer Ring aus Tucks gelegt.

Fig. 849. Howaldtwerke. Aus mehreren einzeln geteilten Ringen zusammengesetzt, die Ringe werden in die Stopfbüchse so eingebaut, dass die Teilschnitte verdeckt sind. Auf die Packung kommt ein elastischer Ring aus Tucks.

Fig. 846-843.

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Hg. 850. Ausführung ähnlich wie in Fig 849, die Wandungen ^ "sind jedoch innen geriffelt, * älso sog. Labyrinthdichtung.

Fig. 851. Ziegler. Bewegliche Stopfbüchse soll Ungenauigkeiten in der Centrierung der Stopfbüchse und des Kreuzkopfes zur Cylinderbohrung, das Durchhängen und Krummsein der Kolbenstange schiefes Anziehen der Stopfbüchse unschädlich machen.

wie auch

Die Anwendung der Metallpackungen im allgemeinen kann nur bei genau runden Kolbenstangen ohne Verschleiss und Riefen stattfinden, uni müssen daher Kolbenstangen, die schon längere Zeit in anderer Packung geai'beitet und dadurch stellenweise im Durchmesser verloren haben, nachgedreht werden.

Haeder, Dampfmaschinen.

Fig. 849.

Fig.850.

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Fig. 851.

Die Vorzüge der Metallpackung sind, kurz zusammeiigefasst, folgende :

1.    Dauerndes Abdichten, denn eine richtig behandelte Packung kann fünf Jahre und länger im Betrieb bleiben.

2.    Geringe Kraftverluste durch Stopfbüchsenreibung.

3.    Kein Verschleiss der Kolbenstange.

4.    Die Metallpackung ist, wenn auch in der Anschaffung etwas teuerer, bei ihrer Dauerhaftigkeit billiger wie anderes Packungsmaterial.

Bei Beschaffung von Metallpackung ist es erforderlich, dem Maschinisten Anweisung über die Behandlung derselben zu geben, und ihn besonders darauf aufmerksam zu machen, dass die Stopfbüchsschrauben schwach und nur soweit angezogen werden dürfen, bis die Abdichtung erfolgt ist. Gewöhnlich genügt bei leichtgängigen Schrauben schon ein Anziehen mit den Fingern.

Zu starkes und schiefes Anziehen der Packung kann Erhitzung und Schmelzen derselben herbeiführen.

Ausser den bis jetzt genannten Stopf büchspackungen giebt es noch eine grosse Anzahl anderer Ausführungen, so z. B. :

Metallpackung „United Kingdom“ von Schumann & Co., Leipzig«

Stopf büchspackung „Excelsior“ v. Gustav Kleemann, Hamburg,

Metallpackung „United States“ von C. Morrison, Hamburg.

Stopfbiichsbrillen.

Die äussere Form der Flanschen von Stopf büchsb rill en ist mit Rücksicht auf den zur Verfügung stehenden Raum sehr verschiedenartig durchgebildet. Einige Ausführungen sind in Fig. 852-863 dargestellt. Die in den Fig. 854 860 angegebenen Oel-

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\\VL^y / O'-r'-'../,

Fig. 854-855.

Fig. 852-853.

behälter im Flansch haben nicht viel Zweck, da die kleinen Schmierlöcher sehr leicht verharzen und die Schmierung nicht mehr erfolgen kann. S. auch Seite 192.

Fig. 861—862 zeigt eine Stopfbüchse mit Ueberwurfmutter, um gleichmässiges Anziehen zu ermöglichen. Für kleine Stangen-durchm. angewandt.

In Fig. 863 soll auch gleichmässiges Anziehen erreicht werden.

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Fig. 856—858.

Fig.r 859.

Fig 860

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Fig. 863.

Fig. 861—862.

Bei den üblichen Stopfbüchskonstruktionen (abgesehen von Fig. 861—863) ist es selbst den besten Maschinisten nicht möglich, ein genau gleichmässiges Anziehen aller Schrauben zu bewerkstelligen. Durch jedes einseitige Anziehen jedoch kommt nur

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Fig. 864 -865.

eine Stelle des Stopf büchsinnern mit der Kolbenstange in Berührung. Die Folge davon ist Heisswerden des Stopfbüchsfutters und Fressen und Riefigwerden der Kolbenstange*

15*

Es giebt nun

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QM

zwei Wege :

.S 1* Die Anwendung einer Stopfbüchskonstruktion, welche ein gleichmässiges Anziehen aller Schrauben zu gleicher Zeit gewährleistet {Fig. 861-863 U. 864-867). 2. Das Futter der

Fig. 866—867.

P    Stopfbüchse, sowie

*Jj    den Grundring im

Cylinder 0,5 bis 1mm weiter zu bohren als die Kolbenstange.

Der Schieberkasten und Schieberkastendeckel.

Material: meistens Gusseisen.

Alle Formeln zur Berechnung der Widerstandsfähigkeit ebener gusseiserner Wände sind infolge der nicht in Rechnung ziehbaren lokalen Spannungen mit Vorsicht zu benutzen; d. h. den Einfluss der erwähnten lokalen Spannungen durch geeignet erscheinende Beanspruchungen zu berücksichtigen.

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Fig. 868.

Fig. 869.

Fig. 870.

Bezeichnet (s. auch Fig.868—870) :

a die lange Seite der rechteckigen Wand in cm 6    „ kurze „

(Î „ Wandstärke in cm, p „ den Dampfüberdruck in Atm.,

so ist nach Bach :

die Wandstärke J =

tc o

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. .    (209)

die Beanspruchung (Biegung): kh — 0,38-

P

² ‘ Ô²

. (210)

. (212)

Zulässig für Gusseisen kb = 250 bis 300 kg pro qcm . (211) „ Stahlguss kh — 500 „ 600 „    ,,

Beispiel Seite 231.

Die Anordnung von Rippen *) auf der äusseren Seite der

Schieberkastendeckel wie in Fig. 871 ist infolge der Temperaturunterschiede zwischen der ge- v/////\ zogenen Rippenfaser und dem g'⁻inneren Deckel und der dadurch

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Fig. 871, ungünstig.

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bedingten Gussspannungen nicht als ganz einwandfrei zu bezeichnen.

Wirksam sind Kippen nur dann, wenn dieselben innen an-geordnet werden, wie in Fig. 872 §1 dargestellt.

Im allgemeinen sollte man, wo eben angängig, gewölbte Deckel anwenden {Fig. 873—874), da diese eine grössere Widerstandsfähigkeit besitzen.

Fig. 872, Rippen innen.

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---------

Fig. 873—874, gute Ausführung.

Die Wandstärke der Schieberkastendeckel bestimmt man nach Gleich. 209 bis 210 und setzt als zulässige Biegungsbeanspruchung

Fig. 873—874

300—400 kg pro qcm . (213) 600—700 „    „    „ . (214)

Anordnung Fig. 872 für Gusseisen kb = 280—350 ,, Stahlguss kh — 550—650 indem man auf diese Weise dem Einfluss der Hippen Rechnung trägt.

Berechnung der Deckelschrauben.

Bezeichnet ferner (s. auch Fig. 868—870):

A und B den Lochreihen-Abstand in cm,

/ die Anzahl der Schrauben, s den Kerndurchm. der Schrauben,

*) Näheres hierüber s. auch Bach, Masdiinen-EIemente.

so ergiebt sich (Zug):

Beanspruchung kz =

A-B-p

. . (216)

Zulässig kz = 400 bis 500 kg pro qcm .    .

ImDampfkesselbau (HamburgerNormen) berechnet man dieSchraube'-auf folgende Weise (s. auch Fig. 869):

P — A • B *p der Gesamtdruck auf die Fläche in kg,

P • t

Pj = -- der auf eine Schraube entfallende Druck in kg,

7t • B

s = 0,5 s/pl + 5

Beispiel: Der zu einem ßiderflachschieber No. 7, Grösse 91 qcm, gehörende Schieberkasten mit Deckel sei für 7 Atm. Dampfdruck zu berechnen.

mm

<217;

Für den nach Tabelle 104 aufgezeichneten Schieberkasten ergäben sich die entspr. Abmessungen:

Schieberkasten: lange Seite 66 cm, kurze Seite 24,8 cm, J = 2,5 cm.

»    32,6 „ J = ²>5 cm-

Deckel:

Nach Gleich. 210 wird für

den Schieberkasten kj, — 0,38 •

ke pro qcm’

⁺ V 66 J

24,83

nach Gleich. 211 noch zulässig.

Für den Deckel die entspr. Werte in Gleich. 210 eingesetzt, ergiebt kl = 850 kg pro qcm, nach Gleich. 213 noch zulässig für Gusseisen.

V77\    Für die Schrauben nach Gleich. 215

75,2.46,8.7

24 . ~ . 1,853

nach Gleich. 216 zulässig.

Die in Fig. 875 dargestellte Abdichtung eines Schieberkastendeckels ist als fehlerhaft zu bezeichnen. Durch das Anziehen der Schrauben werden in dem Deckel Biegungsbeanspruchungen hervorgerufen, bevor der innere Druck zur Geltung kommt. Der Abstand von Mitte Schraube bis Mitte Dichtung ist als Hebelarm zu betrachten, wodurch ein Aufwärtsbiegen des Deckels erfolgt.

W.

-65-

380 kg pro qcm,

Fig. 875.

Dichtung eines gesprungenen Schieberkastendeckels. *)

Fig. 876.

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Es dürfte sich deshalb empfehlen, die Abdichtung wie in Fig. 876 gezeigt vorzunehmen und flache Packung zu verwenden.

Man achte darauf, dass die Verbindungslinie der beiden Eckschraubenmittel innerhalb der Dichtung (Fig. 878) liegen muss, da die

*) c. Haoder, Die kranke Dampfmaschine, IT. Aufl.

Einteilung nach Fig.877 zu kräftiges Anziehen der Deckelschrauben erfordert und trotzdem zu Undichtigkeiten Veranlassung giebt.

Zur Abführung des sich bildenden Kondenswas9ers ist ein Nocken anzugiessen (vgl.

Seite 208) und möglichst der unteren Schieberkastenwand nachdem Nocken zu Fall zu

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mt

geben, damit sich im Schieberkasten Wasser nicht ansammeln kann.

Fig. 877 (falsch).

Fig. 878 (richtig).

Grösse der Schieberkasten.

Die lichte Weite des Schieberkastens richtet sich nach der zur Verwendung kommenden Schiebergrösse. Je schneller eine Maschine läuft, desto grösser (bei denselben Cylinderabmessungen) die Dampfkanäle, der Schieber und der Schieberkasten. Als Maass für die Grösse eines Schiebers gelte deshalb die Kanalfläche im Schieberspiegel, das Produkt a X 6 in qcm in Tab. 103 u. 104.

Tabelle 103. Schieberkasten, für einfache Schieber-Steuerung.

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OJ    OJ    CO    CO    CO

140 60

160 80

180 105

200 135

230 160

260 200

10

10

11

12

13

14

15 25 10

16 28 11

17 30 12

18 34 14

19 38 15

20 42 16

18

18

18

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20

20

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70

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80

*) Beiläufige Cylindcrdurchmesser in mm bei normaler Kolbengcschwindigkeit.

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Fig. 885—886, Deckel.

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Fig. 883 - 884, für"Rider-Flachschieber.

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170

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250

280

320

360

410

450

Tabelle 104. Schieberkasten mit Deckel für Weyer- und Rider-Flachschiebersteuerung.*)

(Abbildung Seite 232 zeigt Schieberkasten für Schieber No. 6, im Maassstab 1:11,5.)

Meyer

Ol

310    170    310

350    220    350

420    250    420

460    280    460

510    320    500

600    360    580

680    400    660

780    440    740

Schrb. Deckel

Deckel

Schieberkasten

Kanal

Schieber

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(190)

2 I 22,4

(225)

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(250)

4 i 39,6

(215)

48

(300)

69

(350)

91

(400)

116

(450)

*) Entfernung der beiden Schieberstangen s. unter Steuerung.

**) D Beiläufige Cylinder dur chmesser bei normaler Tourenzahl.

Zur Bestimmung der lichten Länge des Schieberkastens hat man die Schieber in den äusseren Stellungen aufzuzeichnen und etwa 10 bis 25 mm Spielraum zu geben.

Angegossene Schieberkasten s. Seite 234.

Man findet auch Schieberkasten mit glatter Aussenwand und ingezogenen Flanschen, wie in Fig. 888 dargestellt. Bei dieser

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Mm

Wri

-ft

4-

mm

Fig. 888.

Fig. 887.

Ausführung ist aber, infolge Fehlens der Schutzmasse, die Wärmeausstrahlung grösser.

Angeschraubte Schieberkasten (Seite 234) haben für den praktischen Betrieb grosse Vorteile, da man bei eventl. Verschleiss bequem den Schieberspiegel nacharbeiten kann.

=1 / '

Fig. 889-890.

Bei angegossenem Schieberkasten sollte man die Stopfbüchsgehäuse der vorderen Cylinderseite nicht angiessen, sondern ein besonderes Gehäuse anfertigen (Fig. 889—890)f um den Schieberspiegel einigermassen zugänglich zu machen, (vergl. Oeffnung M auf Seite 194).

Das Schwungrad.

ln der in Fig. 891 dargestellten Kurbelstellung wirkt der ganze Kolbendruck drehend auf die Kurbelwelle, in der Totpunktlage Fig. 892 dagegen geht der Druck nur in das Kurbel-wellenlager und kann zum Drehen der Kurbelwelle nichts beitragen.

also einfach stehen bleiben, wenn keine Schwungmassen vorhanden wären. Das Schwungrad dient nur dazu, diese wechselnden Drehmomente auszugleichen. Ferner ist auf die Gleichmässigkeit der Maschine auch noch von Einfluss der wechselnde Dampfdruck im Cylinder, so dass eine Maschine mit kleinem Füllungsgrad ein grösseres oder schwereres Schwungrad bedingt als eine Maschine mit grossem Füllungsgrad.

Die Maschine würde

Fig. 891.

Fig. 892.

-v

>4/

Berechnung des Schwungradgewichtes.

a) auf graphischem Wege.

Das Tangentialdruckdiagramm.

Man denkt sich die Masse der Flügelstange, Kolbenstange und Kreuzkopf, also die Masse der hin und hergehenden Teile im Kurbelzapfen einer Maschine konzentriert und in gleich-massiger Geschwindigkeit in der Bahn des Kurbelzapfens rotierend, so hat dieselbe das Bestreben in der Richtung der Tangente infolge des Beharrungsvermögens wegzufliegen. Dieses Bestreben verhindert der Kurbelmechanismus durch eine radiale Komponente, Centripetalkraft genannt. Demzufolge wird die am Kurbelzapfen auftretende Kraft P in zwei Komponenten zerlegt, in eine radiale (Centripetalkraft) und eine tangentiale (Tangentialkraft). Man findet beide Kräfte am besten durch Konstruktion in folgender Weise:

In Fig. 893 sei P = 7 kg pro qcm Kolbenfläche im Maassstab : 1 kg = 2 mm aufgetragen. Durch Vervollständigung des Parallelogramms wird:

tO: CD

= 4,5 kg pro qcm Kolbenfläche,

11

Die Mittellinie der Treibstange wird bis über den Angriffspunkt am Kurbelkreis hinaus verlängert und auf dieser Verlängerung P die auf den Quadratcentimeter Kolbenquerschnitt wirkende Kraft in Kilogramm in beliebigem Maassstab abgetragen (Fig. 893). Von dem nun gefundenen Punkt zieht man parallel der radialen Linie eine solche, welche die Tangente schneidet. Die Entfernung vom Schubstangenangriffspunkt bis zu dem Schnittpunkt giebt die Grösse der Tangentialkraft in Kilogramm pro Quadratcentimeter Kolbenquerschnitt in demselben Maassstab

Fig. 893. Tangentialkraft.

aufgetragen, an. Eine Parallele zu der Tangente, von dem ersten Punkt aus, schneidet die Radiale. Von diesem Schnittpunkt bis zum Treibstangenangriffspunkt erhält man die Centri-petalkraft in der Grösse, wie bei der Tangentialkraft angegeben.

Ausdrücklich sei hier aber darauf aufmerksam gemacht, dass zur Bestimmung der Zapfendimensionen stets der volle Kolbendruck und nicht etwa die Resultierenden in Rechnung gezogen werden.

Im weiteren Verfolg dieser Abhandlung werden wir sehen, in welcher Weise die Tangentialkraft zur Bestimmung des Schwungradgewichtes benutzt wird, diese Methode gestattet ohne weiteres

wie vorhin

Fig.1895.

Fig. 894.

M .....

— —!—l— f-+—f —

0123436789W

?!

.ji

?!

fTTHTr • i * 3 4 î u mi die B erücksichtigung der bei einer Maschine auftretenden verwickelten Verhältnisse, durch die Arbeit des Dampfes hervorgerufen, während man

Fig. 896. vorn.

48P

i

ii’ 9' k' r

vorn

Fig. 897. Ihinten.

letztere bei rechnerischer Bestim-

mung des Gewichtes entweder vernachlässigt, oder aber bei Berücksichtigung derselben die Rechnung unausführbar macht.

Die Werte für die vordere Kolbenseite sind mit Index bezeichnet. Die eingeklammerten Werte entsprechen den nicht eingeklammerten und geben an, wohin dieselben in das Druckdiagramm einzutragen sind.

Das Indikatordiagramm ist punktiert

gezeichnet.

Fig. 898.

Betrachten wir nun zunächst die'Berechnung des Schwungrades einer neuen Maschine. Man entwirft das Diagramm für normale Belastung der Maschine (Fig. 894) und konstruiert nach diesem das Druckdiagramm (Fig. 895, 896 u. 897) unter Berücksichtigung der hin und her gehenden Massen. Das letztere Diagramm zerlegt man nun in eine Anzahl Teile, z. B. 10,3so giebt uns bekanntlich jede Ordinate den Druck des Kolbens auf den Kurbelzapfen für die entsprechende Kurbel Stellung. Fig. 895 zeigt dasselbe wie Fig. 898, nur eine andere'Methode des Abtragens.

Hierauf zeichne mit den Kurbelmechanismus schematisch und wählt hierbei zweckmässig den Kolbenweg 0—10 gleich der Diagrammlänge (Fig. 899).

W.......

-Vo

9‘

......2 t.............

Fig. 899. Aufzeichnen des Kurbelmechanismus.

Den Kolbenweg teilt man in eine gleiche Anzahl Teile wie das Diagramm und beschreibt mit L (Treibstangenlänge) Radien,

durchschnittlich = 5.)

welche den Kurbelkreis schneiden. (—

,!

I fi' r ^ w';

/o,[ y e⁷4''

---J-*—

r+............

.......—i........

Fig. 900. Bestimmung von zA und z₉.

Hierauf zeichnet man die Linie für die Treibstange, z. B. für den Kolbenweg 0,4, verlängert diese Linie bis zur senkrechten (Fig. 900)t welche im Punkt z₄ geschnitten wird. Dann verbindet man die Punkte z₄ und 0 (Fig. 900). Hierauf trägt man (Fig. 901) den zur betreffenden Kurbelstellung gehörigen Kolbendruck, in diesem Fall a₄, von 0 nach rechts ab und errichtet in diesem

U......2r=/J—►i

_______Û.

v

]/•

Fig. 901. t₄ Tangentialkraft für Kolbenstellung 0,4.

Punkt eine Senkrechte bis zur Verbindungslinie z₄ 0 (Fig. 901). Diese Senkrechte t₄ giebt uns die Grösse der Tangentialkraft t4 für die jeweilige Kurbelstellung.

zwar

Hiernach trägt man auf der Nulllinie der Horizontalen 0—10 (Fig. 902) die am Kurbelkreis gemessenen Abschnitte (* aus Fig. 899) für die verschiedenen Kurbelstellungen ab, und für Hin- und Rückgang. (Weil an dem Umfang gemessen, sind die einzelnen Teile verschieden gross.)

man

Die nach Fig. 901 erhaltenen Tangentialdrücke t trägt auf die Ordmaten der entsprechenden Kurbelstellung ab und verbindet die so erhaltenen Punkte Fig. 902.

Fig. 902. Abwickelung des Kurbelkreises, Aufträgen der Tangentialdrücke t.

}Ji..

J 2 3 t 5 6 7 8 9

wï:-:-miW*ïïç:~r.Tc.^

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-------i/₇—*i

Fig. 903. Verwandlung der oberen Überschussflächen m und der unteren Flächen n in Rechtecke.

Die ganze (schraffierte) Fläche verwandelt man in ein Recht-eck von derselben Länge und zieht parallel 0 10' die Linie CCl.

Diese nun erhaltene Fläche (Rechteck) C 0 10' C] stellt den auf den Kurbelzapfen reduzierten mittleren Widerstand dar- Der im Diagramm Fig. 895, 897—898 gewählte Maassstab muss hier beibehalten werden.

Die hieraus resultierende Linie CC¹ schneidet die Druckkurve der Tangentialdrücke in mehreren Punkten.

Wir haben nun diejenigen Flächen, welche oberhalb d^r Linie CC¹ die Arbeit angeben, welche das Schwungrad aufnimmt, und unterhalb der Linie CC¹ die Arbeit, welche das Schwungrad abgiebt. Es lässt sich also hieraus klar ersehen, dass, je grösser die Übergangsflächen sind, um so schwererdas Schwungrad sein muss.

Die Flächen verwandelt man mit Hülfe des Planimeters, der Simpson’schen Regel oder nach Augenmaass in Rechtecke (Fig. 903) und bestimmt die Grösse derselben. Der grösste sich ergebende Wert ist dann in die Rechnung einzuführen.

Es bezeichnet:

Q Querschnitt des Dampfcylinders in qcm, g Accélération der Schwere = 9,81,

$₀ Ungleichförmigkeitsgrad des Ganges, r Schwerpunktradius des Radkranzes in Mtr., n Umdrehungen pro Min.,

V Umfangsgeschwindigkeit des Schwerpunktes im Radkranz in Mtr. pro Sek.,

u‘ Länge der grössten Überragungsfläche aus der Zeichnung gemessen in Metern,

6' Höhe dieser Fläche kg pro qcm (also Höhe in mm durch den Federmaassstab dividiert), l die Länge eines Doppelhubes aus der Zeichnung gemessen in Metern,

H Hub in Metern,

H • 71

(u) = W-

so ist:

in Metern, die auf den Kurbelkreis reduzierte Länge der grössten Ueberragungsfläche ....    (218)

2-r- U'ti

60

Mtr. pro Sek.....(219)

und das Gewicht der Schwungmassen r,_Q(u)-b‘g

G t)₀ -V² kg •

Von diesem Gewicht der Schwungmassen entfällt (s. Seite 253) 0,9 auf den Kranz, 0,1 auf die Arme . . . (221) d. h. das Gewicht des Kranzes braucht nur 0,9 des nach Gleich. 220 ermittelten Wortes zu betragen.

(220)

Man nimmt meistens den Schwungraddurchmesser 6—4,5 //

bei kleinen Maschinen (bis 0,5 Mtr. Hub) =

( „ 0,7    *

(über 1    „

„ mittleren

6* «

5,2-„

„ grossen

hat jedoch dabei zu beachten, besonders bei Schnellläufern, dass die Umfangsgeschwindigkeit des Rades bei Seilantrieb 20 und bei Riemenantrieb 30 Mtr. nicht übersteigt.

Beispiel. Eine Eincylinder-AuspufFmaschine zeigt grosse Tourenschwankung, man soll untersuchen, ob zu leichtes Schwungrad die Ursache ist.

Hauptdimensionen:

Cylinder durchmess er — 400, Hub = 700, n = 90, Schwungraddurchmesser = 3,6 Mtr., Kranzgewicht = 2400 kg.

Der Gang der Berechnung ist genau derselbe wie bei Neukonstruktion auf Seite 236. Man trägt in das mittelst Indikator genommene Diagramm die Massendruckkurve ein (Fig. 894—898, Seite 236—237). Als Gegendrucklinie und Kompression trägt man hier diejenige der anderen Arbeitsseite auf. Jetzt konstruiert man in der auf Seite 238 angegebenen Weise das Tangentialdruckdiagramm (Fig. 902). Der Maassstab beträgt 2 mm = 1 Atm., die grösste Übergangsfläche (Fig. 908) ist u-bi u aus dem Diagramm gemessen ergiebt 0,021 Mtr., die Länge des Kurbelkreis-Umfanges aus der Zeichnung gemessen = 0,082 m (Fig. 902 Hin- und Rückgang). Länge u bezogen auf den Kurbelkreisumfang nach Gleich. 218

(u) = 0,021 • ^ ™ = 0,56 Mtr. b aus dem Diagramm 3 mm (und da 2 mm = 1 Atm.) ergiebt b — 1,5 Atm.

Die Überschussfläche u • b stellt also eine Arbeit dar von 0,56 • 1,5 = 0,84 mkg pro qcm Kolbonfläche.

Der Ungleichförmigkeitsgrad bestimmt sich nach der Formel

Q • (u) *b, g

<*0 =

G' ■ F»

(223)

Der wirksame Querschnitt des Dampfcylinders ist Q = 1225 qcm, der Schwerpunktdurchmesser des Radkranzes = 3,5 Mtr., die mittlere Umfangsgeschwindigkeit nach Gleich. 219:

3,5 • n . 90

V=

~60

= 16,25 Mtr. pro Sekunde,

g Accélération der Schwere = 9,81,

G* das Gewicht der Schwungmassen = 2100 kg, mithin nach Gleich. 223

1200 • 0,56 • 1,5.9,81 2400- 16,252

= 0,016, also 1.6%

Dieser Wert (jo würde für eine gewöhnliche Transmissionsdampfmaschine (ohne grosse Belastungsänderung s. S. 248) genügen. Sollte die Maschine hierbei noch unruhig laufen, dann ist der Grund im Regulator zu suchen.

In ähnlicher Weise verfährt man bei Bestimmung des Schwungradgewichtes für

Zwillingsmaschinen.

Die Entfernung der Konstanten CC‘ von der Linie 0—10 ' wird hierbei jedoch annähernd doppelt so hoch, als bei einer Eincylindermaschine.

Die Tangentialdrucklinien werden natürlich um das Voreilen der beiden Kurbeln gegen einander verschoben (in Fig. 904 ist 90 0 angenommen). Nach Bestimmung der beiden Linien (in Fig. 904 dünn ausgezogen) addiert man nun graphisch dieselben zusammen und erhält eine resultierende (Fig. 904 dick ausgezogen). Zur Bestimmung des Gewichtes wird wieder der grösste sich ergebende Ueberragungswert in die Rechnung eingeführt.

Die Berechnung erfolgt nach derselben Formel wie für Ein-cylindermaschinen, jedoch ist dabei zu beachten, dass für Q der Gesamtquerschnitt beider Cylinder einzusetzen ist.

Htogangr.----4*

-fliïçhjrany.-----4+ Hingang

-Biichrangr,-----Hingang-----4*--- BücAgaqg------4

Î—

Fig. 904. Zwillingsmaschine.

Beispiel. Für eine neue Maschine soll das Schwungrad berechnet werden.

Haupt dimension en:

Durchmesser beider Cylinder = 400 mm

= 700 „

= 90 pro Min.

Hub

Umdrehungen

Man trägt in das Diagramm die Massendruckkurve ein (Fig. 894—898, Seite 236-237).

Gegendruck- und Kompressionslinie von der anderen Arbeitsseite. Darnach konstruiert man zunächst für eine Seite nach dem auf Seite 238 angegebenen Verfahren das Tangentialdruckdiagramm. Der Anfangspunkt der zweiten Kurve wird um das Voreilen beider Kurbeln (900) zum ersten verschoben. Es sei hier erwähnt, dass dieser Anfangspunkt in der Mitte eines einfachen Hubes (Hin- oder Rückgang) liegt und nicht etwa bei dem Punkt 5 (Fig. 902). Dieses hat seinen Grund in der endlichen Treibstangenlänge, denn der Kolben hat, wenn die Kurbel um 90 0 gegen ihre tote Lage steht, nicht 0,5, sondern 0,55 seines Weges zurückgelegt. Sind nun beide Kurven, um das Voreilen gegeneinander verschoben, aufgezeichnet, so addiert man dieselben graphisch und erhält durch Verbindung der neuen Punkte eine dritte Kurve, die sogenannte Resultierende (Fig. 904).

16

H a e d e r, Dam pfmaschinen.

Das Planimetrieren der von der Nulllinie und der Resultierenden eingeschlossenen Fläche ergiebt die Entfernung der Linie CC* von der Nulllinie, in unserem Beispiel ^ 8 mm. Maassstab =1,7 mm = 1 kg pro qcm Kolbenfläche. Der durch die Linie CC' dargestellte mittlere Widerstand beträgt mithin — = 4,7 kg pro qcm Kolbenfläche.

Demnach verwandelt man die Ueberragungsflächen in Rechtecke von demselben Inhalt und bestimmt durch Rechnung das grösste derselben (Fig. 905).

......-

L ......

fr

Rückgang*;

ff ingang..........4*........

ffingäng.

Riićkg&ng........-k Rrngsrng.4

Rückgang.

---------^

Fig. 905. Zwillingsmaschine.

Es ergiebt sich als grösste die Fläche «/*6, welche in die Rechnung einzuführen ist. u aus dem Diagramm gemessen ergiebt 0 010 Mtr., die Länge des Kurbelkreises aus der Zeichnung gemessen / = 0,063 Mtr.

Länge u bezogen auf den Kurbelkreis nach Gleich. 218 :

0,7 •n 0^063

b aus dem Diagramm 2 mm und da 1,7 mm = 1 Atm. ^ 1,2 Atm,

Die Ueb er schussfläche i/*6 stellt also eine Arbeit pro qcm Kolbenfläche dar von 0,35*1,2 = 0,42 mkg.

Der wirksame Querschnitt eines Dampfcylinders der beiden Dampfcylinder Qx = 2450    „

welcher, wie schon auf Seite 241 erwähnt, in die Rechnung einzuführen ist.

Der Durchmesser des Rades sei 3,6 Mtr., der Schwerpunktdurchmesser sei 3,5 Mtr., mithin die mittlere Umfangsgeschwindigkeit im Schwerpunktkreis nach Gleich. 219 :

V =    —— = 16,25 Mtr. pro Sek.,

(u) =0,01 *

0,35 Mtr.,

Q = 1225 qcm,

(30

wählen wir

= 0,13 = Ungleichförmigkeit des Ganges,

dann ist das Gewicht der Schwungmasse nach Gleich. 220 _ 0,35.1,2.9,81-2450 _ _Q.. _

0,013-16,253    ⁹⁰⁰ g

und das Gesamtgewicht des Rades nach Gle'ch. 225 a:

Gj = 1,35-2900 ^3900 kg.

Schwungräder für Kompoundmaschinen.

Die Berechnung erfolgt im grossen Ganzen wie bei der Eincylindermaschine, und wollen wir hier nur an Hand eines Beispiels ein Schwungrad durchrechnen.

?n—^-----------7

•t

2-

^ i 7~

! '

ü\L.MZL

'//'//'////////////////////////////////////// //////i

Fig. 906.

Beispiel. Für eine neu zu entwerfende Kompoundmaschine,

also zweikurbelig, mit Kondensation, sei dąs Schwungrad zu bestimmen.

Die Grössenverhältnisse der Maschine sind folgende: Durchmesser des Hochdruckcylinders .    .    400 mm

jj

„ Niederdruckcylinders .    610    „

Hub beider Kolben

700 „

Umdrehungen pro Minute Dampfdruck.....

75

7 Atm. abs.

Zunächst bringt man nach dem rankinisierten Diagramm {Fig. 906) das Hoch- und Niederdruckdiagramm auf gleiche Länge (Fig. 907 und 908) und zwar einen Satz für Hingang (Fig 907), einen Satz für Rückgang (Fig. 908). Darnach konstruiert man das Massendruckdiagramm.

Die einzelnen Diagramme teilt man nun in eine Anzahl gleicher Teile, z.B.10, und bestimmt mit Hülfe der schematischen

Kurbelmechanismen die Tangentendrücke (s. S. 238) für die entsprechende Kolben- bezw. Kurbelstellung. Diese TangentendrÜGke werden nun als Ordinaten eines Systems aufgetragen, dessen Abcisse gleich dem Kurbelkreisumfang ist und welche ebenfalls in die Anzahl Teile, jedoch am Kurbelumfang abgemessen, ein-geteilt wird. Es ist noch zu bemerken, dass sämtliche Kolbendrücke auf den Niederdruckcylinder zu reduzieren sind, dass

rcp-

P-

Ni

■e

■s

■Z

Cb

pgjplipi

la 0.

.-J

OC

f l'i

r—»

pt

j\>

«cm

Fig. 907.

Fig. 90«.

Vereinigung von Dampf- und Massendruck.

also die Hochdruckkolbendrücke durch das Verhältnis y dividiert werden müssen. Die Anfangspunkte der zwei Tangentensysteme sind natürlich um das Voreilen der beiden Kurbeln gegeneinander zu verschieben. Verbindet man nun in jedem System die gefundenen Punkte durch eine Kurve, so erhält man für jeden Cylinder das Tangentialdruckdiagramm (Fig. 909). Die graphische Addition der beiden ergiebt das Gesamt - Tangential-druckdigramm auf eine Kurbel wirkend gedacht.

Für unser Beispiel ist der Maassstab für die Drücke 7 mm = 1 Atm., bezw. je 7 mm Höhe entsprechend dem Druck eines Kilogramms auf den Quadratcentimeter Kolbenfläche.

Die~ Entfernung der Konstante CC* von der [Grundlinie ergiebt sich durch Planimetrieren der von der Resultierenden und der Grundlinie eingeschlossenen Fläche zu 8 mm.

Die C C* überragenden Flächen stellen wieder die Arbeit dar, die dasTSchwungrad aufnimmt, und die unterhalb liegenden die Arbeit, welche das Schwungrad an die Kurbel abgiebt. Es ist hier wiederum die grösste dieser Flächen in Rechnung zu ziehen. Für unsern Fall ist es die Fläche */₃-6₃.

rbH-

"/ b-

rrł-iżU^i

f7^+-c=>^v! I I

L\at

v/ÄV/X

77/

-JiuisSj 3    !

! Hochdruck.---*i-----/ïucÂg'cLng//oe/idruck. ----*i<----Hin(fäng

ł* - - Hin pa ng Nie dęrdr u cA.    ------j*------RucAgangtfiederdrucA.

Fig. 909. [Kompoundmaschine.] I. Hochdruck II. Niederdruck.

i/₃ aus der Zeichnung gemessen ergiebt 0,022 Mtr. Die Länge des Kurbelkreisumfanges aus der Zeichnung gemessen = 0,104 Mtr. (Fig. 909) Hin- und Rückgang. Länge us bezogen auf den Kurbelkreisumfang nach Gleich 218 (u) = 0,022-^“ = 0,465 Mtr. Die Höhe 6S aus der Zeichnung gemessen 4 mm und (da 7 mm= 1 Atm.) wird 6₃ =    0,6 kg pro Quadratcentimeter Kolbenfläche.

Jetzt haben wir sämtliche Werte, die zur Berechnung des Radkranzes erforderlich sind.

Der Durchmesser des Schwungrades sei angenommen zu 3600 mm, der Schwerpunktdurchmesser zu 3500 mm, dann ist die mittlere Umfangsgeschwindigkeit im Schwerpunktkreis

60

= 13,7 m pro Sekunde,

der wirksame Querschnitt des Niederdruckcylinders = 2900 qcm, Ungleichförmigkeitsgrad sei angenommen zu 1,3%, ako d₀=0,013*) mithin ist das Radkranzgewicht nach Gleich. 220 :

9,81-2900.0,6-0,465

0,013-13,72    s’

35 °/₀ für die Arme und Nabe, ergiebt Gesamtgewicht 3200-1,35 = 4300 kg.

*) Betreffs dö beachte man Seite 247 oben.

Genau so ist die Berechnung des Schwungrades für eine Tandemmaschine (einkurbeiig),

nur mit dem Unterschied, dass die Tangentensysteme in einem Punkte beginnen infolge gleichgerichteter Kolbenbewegung. In Fig. 910 ist ein solches Diagramm in gleichem Maassstab wie vorher gezeichnet, die grossen Ueberragungsflächen lassen leicht erkennen, dass das Schwungrad einer Kompoundmaschine (zweikurbelig) leichter sein kann, als das einer Tandemmaschine (einkurbeiig).

-----

lii

-j------------+-

4: m

:/■

k- Hingang ffochu. Jfieoferctruekr ■+■* Hrtckgang Hoch--n^iedcrdruck.^

Fig. 910. [Tandemmaschine.J I. Hochdruck. II. Niederdruck.

Die grösste Fläche ist hier u₂-b%.

Aus der Zeichnung gemessen ergiebt sich

u₂ = 0,028 Mtr. ; 6₂ = 5,3 mm; l = 0,104 Mtr.

Unter Zugrundelegung der bei der Kompoundmaschine ge

wählten Grössen wird sich hier ergeben nach Gleich. 218:

H'Tt

(u) = v

= 0,028-

0,7 • ix

0,104

0,59 Mtr..

6a = — = 0,76 kg pro qcm,

das Kranzgewicht nach Gleich. 220:

~ 5200 kg,

G' =

9,81-2900-0,76-0,59

0,013-188

das Gesamtgewicht nach Gleich. 225 a :

G‘= 1,35-5200 = 7000 kg.

Das Schwungrad einer Tandemmaschine müsste unter denselben Verhältnissen 7000 — 4300 = 2700 kg schwerer sein, als das einer gleichgrossen Kompoundmaschine.

Bei der Berechnung der Schwungräder für Dreifach-Expansionsmaschinen muss man die Reihenfolge der Kurbeln genau im Auge behalten, um nicht nach der graphischen Addition falsche Schlüsse zu ziehen. Man reduziert hier alle Kolbendrücke auf den grossen Cylinder und verfährt dann in gleicher Weise wie beim Kompoundsystem.

Der Ungleichförmigkeitsgrad d₀.

In den Lehrbüchern und der Praxis wird ö₀ ausgedrückt in Dezimalen, in Prozenten oder als echter Bruch z. B.:

Tabelle 105.

ä₀ = 0,005    0,007    0,01    0,012    0,015    0,02    0,025 0,03 0,035 0,04

* = 0,5    0,7    1    1.2    1,5    2    2,5    3    3,5    4 %

Die ersten 2 Reihen geben ein besseres Bild als der echte Bruch (8. Reihe) deshalb werden wir auch den Unempfindlichkeitsgrad e des Regulators so ausdrücken. In den Gewichtsformeln ist ö₀ in Dezimalen einzusetzen. Heisst es z. B. Ungleichförmigkeitsgrad = 2 °/₀, so wird eingesetzt d₀ = 0,02 oder y-§-0\ Im allgemeinen kann man d₀ nach Seite 251 wählen, nur bei besonderen Vorschriften ist Tab. 106 zu beachten.

Tourenschwankungen. ¹)

Wenn wir von Tourenschwankungen reden, müssen wir zweierlei ins Auge fassen :

1.    Die Tourenänderung innerhalb eines Hubintervalls bei gleichmässiger Kraftleistung der Maschine.

2.    Die Tourenschwankungen, welche eintreten, bis bei plötzlicher Leistungsänderung der Regulator die Steuerung eingestellt hat.

Betrachten wir Eincylindermaschinen mit gebräuchlichen Dampfdrücken von 5 bis 7 Atm., so muss das Schwungrad gross genug sein, um auch für die Maximalleistung einen günstigen Gleichförmigkeitsgrad zu erzielen.

Ungleichförmigkeitsgrad J₀ des Schwungrades (für alle Leistungen dasselbe Schwungradgewicht angenommen):

Kleine    Normal-    Maximal-

Leistung    leistung leistung

Verhältniszahl für J₀ = z. B.

Der Ungleichförmigkeitsgrad wird also desto grösser, je mehr die Maschine belastet ist.

Bei häufig vorkommenden Beiastungsänderungen sind schwere Schwungräder erforderlich, um zu grosse Tourenschwankungen zu vermeiden.

<¹ o =

0,8

1,3

0,1

0,13

0,16

In den meisten Betrieben kommt es vor, dass Arbeitsmaschinen schnell ausgerückt werden und sich der Kraftbedarf plötzlich ändert² Der Regulator soll die Steuerung auf die des geänderten Kraftbedarfs entsprechende Füllung einstellen. Dieses thut er aber nicht plötzlich, sondern er bedarf einiger Zeit. Je schwerer nun das Schwungrad ist, desto geringer ist die Tourenschwankung bis zu dem Zeitpunkt, in welchem der Regulator die richtige Füllung einstellt.

Auf meine Beobachtungen bei Indikatorversuchen stützen sich die Werte der Tab. 106. Den Unempfindlichkeitsgrad f des Regulators konnte ich nicht berücksichtigen; je mehr e sich dem Wert <J₀ nähert, desto bessere Resultate sind für die Tourenschwankung zu erwarten. Vergl. „Abschnitt Regulator“.

Mittelwerte für d₀ in °/₀ und Tourenschwankung r in °/₀.

Die Zeit, bis zu welcher der Regulator die Steueiung einstellt, ist in der Tourenschwankung (zweite Spalte) berücksichtigt.

Tabelle 106. (Eincylindermaschinen.)

Plötzliche B e 1 a s t u n g s än d e r un g

Zum Betriebe

normal

bis

normal

normal

normal

bis

bis

von :

⁹/₁₀ normal. 10%

% normal. 250/o

Va normal. 50%

bis

normal

Vi normal. 750/0

bis

Vs normal. 85o/o

i°lo

<b°/o

C/o

<Jo#/o ²°/o

I°/o

äo°lo

*°/o

Pumpen und Stampfwerken

Sagemühlen

3,5

2,5

2,2

1,5

1,3

10

Mech.

Werkstätten

(Handels

maschinen)

1.8

1,5

Mahlmühlen-

Cementfabrik.

Hobelwerke

1,3

Papier-,

Spinnerei-

Maschinen

1,6

0,7

3,5

Dynamo

maschinen

1,5

0,8

0,6

Eisen

walzwerke²)

0,3

15

Die Nachwirkung des Dampfes im Aufnehmer und im Nieder-druckcylinder kann berücksichtigt werden, indem man setzt:

Für Mehrfachexpansionsmaschinen d₀ das 0,8 fache .    . (224)

Die rechts von d₀ stehenden Werte geben die Tourenschwankung in Prozenten an.

Wenn nichts besonderes ausgemacht oder vorgeschrieben ist, nehme man die fettgedruckten Werte von d₀-

Elektrisches Licht verträgt eine Tourenschwankung von höchstens 4°/₀.

1.    Beispiel zu Tab. 106. Eine E i n c y 1 ind e r maschine zum Betriebe einer Sägemühle erhält einen Ungleichförmigkeitsgrad von 2%, also Öq = 0,02.

2.    Beispiel: Welchen Ungleichförmigkeitsgrad ()o erhält eine zum Dynamobetrieb dienende Kompoundmaschine (zweikurbelig), welche voraussichtlich eine Belastungsänderung von 50% bei 3% Tourenschwankung erwarten lässt?

Nach Tab. 106 und Gleich. 224 wähle man 0,8 • 0,6 ^ 0,5%, also do^OjOOS.

Berechnung des Schwungrades.*)

Es bezeichne:

d₀ den in Rechnung zu ziehenden Ungleichföimigkeitsgrad, dessen Grösse aber nur bei ganz gleichmässiger Kraftentnahme die Tourenschwankung angiebt, aber nicht bei Belastungsänderungen, n Tourenzahl pro Min ,

V Umfangsgeschwindigkeit des Rades in Mtr. pro Sek, nach Gleich. 219,

/ Koeffizient nach Tab. 107,

N Anzahl der zu übertragenden efiekt. Pferdestärken, G Kranzgewicht in kg,

£' = 1,35 G Gewicht inkl. Arme und Nabe .... (225a)

so ist das Kranzgewicht (unter Berücksichtigung des Einflusses der Arme an der Schwungwirkung) für alle Maschinengattungen :

•    • (225)

Vi n-G '

e=82/i^ö;    *

Der Koeffizient /, abhängig vom Füllungsgrad resp. der Gesamtexpansion und der Massenwurkung, kann für übliche Tourenzahlen aus folgender Tabelle entnommen werden. (Für gesteigerte Leistung kann man / 25% kleiner einsetzen.)

*) Betreffs der Schwungradberechnung für Mehrcylinder* maschinen sowie graphische Ermittelung des Gewichtes für alle Maschinengattungen (mit Berücksichtigung von plötzlichen Belastungsänderungen) beachte Seite 235 u. f.

Tabelle 109. Ueberschlagswerte für /.

Absol. Dampfdruck p =

4-5 6- 7 8- 9 10 -11 11-12 12-13

Eincylinder

Zwilling

(2 kurblig)

Tandem

(1 kurblig)

Kompound

(2 kurblig)

Dreifach-Expansion

2krbl. (Tandem)

Dreifach-Expansion

(3 kurblig)

Auspuff

Kondens.

Auspuff

Kondens.

Auspuff

Kondens.

Auspuff

Kondens.

Auspuff

Kondens.

Auspuff

Kondens.

80

100

55

65

80

II II I ! II I *4 I

SS SS M II M M

Beispiel zu Seite 248 u. 249.

Dreifaoh-Expansionsmaschine mit Kondens.

Dynamo für elektr. Licht mit der Maschine direkt gekuppelt. BeÄ lastungsschwankung 50%.

IV = 780 effekt. PS.; p — 11 Atm. Ueberdruck.

Ungleichförmigkeitsgrad (nach Tab. 106 und Gleich. 224) = 0,8 • 0,6    0,5%, also Öq — 0,005.

a) zweikurblig (Tandem, liegend.)

nach Gleich. 219:

Hub = 1200; n = 60; Schwungraddurchm. 5,6 Mtr.

F=

5,5 • Ti • 60

60

17 Mtr.; F2 = 290;

i = 40 (nach Tab. 107) ergiebt nach Gleich. 225:

G = 82 • 40 •

780

Gesamtgewicht nach Gleich. 225 a:

290 • 60 - 0,005

30800 kg.

& = 1,35 ■ 30 800    41 600 kg.

b) dreikurblig (stehend).

Hub = 700; «=100; Schwungraddurchm. 3,6 Mtr.

nach Gleich. 219:

60

3,5 • 7i • 100

V = —--- tV)

18 Mtr.; F* = 325,

* = 25 (nach Tab. 107) ergiebt nach Gleich. 225: G = 82 -25 -

780

Gesamtgewicht nach Gleich. 225 a:

325 -100 • 0,005

lOHOO kg

G • = 1,85 -10 300    14 300 kg.

Ein Vergleich von a) und b) zeigt, welch’ grossen Einfluss die Umdrehungszahl auf das Schwungradgewicht hat.

Die Tourenschwankung würde bei richtig gewähltem Regulator nach Tab. 106 etwa 3% betragen bei plötzlicher Belastungsänderung von 50%.

Bei Bestimmung des Schwungradgewichtes kommt es aber nicht nur auf die Belastungsänderung an, sondern auch der Verwendungszweck soll berücksichtigt werden, z. B. auch, ob und auf welche Weise ein Dynamo für Lichterzeugung angekuppelt werden soll.

Je weiter derselbe von der Dampfmaschine entfernt montiert ist und je mehr Biemenübertragungen zwischen beiden liegen desto leichter kann das Schwungrad sein. Mit Benutzung nachstehender Werte des Ungleichförmigkeitsgrades wird man gut zurecht kommen. Falls betreffs elektrischen Lichtes noch nicht, bestimmt ist, dürfte es gestattet sein, $₀ aus Spalte a zu wählen-

Es bedeutet :

a Dynamo von der Transmission aus angetrieben,

„ Maschinenachse m. Kiemen angetrieben „    „    direkt gekuppelt.

Tabelle 108.

mit elektr. Licht

Ungleichförmigkeitsgrad

zum Antrieb von

Pumpen, Stampfwerken ....

„    Stabeisen ....

„    Bleche......

1%'

0,8

i i i vi i i i i r i

Unter Umständen kann man aus Tab. 106 u. 108 geeignete Mittelwerte suchen.

*) Das Ein- und Ausrücken der Sägen und Gatter macht sich bei leichten Schwungrädern durch unregelmässiges elektrisches Licht bemerkbar.

**) Bandeisen wird bis 50 m lang gewalzt. Die letzten Meter des durchgehenden Stückes in der Fertigstrasse geben den grössten Widerstand. Beachte auch Seite 248 Fussnote.

Berechnung des Schwungrades auf Festigkeit.*)

a) Form und Grösse des Kranzquerschnittes.

Es bezeichne (s. auch Flg. 911) :

G das Kranzgewicht in kg, gerechnet nach Gl. 225,

R äusserster Radius des Rades (bei Seilscheibenrädern im Teilkreis) in Mtr.,

S Schwerpunkt des Kranzprofiles,

F Querschnitt des Kranzprofiles in qdcm, y spez. Gewicht 7,3 kg pro Liter (cbdcm) Gusseisen.

Die Hauptquerschnittsformen treten auf bei : Massenschwungrad, Riemenscheibenschwungrad und Seilscheibenschwungrad. r Schwerpunktradius des Kranzprofiles in Mtr.

Man kann vorläufig als Annäherungswert setzen;

für M a s s e n Schwungräder : r = 0,9 R ... • (226)

„ R iem s cheiben -    „

„ S eil scheib en -    „

; r = 0,97 /?.... (227) ; r = 0,95 R ...    . (228)

Das Kranzgewicht ist dann, wenn r in dem eingesetzt wird: G = 2 * r- n - F- y

Q = 7,3 • n • 2 r • F = 46 • r - F . (229)

woraus als vorläufiger Kranzquerschnitt

G in qdcm .    .

F~ 46- r

.    .    (230)

r nach Gleich. 226—228, da vorläufig nur R bekannt.

Bei Massenschwungrädern setzt man vorläufig Ringhöhe = 1,2 Ringbreite.

Ein dem Inhalt der Fläche F und den gegebenen Anforderungen entsprechendes Kranzprofil ist aufzuzeichnen und alsdann der genaue Schwerpunktradius r zu bestimmen, wobei die Fläche zu korrigieren ist, wenn der nachträglich errechnete Schwerpunktradius von der ersten Annahme abweicht.

Der Schwerpunktabstand x₀ von der Aussenkante ist :

2f x

.    (231)

xo =

2 bezeichnet Summa,

2f Summa aller Querschnittsflächen, also

2 f ■ x Summa der Produkte der einzelnen Querschnittsformen mal dem jeweiligen zugehörigen Schwerpunktabstand jr, also ;

fj X, + ft x₃ + fs ■ X, 4-    •

*) Um bei Berechnung der Kranzverbindungen die sonst üblichen zulässigen Beanspruchungen (s. Seite 54, Tab. 41) benutzen zu können und dabei doch den Ausführungen der Praxis Rechnung zu tragen, wählen einige Konstrukteure nicht die Normaltourenzahl, sondern legen etwas (z. B. 10 bis 15%) höhere Tourenzahl zu Grunde, das macht aber die Rechnung nur umständlicher. Ich habe alles auf die Normaltourenzahl u bezogen und die zulässige Beanspruchung einfach niedriger gesetzt als die in Tab. 41.

TI

*0

HP

U'

⁻TT

2f ■

Sl.j ,

_____Ï

?LJ

__L

Fig. 911.

b) Centrifugalkraft und Zugspannung im Radkranz.

Die Centrifugalkraft des Kranzes wird durch die Schwungwirkung der Radarme etwa 10 °/₀ vergrössert und setze man deshalb für die Festigkeitsberechnung als wirksame Schwungmasse 1,1 G ein.

Es bezeichne noch (s. auch Flg. 912) :

V Umfangsgeschw. im Schwerpunktskreis =

S‘ Schwerpunkt einer Rad h älfte ,

Umfangsgeschw. des Schwerpunktes S',

e Entfernung des Schwerpunktes S‘ von Mitte Rad, a die Zugbeanspruchung im Kranz in kg pro qem.

r • 7i • n

T fl

30    <²³²>

L U—r---*|C.

Fig. 912.

Die Centrifugalkraft will das Rad in zwei gegenüberliegenden Kranzquerschnitten zerreissen und zwar kommt das halbe

(l)

Kranzgewicht Centrifugalkraft einer Radhälfte :

in Betracht. Wir erhalten demnach als

ferner ist :

2- r e — —;

71 ⁷

und die Centrifugalkraft bezogen auf r und V

G 2 V²

C = 1,1 • ----= 0,036 ----

2g n r    r

n\

.    . (233)

Da zwei Radkranzquerschnitte (F) in Rechnung kommen, ergiebt sich :

2 F- a =

1,1 • — •

V²

g nr

G = 2 • r- n ■ F • y

ferner ist

und hieraus die Zugspannung im Radkranz bezogen auf Mtr. :

oder

y in

a = 1,1 ⁷— = 9

U-

7300 • V²

9,81

1,1 -740-V²

O = 0,082 • V² kg pro qcm ; V in Mtr.| .    .    (234)

Der Wert a = 0,082 F² enthält wohl den Einfluss der Armgewichte auf die Centrifugalkraft, aber nicht den Einfluss der Arme auf die Spannung im Radkranze.

Unter

Einwirkung der Arme entstehen im Kranze, der sonst wie ein Rohrstück mit innerem Ueberdruck zu berechnen wäre, Biegungsbeanspruchungen. Die Grösse dieser Spannung hängt ab von der Querschnittsform des Kranzes, der Stärke, Länge

und Anzahl der Radarme u. s. w.

--so -H

-r    Der Wert der Gleich. 234 er-

h höht sich deshalb auf die in Tab. 109 angegebenen Annäherungswerte.

Fig. 913.

Fig. 914.

Tab. 109. Annäherungswerte für die Spannung im Radkranz. ³)

Riemen

scheiben

Riemen- und Seilscheiben-Schwungräder Fig. 913

Massenschwungräder Fig. 914 direkt gekuppelt für Walzwerke,Dynamos etc.

65

50

40

30

20

15

10

0,2 V²

0,17 V²

0,15 V²

0,13 V²

0,12 V²

0,11 V²

0,10 V²

0,09 V²

0,082 V

Man würde also bei Berechnung einer, zwischen 2 Armen liegenden, Kranzverbindung zu setzen haben als Annäherungswert nach Tab. 109:

g = 0,09 V² . (235)

für Massenschwungräder .

„ Riemen-u. Seilscheibenschwungräder a = 0,12 V² . (236)

demnach erhalten wir nach Gleich. 235 u. 236:

Tab. 110. Werte von <y.

/= 10 20 30 40 50 60    80    100 Mtr.

Riemen-

Schwungrad a = 12    48 108 192 300 430 770 1200 kg pro qcm

Massen-

Schwungrad <x =    9    36 81    144 225 325 575    900

G ^ 200 kg pro qcm .    .

. .    (237)

Als zulässig hei dieser Rechnungsweise Gleich. 235 u. 236 mag gelten: für Gusseisen:

(Wir sehen aus Tab 110, dass bei 40 Mtr. Umfangsgeschwindigkeit hei Riemscheibenschwungrädern die zulässige Spannung erreicht wird, hei 80 Mtr. die Elasticitätsgrenze und hei 100 Mtr. die Bruchgrenze.)

In den Grenzen gebräuchlicher Geschwindigkeiten (F = 10 bis 40 Mtr ) bietet also der volle Kranzquerschnitt stets genügende Sicherheit.

Finden dagegen Unterbrechungen im Kranzquerschnitt statt (z. B. Flg. 933—936), so erhöht sich a im Verhältnis des Kranz-Querschnittes zum kleineren Querschnitt.

c) Die Kranzverbindung.

Die hauptsächlich vorkommenden Teilungsarten der Schwungräder sind in Flg. 916—918 gezeigt.

Bs

-i^

•a

Fig. 915. Ungeteilt. Fig. 916. Zwischen den Armen geteilt.

\\

ff

fl

-E

ff

ff

\\

ff

Fig. 917. In den Armen geteilt. Fig. 918. Mehrteilig, m. schmiedeeis.Arme.

Die vorteilhafteste Teilungsart ist diejenige in der Ebene der Arme (Fig. 917), hei dieser treten in der Kranzverbindung nur reine Zugbeanspruchungen auf, da die Biegungsspannungen von den Armen aufgefangen werdeii, mithin C nach Gleich 233 für die Festigkeitsrechnung massgebend.

Nach Ansicht mancher Konstrukteure können aber bei Ausführung des Rades nach Fig. 917 ungünstige Gussspannungen auf-treten, wenn die Radhälften einzeln gegossen werden.

Für die zur Zeit noch am häufigsten vorkommende Radteilung mit der Stossstelle zwischen 2 Armen wird man der hinzukommenden

Biegungsspannung für die Kranz verbin dun g genügend Rechnung tragen, wenn man die Werte a aus Tab. 110 einsetzt und erhält dann als in Rechnung zu ziehende Zugkraft einer Kranzverbindung :

(238)

P = G'F in kg .    .    .

F Querschnitt im vollen Radkranz in qcm.

Bezeichnet noch q die Summe der in Betracht kommenden Querschnitte von Schrauben, Schrumpfringen und Keilen, so wird:

. . (239)

h = — kg pro qcm .    .

Zur Kranzverbindung kommen hauptsächlich folgende Ver-bindungselemente in Betracht:

1. Schrauben. Für Riemscheibenschwungräder und Seilscheiben werden meistens Schrauben verwandt. (Bei gesprengten Rädern werden die Schraubenlöcher eingegossen.)

Für die Belastung der Schrauben nehme man folgende Werte:

Tab. 111. Zulässige Belastung der Schrauben.

Durchm. der Schraube

Vs 1    IV.    IV,    1»/.    IV.    1V.    !’/,    IV.    2"    engl.,

Belastung P =

850 1150 1500 2000 2500 3200 3800 4500 5300 6200 kg,

entsprechend k =

3,2 3,3    3,4    3,5    3,7    3,8    3,9    4    4,1    4,2    ,, pro qmm,

wenn feines Gewinde

12 10    10    10    8    8    8    8    7    7    Gänge,

wobei der zusätzlichen Beanspruchung durch das Yerwürgen beim scharfen Anziehen Rechnung getragen ist. Vorteilhaft ist hier feines Gewinde zu nehmen.

2.    Keilbolzen, rund, besser rechteckig, weil bequemes Ausarbeiten des Keilloches.

**

Fig. 919—921.

Fig. 922-923.

3.    Keilplatten für Massenschwungräder (s. auch S. 286, Fig. 1005), bequem bei der Montage, werden von der Innenseite eingeschoben. Nicht immer zu empfehlen, 1. weil teuer, 2. wegen Auftrieb des Kernes beim Giessen (Fortschwimmen).

Der runde Keilbolzen ist trotz seines häufigen Vorkommens nicht so praktisch als der rechteckige, weil das Einschlagen des Keilloches in den Bolzen beim Schmieden denselben leicht unrund macht. Andererseits ist ein eventuelles Ausbohren bei verschobenem (rundem) Kern mittelst Bohroder Fräsmaschine wiederum leicht ermöglicht. Besser ist,* wie gesagt, der rechteckige Querschnitt, weil sich die Keillöcher im Bolzen besser bearbeiten lassen.

Um den Kranz in seiner Lage genau fixieren zu können, werden Prisonsstifte oder dergl. angewandt, man kann auch den Keilbolzen an der Stossstelle in den beiden Schwungrad-

ca.3omai

Fig., 924—926.

17

hälften je 10—30 mm ringsum anliegen lassen (Fig. 924 bis 926), im übrigen aber ca. 8—10 mm allseitig Luft zu geben (durch passende Gestaltung des eingelegten Kernes). Die Passstelle, die ohne Zugabe für Bearbeitung gegossen wird, ist mit Meissei und Feile leicht etwas nachzuarbeiten, und es kann das Bolzenloch nach dem Hobeln der Stossstellen bequem und genau angerissen werden. Schwere Räder mit Spreng-fläche zu giessen empfiehlt sich nebenbei gesagt nicht bell a e^d er, Dampfmaschinen.

sonders, weil die Bruchflächen gar zu leicht beim Transport oder bei der Montage beschädigt werden, Hobeln ist da immer vorzuziehen. Dem Keil selber ist an den seitlichen Flächen je 2 — 3 mm Luft zu lassen, um unnötige Passarbeit zu vermeiden.

77/7777/.

Fig. 927.

4. Schrumpfklammern sind auch sehr beliebt, weil das genaue An. liegen der Schrumpfringe viel Passarbeit macht. Gute Hohlkehle im Ansatz nicht vergessen ! Die aufliegenden Flächen sind hier leicht nachzuarbeiten (müssen beim Einpassen gerade Schnäbeln). Zur vorläufigen Verbindung beim Drehen, Abfallstreifen aus Kesselblech verwenden, das beim Lösen der Verbindung durch Hämmern gestreckt wird.

Vor der schwalben schwanzförmigen Verbindung Fig. 928 sei ausdrücklich gewarnt, da sie das Bestreben hat, sich leicht

herauszuziehen und infolge der

____|    —--keilartigen Wirkung die Lai-

—------ bungsflächen nach innen zu weg

Fig. 928.

drückt. (Vergl. Z. d. V. d. Ing. 1898, Seite 357.)

5. Schrumpfringe mit dazu gehörigem hornartigen Ansatz am Rade sind nur zuverlässig, wenn sie zu beiden Seiten des

Fig. 929-930.

Kranzes im Schwerpunktskreis des Pro-_ _ flies angebracht werden, oder auf der Innenseite und auf der Aus-senseite des Kranzes also nicht nur auf der

Innenseite. Das Wegfliegen auf der Aussenseite, durch irgend welches Recken entstanden, kann verhütet werden durch

I*---l+5-8TUm--*1

Fig. 931.

trapezartigen Querschnitt. Die Oeffnung für das Einbringen nicht viel grösser als der grösste Umfang

(Fig. 931). Nach Er-und

kalten werden die Fugen mit Weissmetall ausgegossen verstemmt und der Ring ausserdem durch ein paar Schrauben verbohrt.

Das Horn für die Sohrumpfringe wird auf Abscheren beansprucht.

Man kann die in Fig. 932 schraffierte Fläche 4 mal Schrumpfringquerschnitt nehmen. Dann ist bei quadratischem Querschnitt :

a-a + ~ a² = 4-2-s²A

il,4 a².= 8 V

I

y,,",},/,,,

f- {iCl- -»»- - i,iCl - ►

Fig. 932. Horn

a=\!h's^

(240)

Gebräuchliche Kranzverbindungen.

Die Verbindung des Kranzes geschieht meistens durch Schrauben und Keile oder nur durch Schrauben. Bei hoher Um-fangsgesch windigkeit giebt man Schrumpfringen den Vorzug. Gebräuchliche Ausführungsform für Schrauben und Keile siehe Fig. 937—938, für Schrauben und Schrumpfringe s. Flg. 933—936.

§r

Fig. 933-934.

--*1 I r----

;—3-

Fig. 935-936.

Andere Ausführungen s. Seite 285 n.f. Bei hohem Kranzprofil und grosser Umfangsgeschwindigkeit ist Flg. 933 ungeeignet, da die Schrauben und Schrumpfringe zu weit vom Schwerpunktkreis des Kranzes entfernt liegen.

17*

Berechnung*) der Kranzverbindung mit Schrauben und Keilbolzen.

Normalien hierzu Seite 284.

Bezeichnet (s. auch Fig. 937—938):

P die Belastung der Verbindung nach Gleich. 238 in kg, Kerndurchmesser der Verbindungsschrauben in cm,

„ Keiles

a X b Querschnitt des Keilbolzens in qcm, h X e

Fig. 937—938. Verbindung mit Schrauben und Keilbolzen.

dann ist:

Querschnitt der Schrauben f‘ = 2* -j- s²

„ Keilplatte fu = (b-e)-a

demnach Zugbeanspruchung :

kz

■ • (241)

f + f"    * ‘

zulässig für Schmiedeeisen k = 200 — 300 — 400 kg .    .    . (242)

Die Keilverbindung ist dann zu berechnen mit:

/>' =

-f"

f + f“

Keile werden auf Biegung berechnet, also: Biegungsmoment (nach Bach):

(243)

*-ï-(î+î)

(244)

e-h²

Widerstandsmoment IW = ——

.    . (245)

(246)

demnach hb =

zulässig, bester weicher Stahl kb — 600 — 800 kg .    .    . (247)

Flächendruck des Keiles auf die Gusseisenfläche des Bades:

¹

Für Tourenschwankungen bei Maschinen, welche zeitweise eine grössere Kraft abzugeben haben, als den Cylinderabmessungen entspricht, kommt die Schwungradenergie (Seite 280) in Betracht.

²

Schwungräder für Maschinen, welche vorübergehend grössere Leistung (als den Cylinderabmessungen entsprechend) zu entwickeln haben, wie z. B. zum Antrieb von Walzwerken, Stanzen, Kreissägen u. dergl., sollten nicht nur nach J , sondern nach q S. 280, Gleich. 280 b berechnet werden.

³

Genau lassen sich diese Werte ermitteln nach dem Goebel’schen Aufsatz Z. d. V. d. Ing., 1898, Seite 351. Die in Tab. 109 angegebenen Werte gelten nur für gleichmässige Drehung. Kommen hierzu Verzögerungen durch plötzliche Vergrösserung der Kraftentnahme [also schnelles Heruntergehen des Regulators], so treten Stosswirkungen aut. Die Grösse der Verzögerung lässt sich aber vorher kaum bestimmen. Ist die Kranzverbindung [Laschen, Schrumpfringe, Schrauben u. s. w.] verhältnismässig weit von dem Schwerpunktkreis des Kranzes entfernt, so erzeugen die erwähnten Stösse unter Umständen bedeutende Biegungsspannungen, welche man nach dem oben bezeichneten Goebel’schen Aufsatz bestimmen muss

P‘

.    . (248)

.    . (249)

= 2-z-e .    .

zulässig k = 400 — 600 kg .    .

*) s. auch Seite 252, Fussnote.

Ausscheren des Keilbolzens an seinen Enden, (2 Flächen):

f = 2-a-m

demnach ks =

à.!-

(250a)

; zulässig k 250 — 300 kg . . (250)

d) Arme.

Der Querschnitt der Arme ist in den meisten Fällen oval massiv (Fig. 942) oder ringförmig hohl (Fig. 943), häufig auch h Form (Fig.940).

Bei sehnelllaufenden Rädern macht man den Querschnitt auch oval spitz (Fig. 939), um den Luftwirbel zu verringern. Ganz grosse Schwungräder z. B. für Walzenzugmaschinen erhalten schmiedeeiserne Arme von rechteckigem Querschnitt, vergl. Fig. 974 bis 977 Seite 271.

Fig. 939.

Fig. 940.

1. Beanspruchung auf Zug am Kranz.

Die Centrifugalkraft eines Ringsegmentes rechnet sich zu:

c = — 1 4,2

Fig. 942.

PH

■    . (251)

vV-

;tr

worin bedeutet:

z Anzahl der Arme, r-ji-n

—    Umfangsgeschwindigkeit

oU

im Schwerpunktradius r in Mtr.

(Schwerpunktradius des Ringsegmentes annähernd gleich dem Schwerpunktradius des Kranzprofiles angenommen.)

Im ungünstigsten Falle, wenn der Arm in seiner untersten Lage steht, kommt zu C‘ noch die Hälfte des Kranzgewichtes,

__ i

[ćv|

Fig. 943.

Fig. 941.

also :

(252)

wobei die Festigkeit des Kranzes ausser acht gelassen ist.

Querschnitt des Armes am Kranz: für massive ovale Arme (Fig. 942) f =

„ hohle ringförmige „ (Fig. 943) f — mithin Beanspruchung (Zug):

. . (2531 (</²-c²).    .    . (254)

k - Pf- P

kz “T’ f~T

zulässig (Zug) kz = 120 —150 kg .... (256)

(255)

2. Beanspruchung auf Zug und Biegung an der Nabe.

Es bezeichne :

N effektive Leistung der Maschine in Pferdestärken, R Eadius des Badumfanges in Mtr., ?

P die Umfangskraft bei normaler Leistung, n Tourenzahl pro Min., so ist bekanntlich:

p 716,2 */y R-n

Beim Berechnen des vom Schwungrad zu übertragenden Maximalmomentes setze man für P das Doppelte des aus Gleich. 257 ermittelten Wertes ein, also:

. (257)

Biegungsmoment für einen Arm an der Nabe:

2-P

(258)

worin :

z Anzahl der Arme,

l die Entfernung vom Umfang des Eades bis zur Eadnabe ist, (s. Fig. 941) in cm ;

Widerstandsmoment :

für massive ovale Arme (Fig. 942) IV =0,1 a 6².    .    .    . (259)

d* — cA

„ hohle ringförmige „ (Fig. 943) W= 0,1 —- — demnach Beanspruchung auf Biegung:

* _ M

k»-w......

Hierzu kommt noch Beanspruchung auf Zug:

. . (260)

(261)

(262)

C‘ nach Gleich. 251, f' Armquerschnitt an der Nabe in qcm, folglich ergiebt sich eine Gesamtbeanspruchung von

k-M +

k-\v⁺......

zulässig für Gusseisen    k = 125 — 130 kg \

„    „ Schmiedeeisen Ar =250— 400 „ /

kz =

(263)

• (264)

e) tVerbindung an der Nabe.

Zur Verbindung der Schwungradnabe verwendet man ebenfalls Schrauben und Schrumpfringe. Beim Konstruieren der Nabe achte man auf gute Materialverteilung. Fig. 944—950 zeigen die am häufigsten vorkommenden Nabenverbindungen.

"3>fe

t"

Fig. 944—948. Schwungradnaben.

Zur Vermeidung von zu grossen Materialansammlungen ist bei Kadern von 3,5 Mtr. Durchm. und darüber die Nabe Fig. 950 zu empfehlen.

Andere Ausführungen von Kadnaben zeigen Fig. /O07 bis 1009, Seite 286 bis 287.

Nach Gleich. 233, Seite 253, ist die Centrifugalkraft einer Kadhälfte:

Gl/²

C = 0,036--.

Gesamtquerschnitt der Schrauben und Schrumpfringe:

f = 4*-^s²-f-4*a-6 • (266) worin s Kerndurchmesser der Schrauben.

Für die Zugspannung ergiebt sich:

zulässig für Schmiedeeisen kz = 200 — 350 kg

. . (267)

Fig. 950.

(268)

Schwungrad-Explosionen.

Bei den üblichen Umfangsgeschwindigkeiten von V — 15 bis höchstens 40 Mtr. ist in mangelhafter absoluter Kranzfestigkeit nicht die Ursache für die immer wieder vorkommenden Unfälle zu suchen. Der Grund hierfür liegt fast immer in der

f) Fliehkraft der Stossverbindung.

Während bei Massenschwungrädern mit Keilbolzen, Schrumpfringen oder klammerartigen Verbindungsstücken, solche wenig oder gar nicht in Frage kommt bezw. ein Durchbiegen des Kranzes, der starken Querschnitte wegen nicht zu befürchten ist, so sind andererseits Eiemscheibenschwungräder und Seilscheibenräder mit schwachem Kranzprofil durch die Fliehkraft der Stossverbindung und des Kranzstückes an den Teilstellen ganz ungemein gefährdet, und sind diese Räder bei grossen Umfangsgeschwindigkeiten unbedingt in den Armen zu teilen.

Es sei:

G‘ Gewicht des Kranzstückes von der Länge a der Querrippe nebst Schrauben.

Die Centrifugalkräfte :

G " V²

.    . (269)

erzeugen Biegungsspannungen im Querschnitt c c. Hierzu kommt das biegende Moment P-x durch die Schrauben etc. Die Kraft P

\\

Cu

c'

lf »

ir

O-—

»!

-JL

ii

Fig. 951-953.

ist gleich der halben Centrifugalkraft einer Radhälfte, also nach Tabelle 109 und Gleich* 238 einzusetzen, da auf die Nabenverbindung hierbei kaum gerechnet werden kann. Als Gesamtmoment ergiebt sich dann:

.    • (270)

M = C'-V + C“-l" -f P x . .

Weiter entfällt für den Querschnitt c c noch die Beanspruchung des Querschnittes f—b-h auf Zug nach Gleich. 234.

Als Beispiel möge hier das explodierte Riemscheibenschwungrad einer Kraftcentrale dienen, s. Z. d. V. d. Ing. 1900 Seite 605.

Beispiel: Hier ist:

84 „

Gewicht des 1 Mtr. langen Teiles des Schwungradkranzes .... 282 kg „ der Verbindung nebst Schrauben

zusammen 366 kg

Für einen mittleren Schwerpunktradius von 1,5 Mtr. und 150 Min. Umdrehungen wird nach Gleich. 232, Seite 253:

= 23,5 Mtr. pro Sek.

1,5 • n. 150

30

c'S—

\v

Fig. 954—955, explodiertes Schwungrad.

•: . L nach Gleich. 269:

-SMS-»*

= 1550 kg.

42    28,52

~9,8i* 1,5

Nach Gleich. 238 erhalten wir, wenn wir für <X den Wert aus Tab. 109

Seite 254, für

= 30 und F = 367 qcm einsetzen :

P = 0,13 • 23,53.367 <-o 26500 kg.

Als Gesamtmoment ergiebt sich nach Gleich. 270, Seite 264:

M = 5200.25 + 1550.45 + 26 500 . 2,5 = 266000 kgcm.

Die Beanspruchung am Arm wird dann:

35» =8,0 kg-

M 266 000

65

hierzu noch die theoretische Zugspannung nach Gleich. 234;

Jcz = 0,082.23,53 = 46 kg

demnach Gesamtbeanspruohung:

k = 810 + 46 = 856 kg.

Nehmen wir an, dass Gusseisen bei 1200 kg Beanspruchung zerreisst, so bedurfte es nur einer Tourenzahlsteigerung von 150 auf 175, um einen Bruch des Kranzes herbeizuführen (weil die Beanspruchung mit dem Quadrat der Tourenzahl wächst).

Die Ursache der Explosion ist daher nur in der fehlerhaften und doch häufig ausgeführten Kranzverbindung zu suchen.

Fig. 956.

Ein zweites gleich konstruiertes Rad wurde nachträglich durch Zugstango, die in der Mitte durch Mutter mit Rech - und Linksgewinde stramm angezogen werden konnte, in der Weise gesichert, dass die S'tossverbindung am Kranz stramm mit der Nabe verspannt wurde. Hiermit kann bei Botriebszustand der Fliehkraft wirksam begegnet werden, ndessen ist im Ruhezustände eine geiähr-liche Biegungsspannung nach innen zu vorhanden, deren Grössenbestimmung höchst unsicher ist. Man vermeide also besser derartige Konstruktionen, wo

man dem Zufall und der Geschicklichkeit des Monteurs völlig preisgegeben ist.

Das zerrissene Rad zeigte weiter eine fehlerhafte Ausführung der Stossfläche, wo nur eine 17 mm breite Sprengfläche am Aussenumfang vorhanden war, und bei a Fig. 957 eine 5 mm breite Fuge. Besser ist jedenfalls zwei Sprengflächen, aussen und innen (Fig. 958) oder geteilt giessen und vor dem Drehen hobeln. Sprengflächen werden namentlich bei schweren Rädern gar zu leicht beim Transport oder Montage beschädigt. Schrauben und Schrumpfringe müssen unter allen Um ständen so knapp wie irgend ausführbar dem Schwerpunkt nahe gebracht werden, um jeden mm Hebelarm für das biegende Moment durch die Kniehebel Wirkung zu sparen. Muttern in der Schlüsselweite besonders

Fig. 957, (falsch).

Fig. 958.

=£=

Na

Fig. 959, (falsch).

r--P-

i-C

Fig. 960, (besser).

4r—A-

4*-

Fig 961.

l-

knapp und feines Gewinde.

Bessere Konstruktion zeigt Fig. 960: Hippe hoch um den Hebelaim der Schraube günstig zu bekommén. Einziehen des Querschnittes kann ohne Bedenken erfolgen, weil die Kranzfestigkeit an sich immer noch in zulässigen Grenzen bleibt. Gute Querschnittsverteilung an streben kräftig um das Widerstandsmoment thunlichst gross zu bekommen. Beste Ausführung bei grosser Umfangsgeschwindigkeit bleibt aber immer Verlegung der Stosstelle nach den Armen.

Wulst

Beispiel zu Seite 252 und 260.

Beispiel: Die Eincylindermaschine (zum Betrieb eines Dynamos von n = 75 Umdrehungen pro Min., Dampfdruck 8 Atm., Normalleistung 160 effekt. PS., soll ein Riemenscheiben-Schwungrad von 4900 mm Durchm., 550 mm Breite und 8750 kg#) Gesamtgewicht erhalten.

Wir bestimmen zuerst nach Gleich. 225a Kranzgewicht 8750 1,35

6500 kg.

*) Besteller von Maschinen schreiben häufig extra schwere Schwungräder vor, um auch später, wenn durch Vergrösserung des Betriebes eine Ueberlastung der Maschine stattfindet, noch geringe Tourenschwankung zu haben.

Zur vorläufigen Ermittlung von Querschnitt F setzen wir nach Gleich. 227, Seite 252 :

r = 0,97 • 2,45 ^ 2,38 Mtr.

und erhalten nach Gleich. 230:

6500

595

46.23,8

5,95 qdcm = 595 qcm, Kranzhöhe = -gg- 10,5 cm.

Ein diesem Kranzquerschnitt entspr. Kranzprofil (s. auch Seite 252) wird aufgezeichnet (Fig.[962) und dann die Schwerpunktlagen der einzelnen Flächen ermittelt zur Bestimmung von x₀ nach Gleich. 231, Seite 252.

/i = 55.2,5 = 138 qcm U = 47 • 8    =376    *

/a = 65.12,5= 81    „

F = 2 f = 595 qcm

“r_i,

tSSÉÉSlTf

f,

H sT S?

138 • 1,25 = 172 cm» 376 . 6,5 = 2440 „ 81 • 16,75 = 1360 „

ce = 3972 cm»

H» —

----j| 125

=-476.

"65¹* Fig. 962.

hieraus ergiebt sich nach Gleich. 231 :

a. _ ^ ^ ₆₎7 cm; r = 2450 - 67 = 2383 mm, 595

erner nach Gleich. 229:

G = 47,66 • 3,14.5,95 • 7,3 = 6500 kg.

Die Schwerpunktsgeschwindigkeit ergiebt sich nach Gleich. 2P2:

__    2,383.7t *75    i00-,

V = —-g--°° 18,9 Mtr.

dO

Das ergiebt nach Gleich. 236 u. 238 pro Verbindung:

P = 0,12,18,9* • 595 = 25 500 kg.

a) Kranzverbindung.

Betr. Wahl einer geeigneten Kranzverbindung ermittelt man:

0,12 V* • F — 0,12 • 18,9* • 695 ~ 25 500,

und wählen nach Tab. 116, Seite 284, die Kranzverbindung No. 6, dio entspr. Maasse sind in Fig. 963—964 eingetragen.

Wir erhalten nach Fig. 963—964 :

Schraubenquerschnitt f'— 2 . ^4,9* = B7,4 qcm. Keilbolzenquerschnitt f“ = (12,5 — 3,5). 5 = 45,0    „

f‘ + f"=82,4 qcm

Es ergiebt sich demnach nach Gleich. 241, Seite 260:

25 500

kz=

r +r

82,4

= 310 kg

4900

U 160 -h 58

big. 963- 934.

Die Keilverbindung ist dann zu berechnen nach Gleich. 243 . 45 —14000 kg.

mit P‘ =

25 500

82,4

. 4 — 28 000 kgcm.

Biegungsmomert des Keiles nach Gleich. 244: 14 000

Widerstandsmoment nach Gleich. 245:

= 52,5.

3,5.9,&a

demnach (Biegung) nach Gleich. 246:

==535 kg pro qcm.

28 0C0

52,5

G usseisenfläche rach Gleich. 248:

f= (16—5) • 3,5 — 38,5 qcm, demnach Flächendruck nach Gleich. 248:

.    14 000    .

k = ——— =365 kg pro qcm. 08,0

Keilplatte:

Auf Ausscheren beanspruchte Endfläche nach Gleich, 250a:

f— 2 • 7,5 • 5 =75 qcm. Scherbeanspruchung nach Gleich. 250:

,    14000

kg = —^    = 187kg pro qcm.

b) Arme.

1. Zug am Kranz.

Die Centrifugalkraft eines Rings segmentes wird nach Gleich. 251 Seite 261.

^160-

C‘ =

6500

?450n

Beanspruchung nach Gleich. 252:

P = 12 50Q -f 3250 = 15 750 kg.    \

Querschnitt des Armes am Kranz nach 1 Gleich. 254:

- • 2030 y

M«JH

Fig. 965-967.

f • (162-102) = 122 qcm mithin Zugbeanspruchung nachGlch.s55:

2. Zug und Biegung an der Nabe. Umfangskraft nach Gleich. 257 :

= 625 kg.

P=

716,2 • 160 2,45 ^75

Biegungsmoment nach Gleich. 258;

M=

2 • 625

• 203— 31600 kgcm.

Widerstandsmoment nach Gleich. 260:

W= 0,1 •

20 *—144

Iö”~= 608’

folglich Biegungsbeanspruchung nach Gleich 261 i

Hierzu kommt noch die Zugspannung: Querschnitt des Armes an der Nabe ;

i‘=    . (203—143) = 180 qcm,

folglich nach Gleich. 262 Zugbeanspruchung :

kz =

12 500

160

~ 78 kg.

ergiebt eine Gesamtbeanspruchung nach Gleich. 263:

— 52 + 78 = 130 kg.

c) Nabe.    ^

Centrifugalkraft einer ganzen Rad- 40 hälfte nach Gleich. 265 :

(7=0,086 .

Querschnitt der Schrauben und Schrumpfringe nach Gleich. 266:

f= 4-^- 4« + 4.4*= 50 + 64 = 114 qcm.'

demnach Zugbeanspruchung nach Gleich. 267:

!/

:\i

40

6500 • 18,9a

2,883

= 35 200 kg.

4-

-, 350 -

t- -

Z?M

*40

85200

TïïT “ ³¹⁰ **

40

Fig. 938.

Manche Konstrukteure berechnen die Keile und Schrauben der Kranzverbindung einzeln mit der ganzen Zugkraft P, erhalten dann aber dementsprechend höhere Beanspruchungen.

Es ist zu empfehlen, bei Gelegenheiten die Kranzverbindung ausgeführter Schwungräder auszumessen, damit man die Rechnungsergebnisse mit den praktischen Ausführungen vergleichen kann. Fig. 970—973 zeigt z. B. die Aufnahme eines Rades für eine Kompoundmaschine zum Antrieb zweier Dynamos.

:\â*

Igp

RS

jp

- ii0 - - a

LOht"

. - j/û- _

D.wm

hW'C

I |r-TSi»J -

rr~M

4 «,-L

jT

4-.

-S

fi/i^

Fig. 970—973.

Schwungrad, 4500 mm Durohm. für 2 Riemen, gehörend zu einer Kom poundmaschine d = 350, D — 525, H= 700, n= 90, zum Antrieb zweier

Dynamos.

Es ergiebt sich :

Kranzquerschnitt F^^QO • 5= 300 qcm, Schwerpunktradius r 2,225 Mtr., demnach nach Gleich. 232, Seite 253:

Umfangsgeschwindigkeit V—

2,225 -71-90

30

= 21 Mtr.,

nach Gleich. 238 erhalten wir (wenn wir für c den Wert aus Tab. 109 R

für —- =45 und F = 300 qcm eiusetzen) :

P=0,16 • 2D . 300 = 21200 kg.

Kernquerschnitt der Schrauben und Schrumpfringe:

2 • -^-2,952+4 - (3,5 - 4,5)=-13,5 + 63= 76,5 qcm

demnach Beanspruchung auf Zug nach Gleich. 239 :

275 kg pro qcm.

21200

Diese Beanspruchung würde sich also mit unseren Werten decken.

Grosse schwere Schwungräder.

Bei grossen Schwungrädern wird der Kranz aus mehreren, z. B. 4 Teilen, zusammengesetzt. Die Arme werden einzeln angefertigt und dann mit der Rosette und den Kreuzsegmenten verbunden. Arme aus Gusseisen, häufiger aus Schmiedeeisen.

Flg. 974—977 zeigt ein ausgeführtes Schwungrad für eine Walzenzugmaschine :

Cyl.-Darehm. 700, mm Hub 1100 mm, n= 80 Touren, Dampfdruck p = 5,5 Atm. Ueberdr. Schwungraddurchmesser = 6800 mm, effektive Leistung ^ 400 PS., d₀~0,46°/o; nach Gleich. 2S0a Schwungradenergie pro Pf erde -kraft q — 1400,

JJ#--*

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- 330-----J

■*r

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ii

“Iflf

21'

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îT«* .Ijfh

MS

Fig. 977. Nabe.

Fig. 974-976,

Ausgeführtes Schwungrad. Duisb. Masch.-A.-G

I. Berechnung der schmiedeeisernen Arme:

Kranzquerschnitt F= 86,5 * 33 = 1200 qcm, Schwerpunktradius r = 2,968 Mtr., demnach nach Gleich. 229, Seite 252:

G =46 • 29,68 • 12 = 16 400 kg,

erner nach Gleich. 232:

V=

2,968 • 7t • 80

30

= 24,8 Mtr. pro Sek.

Centrifugalkraft eines Kranzsogmentes nach Gleich. 251 :

16 400    24,8» JO_,

8 - 9,81 * 2,968 ^ ⁴³ °°° kg' Querschnitt der Arme an der Nabe:

C‘

f= 22 • 4,5 - 2 = 198 qcm,

emnach : Zugbeanspruchung nach Gleich. 262, Seite 262:

43 000

kz

198

217 kg.

Hierzu Biegungsbeanspruchung, nach Gleich. 257 wird :

716,2 - 500

3,150 - 80

Biegungsmoment nach Gleich. 258:

1420 kg.

2 - 1420

. 210 = 74 500 kg pro qcm.

Widerstandsmoment :

=720,

4,5 - 22 »

6“

demnach Beanspruchung auf Biegung nach Gleich. 261 :

Als Gesamtbeanspruchung ergiebt sich :

. ra)

k== 217 +100= 317 kg Das wäre nach Gleich. 264 zulässig.

2. Schrauben zur Verbindung der Arme am Kranz. Zugkraft eines Ringsegmentes oben ermittelt zu :

P = 43 000 kg.

Auf Abscheren beanspruchte Querschnitte der Schrauben : /*=:10 • ~ - 3,9 » = 120 qcm,

demnach Scherbeanspruchung:

43000

120

350 kg

(b)

für Schmiedeeisen zulässig bis 450 kg.

Bemerkung zu Fig. 974—977, Seite 271.

Die schmiedeeisernen Speichen sollen am Kranz und an der Nahe schliessend eingepasst werden. Die Arme müssen seitlich und an den Kopfenden ml m? genau anliegen. Die Speichen erhalten eine Versteifungshülse R (bei Raddurchmessern über 7 Mtr. zwei Stück). Von den Befestigungsschrauben am Kranz und an der Rosette werden zwei Stück mit den genau einzupassenden Büchsen c c versehen, welche die Schrauben entlasten und deren Scherbeanspruchung vermindern sollen.

Um nun bei Rädern einem Schlagen bezw. Taumeln vorzubeugen, sowie dem Monteur die Montage zu erleichtern, wähle man folgende Bearbeitung und Befestigung. (Vorausgeschickt sei dabei, dass Seilscheiben von grossem Durchmesser und hoher Tourenzahl eine sorgfältige Montage bedingen, damit die Seile nicht zu schnell verschleissen.) Kranz und Nabe werden geteilt angefertigt und durch schmiedeeiserne Arme verbunden, was besonders für Walzenzugmaschinen empfehlenswert ist. Wie dies geschieht und wie das Ausrichten vor sich geht, soll durch ein Beispiel mit Figur erläutert werden.

Es handelt sich um eine Seilscheibe von 6 Mtr. Durchmesser und 10 Seilrillen. Dieselbe ist auf vierkantiger Achse aufzukeilen und besteht sausjzwei Teilen

fd

Fr

j,

I

■H

///

Ulfe

----------

-------VölW

k/t

là

Fig. 978—980. Ausrichten von grossen Seilscheiben.

18

Haeder, Dampfmaschinen.

Der b e a r b e i t e t e Kranz sowie die Nabe werden auf der Richtplatte, wie Fig. 978 —980 zeigt, mittelst Latte genau centriert, und die schmiedeeisernen, gebohrten und bestossenen Arme in die fertigen sogenannten Taschen der Nabe und des Kranzes eingepasst. Sodann sind die Löcher auf beiden Seiten anzureissen, zu bohren und mit den Armen zusammen aufzureiben. Bei der Montage werden nach Aufbringen der Nabe zunächst 4 Arme zum Halten des Kranzes aufgeschraubt, hernach die übrigen. Zum Schluss sind die Keile von beiden Seiten zugleich einzutreiben und man kann mit Sicherheit annehmen, dass die so behandelten Schwungräder nicht schlagen. Wird der Kranz vorher nicht bearbeitet, so lässt sich durch ein Strecken der Arme ein genaues Rundlaufen leicht erreichen.

Das Ausbohren der Nabe des Schwungrades

hat vorsichtig zu geschehen. Die geringste Ungenauigkeit hat ein Taumeln*) zur Folge.

In Amerika ist folgende Bearbeitung des Schwungrades gebräuchlich.

Die Nahe wird centrisch zum ... Radkranz anf den knappen Wel-V lendurchmesser gebohrt, dann ist das Schwungrad auf der Planscheibe zu verschieben, um eine grössere zum Einbringen der Achse nötige Bohrung zu vollführen, welche mit der ersten Bohrung bei a (Fig, 981), also gegenüber der anzubringenden, tangiert.

TTT

's

;/!

ii

Fig. 981. Nabe ausbohren.

Die Befestigung des Rades auf der Achse.

Bei kleinen Bädern bis etwa 3 Mtr. Durchmesser findet man meistens einen Keil angewendet, bei grösseren Bädern deren zwei, sog. Tangentialkeile. Bei letzteren erhält das Bad zwei Nuten mit je zwei Keilen (Fig. 983).

Nach Bach kann man setzen, wenn d in cm für den

(Z.

/S

*]>

Flachkeil I b — 0,9 y/ d.    .    (272)

Fig. 982 j h = 0,5 \/ d . . (273)

Tangentialkeil | 6 = 0,25 d . (274) Fig. 983 I h = 0,06 d . (275)

Winkel a meist J55SP.tł6■*

Fig. 982. Nutenkeil.

Fig. 983. Tangentialkeil.

*) Wie man Taumeln der Räder beseitigt, s. Haeder „Der Maschinen-

mei'ter“.

Die Teilstelle der Nabe liegt beim Flachkeil in der Keilmitte, bei den Tangentialkeilen zwischen diesen.

Die Achse wird im allgemeinen rund, nur bei grossen Schwungrädern, wie z. B. für Walzenzugmaschinen, vierkantig ausgeführt.

Die Achse und die Rosette werden auf den Durchmesser w gedreht bezw. gebohrt (Fig. 977), der Vierkant der Achse gehobelt, die Nuten für die Keile k eingearbeitet. Man wendet je zwei übereinanderliegende Keile k an und schlägt den Zwischenraum h mit Holzkeilen aus, welche man noch durch Eintreiben von scharfen Stahlkeilen gegen Lockerwerden sichert.

Das Sprengen der Nabe.

Lr

TJ

Schwungräder bis etwa 3 Mtr. Durchm. werden meist in einem Stück {Fig. 915, Seite 255) ausgeführt. Bei schlechter Materialverteilung, z. B. schwerem Radkranz oder schwerer Nabe, können unterümständen beträchtliche Gussspannungen sich einstellen.

Fig. 984.

Die können zum Teil aufgehoben werden durch Sprengen der Nabe (Fig. 984), indem man mit Graphit bestrichene schmiedeeiserne Platten in die Form einlegt. Später giesst man die so entstandenen Fugen mit Zink oder dergl. aus und zieht auf jeder Seite einen Schrumpfring R auf die Nabe.

Die Form des Kranzes

für Riemen- und Seilscheibenschwungräder.

a) Eiemensoheibenschwungrad.

Die Breite des Riemens wird nach den zu übertragenden

Pferdestärken bestimmt (s. Seite 276).    -------

rw

ł'ł

Als Breite der Scheiben kann man i 'r____^

t-

setzen nach Bach:    ' ¹ ^

B = 1,1 b -f 1 c . .    . (276)

Den Umfang des ranzes findet man gerade oder gewölbt ausge-

Fig. 985.

führt.

Gehrckens empfiehlt bei Riementrieben die treibende Scheibe flach (nicht ballig) und die getriebene Scheibe gewölbt abzudrehen. Es dürfte genügen, wenn B Scheibenbreite in cm (Fig. 985):

(277)

Wölbung w = 0,1 \/b

b) Seilscheibenschwungrad (vergl. Seite 278).

w,

(—-a—-j*i

fd*i

II

4!

it

Fig. 986.

Tabelle 112. Kranzquerschnitt für Seilscheiben. Fig. 986.

f    9*)    h

Tf —• oo lO CO CO

00 05 2

CO CD (M

CM

12

46

13,5    52

15

58

Riemen- und Seiltrieb.

a) Riementrieb.

Bezeichnet (s. auch Fig. 985) :

b die Breite, ö die Stärke des Riemens in cm, N die Anzahl der zu übertragenden PS.,

D den Scheibendurchmesser in Mtr., n die Umdrehungszahl pro Min., so kann man setzen:

R;emenquerschnitt b-d = x •

125*0

D-n

. .    (278)

worin x = 1 für einfache Riemen, x = 1,2 „ Doppel- „ ¹

*) Maass g gilt für Seilscheiben, für Schwungräder ist g vom Kranzgewicht abhängig.

Doppelriemen übertragen nicht das Doppelte der einfachen Kiemen derselben Breite, da sie weniger biegsam sind. Man kann bei derselben Breite das 1,7fache setzen eines einfachen Kiemens.

Die Kiemenstärke ö ist abhängig von der Breite und wählt man dieselbe vorteilhaft aus nachstehender Tabelle 113.

Tabelle 113. Riemenstärke ö und Riemenquerschnitt b-d-

Riemenbreite 6 .    . bis45 50-70 75-95 100-150 160-300 über300mm

einfache 1    =

Kiemen J 6- —

4,5

5,5

6,5

Doppel- 4 J

Kiemen j 6*d =

2,5-3,5

' • L_

10.

5-7

4,1-5,2

10,4-19,5

11,

12

13

8,2-10,4

12-18

20,8—39

7 mm über 21 qcm

14 mm über 42 qcm

Einfache Kiemen wende man an bis etwa 300 mm Breite bezw. 21 qcm Querschnitt, darüber hinaus sind Doppelriemen vorzuziehen. Der Scheibendurchm. sei nicht kleiner als 100*d.

Beispiel: Für ein Schwungrad 4900 mm Durchm. sei die zu übertragende Kraft iV = 160 PS. bei n — 65 Umdrehungen pro Min., welche Riemen abmessungen sind zu wählen ?

Nach Gleich. 278 wird

Riemenquerschnitt b-Ö

Nach Tabelle 113 ist die Riemenstärke à = 14 mm, mithin die

75

Riemenbreite b =

1,2-

125 • 160 4,9 • 65

~ 53 cm.

Nach Gleich. 276 wird die Scheibenbreite B = 1,1 • 58 + 1    59,5 cm.

2t 00 mm.

Bei Annahme einer Tourenzahl von n = 160 für die Transmission erhält man als Durchm. der Gegenscheibe 4900 • 65

160

Nach der Riemen-Tabelle*) werden pro 10 cm Riemenbreite übertragen 30 PS., also Riemenbreite für unser Beispiel

160

b —    — • 10 r>o 53 cm.

Die trag fähigsten Fasern des Leders liegen auf ]/₃ der Dicke von der Fleischseite aus, deshalb benutze man letztere als Lauf-seite. Bei Doppelriemen lege man die Fleischseiten aufeinander und nicht die glatten Haarseiten.

*) Näheres s. Haeder „Der Maschinenmeister“, 2. Aufl., Seite 282-b) Seiltrieb.

Die Seile selbst werden aus Hanf oder Baumwolle angefertigt und haben 20—60 mm Durchmesser, doch sind die grösseren und kleineren Durchmesser selten gebraucht, am häufigsten findet man Seile zwischen 40 und 50 mm Durchmesser.

Bei der Anwendung der Seiltriebe findet man Umfangsgeschwindigkeiten von 15—40 Mtr. per Sekunde. Als günstigste Umfangsgeschwindigkeit wird 20—25 Mtr. angenommen.

Die horizontale Entfernung zwischen beiden Scheibenmitteln schwankt gewöhnlich zwischen 6 und 28 Mtr. ; doch findet man auch kleinere Achsenabstände zuweilen ausgeführt.

Die Seile selbst hängen durch und ist deren Kurve eine zwischen der Parabel und Kettenlinie liegende. Wie bei den Riemscheiben soll das untere Trum das ziehende sein, wodurch der Umspannungsbogen etwas grösser, der freie Raum unter dem Seile kann dann etwas kleiner genommen werden.

Die Anzahl der Seile auf einer Scheibe schwankt innerhalb der Grenzen 1 und 40; 67 Seile auf einer Scheibe dürfte wahrscheinlich die grösste Zahl sein, die bisher ausgeführt wurde.

von

Der Scheibendurchmesser muss mit der zu übertragenden Kraft im Verhältnis stehen. Gegen diese Bedingung wird häufig unerfahrenen Fabrikanten gesündigt, und kurze Lebensdauer des Seiles, Kraftverlust durch Seilsteifigkeit sind die Folgen des Fehlers, denn je grösser der Scheibendurchmesser ist, um so kleiner sind die Beanspruchungen des Seiles auf Biegung und um so weniger werden die einzelnen Litzen sich beim Biegen und Aufbiegen gegeneinander reiben. (Hierauf macht Bach in seinen „Maschinenelementen“ besonders aufmerksam.)

Es ist also bei der Berechnung der Seiltriebe nicht statthaft, wenn man die übertragbare Kraft nur aus dem Querschnitt des Seiles folgert ; *) auch ist man in manchen Fällen gezwungen, einen kleineren Seilscheibendurchmesser zu nehmen. Die Ausführung der Anlage ist dadurch nicht in Frage gestellt, wenn darauf geachtet wird, dass die übertragbare Kraft desto geringer genommen wird, je kleiner der Durchmesser der kleineren Seilscheibe ist. Natürlich wird auch trotz der geringeren Belastung die Lebensdauer des Seiles eine kürzere sein. Auch bei Seilgeschwindigkeiten über 28 Mir. ist die übertragbare Kraft kleiner zu wählen.

Ganz unzulässig ist es jedoch, mit einem Seil auf einer kleinen Scheibe eine grosse Kraft übertragen zu wollen.

Für Seiltriebe, welche 100 und mehr PS. zu übertragen haben, nimmt man meistens Seile von 50 mm Durchm. Die Anzahl der Seilrillen im Schwungrad bestimmt sich zu

(279)

' = ¹⁷-ï^

worin N die zu übertragenden eflekt. PS., V die Seilgeschwindigkeit in Mtr. pro Sek., d der Seildurchmesser in cm.

(Ist die Gegenscheibe sehr gross, so kommt man unter Umständen mit einer geringeren Anzahl Seile aus, bei unbekanntem Verwendungszweck der Dampfmaschine bestimme man jedoch die Seilrillenzahl des Schwungrades stets für den ungünstigsten Fall nach Gleich. 279.)

Beispiel: Ein Seilscheibenschwungrad von 4900 mm Durchm. soll bei 65 Umdrehungen pro Min. 160 PS. übertragen. Wieviel Seilrillen sind vorzusehen ?

Seilgeschwindigkeit V =

4,9 • n • 65

60

16,6 Mtr. pro Sek.,

mithin nach Gleich. 279 Seilrillenzahl z —17 •

160

nehmen sind.

16,6-53

6,6, wofür 7 zu

Soll die Transmission 160 Umdrehungen machen, so erhält man als Durchmesser der Gegenscheibe

2000 mm.

4900 ² 65

160

Nach der Tabelle im Anhang²) überträgt ein Seil bei 2000 mm Scheibendurchmesser und 160 Umdrehungen 25 PS., mithin Anzahl der Seile

160

z = M 6,4,

wobei 7 Seile vorzusehen sind.

Ausser den bisher allgemein üblichen Rundseilen, aus 3 Litzen geflochten, werden in den letzten Jahren auch noch Quadratseile und Dreikantseile in den Handel gebracht. Quadratseile sollen sich im Betrieb gut bewährt haben und eine ziemlich lange Lebensdauer besitzen. Ueber Dreikantseile liegen für den Dauerbetrieb Erfahrungen noch nicht vor. Vergleiche Haeders Zeitschrift 1901, Seite 171.

Normalien der Schwungräder.

Tabelle 114 und 115 zeigen Schwungräder für Maschinen nach den Tabellen Seite 68 und normale Tourenzahl.

Das Gewicht des Kranzes entspricht einem Gleichförmigkeitsgrad des Schwungrades von <)₀ = 1,2 °/₀, genügt also auch für hohe Ansprüche, z. B. Spinnereimaschinen, vergl. Seite 251. Für Ziegeleimaschinen kann man <)'₀ = 2,5 °/₀ nehmen, es ergiebt sich dann als Kranzgewicht das 0,5 fache der angegebenen W’erte.

Thatsächiich zeigen eine Anzahl Maschinen Schwungradgewichte, welche halb so gross sind als die in Tabelle 114 u. 115 angegebenen, doch treten bei diesen Anlagen Mängel auf, sofern die Maschine mit leichtem Schwungrad auch noch den Dynamo für elektr. Licht anzutreiben hat.

¹

Man sollte bei Bestimmung der Riemenbreite und -Stärke, sowie der übertragbaren Kraft auch die Grösse der Gegenscheibe berücksichtigen. S. Tabelle über Riementriebe, Sachregister unter R.

²

s. Fussnote Seite 278.

Schwungenergie.

masse —- .

Damit bezeichnet man die lebendige Kraft der Schwung-; mit Berücksichtigung des Einflusses der Arme ist:

. . (280)

(280 a) (280 b)

Energie E= 0,055 V²*G .    .

Beachte auch Fussnote Seite 248 unten.

Energie pro Pferdekraft q = E\N......

Kranzgewicht G = 20-q*^ •    •    •    •

E Q(u)-b‘

Bei der graphischen Ermittelung des Schwungradgewichtes Seite 235 u. f. bestimmt sich an Hand der Gleich. 220, Seite 239 die Energie zu

(281)

Wahl der Abmessungen fUr die Kranzverbindung.

Um für ein Schwungrad, von welchem Kranzquerschnitt und Umfangsgeschwindigkeit bekannt sind, die entsprechende Kranzverbindung wählen zu können, ist Tabelle 116 entworfen.

Die Werte der Rubrik P =• 0,12*V²‘F, vergl. Seite 256.

Die unteren Werte gelten für den grössten zulässigen Wert von P. „ oberen „ entspr. normalen Ausführungen.

Bei sorgfältiger Bearbeitung, gewissenhafter Montage und nicht zu grossen Belastungsänderungen kann man bis zu den grösseren Werten gehen, andernfalls aber als zulässig die kleineren Werte betrachten.*)

«#

Man wTird also wählen für sorgfältige Bearbeitung ] für grosse Belastungsschwankungen

Nr. 4) Nr. 5/

der Tabelle 116.

Tabelle 114- Kleine Räder bis 3 Mtr. Durchm. Fig.987-988.

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*1 (Abbildung zeigt Schwungrad zur Maschine £00 Hub, Maassstab 1 :20)

Maschine

Kranz

Ge

wicht

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© vZ © ©

CD

O Oi

O*

oc o

500 300 1000

1600 105 150 1900 115 175 2200 125 200 2450 130 225 2700 135 250

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Maasse lür die Krnuzveibindung s. Seite 284.

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H— Q>-J-

Seil-

scheibe

250

340

410

475

540

646

714

iO    o    o    o    o    o    o

rf    iO    iO    lO    O    O    O

Seil

zahl

TH o CO C- 00 C5

Tabelle 115. Grössere Schwungräder über 3 IVItr- Durchnr. (Fig. 989—996). (Abbildung zeigt Schwungrad zur Maschine 800 Hub im Maassstab 1:25.)

Kranz

Arme

Nabe

d I 0 \u \ m \y~2\ i \ 'H \m*z ß | J | d | 0 \ q \j)

X 05

O tH CM    CO ^

1—1 1—1 i—I    i—l    i—I

65160 70 180 75,200

235

260

280

Schwer- Kranzpunkt quer-Durchm. schnitt

qcm

d‘ |J,

80

95

110

125 300

6 120 90; 25 300 6 135 loöj 28 370 6 150 120j 30 430 8 1801140 33 500 8 2001160 35 550 10 220 180 38 600 10 '250 200 40 650

120

32

3 i:>

O

CO

140

33

39 380

160

180

35

38

40 1200 42 |220 45 240

42 420

490

540

600

700

io 00 TH CO TT "'T¹ O O

3100 210 210 350 3600 260 240 400 4000 330 280480 4390 430 310 520 4780 520 350 550 5270 600 380 600 5Ü50 850 450 650

Gewicht*)

Ge_ Durcbm.

samt

Kranz

Ma

schine

P \ rß \ ß 1 a I ff

600 350    1500    2000    3200

700 400    2200    2950    3700

800 450    3000    4000    4100

900 500    4300    5800    4500

1000 550    5700    7700    4900

1100 600    7200    9700    5400

1200 700    11000 14800    5700

Bei schweren Kranzquerschnitten kann Ausführung B gewählt "werden, damit die Entfernung zwischen Kranzverbindung und Schwerpunkt-Kreis nicht zu gross wird. Man beachte dann Seite 255.

Betr. Leiste A, welche man übrigens auch weglassen kann, beachte Seite 257.

*) Bei den auf Seite 68, Tab. 47 angegebenen Umdrehungen und Leistungen entsprechen die vorstehenden Ab-

aus-

messungen (bei 6 Atm. Betriebsdruck) einem Ungleichförmigkeitsgrad von ö₀== 1,2 °/₀ (für die meisten Fälle

reichend, s. Seite 251).

Tabelle 116. Kranzverbindung. 997—999

////////Z/y/Z/Z/A

Vîr

-i 4 • -W& -1|

>- \ 2 A is-8mm

1-----sj—J

t— X -

[Abbildung zeigt Kranzverbindung Nr. 4 im Maassstab 1:10.] Betreffs Leisten A s. Seite 257.

No.

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0,12 V² F

qcm

P¹)

r r f+f"

f'+f“

ff

7800 10000 Ô200 12 000 11200 14 600 13 600 17 6C0 18 000 22 000 24000 27 000 32 000 39 900 43 000 50000

16,8

14,6

31,4

250

325

39

20

180

55

28

72

84 70

19,6

17,4

22,4

22,8

25,6

28,8

29,6

37,7

48,2

57,3

37

250

325

42

22

190 60

30

80

90

75

45,2

54,4

36

45

56

65,6

82,7

104

67,8 125

?50

325

45

25

200 65

35

90

105 85

250

325

280

340

300

350

320

380

350

400

48

28

225 75

40

100

120

95

51

30

250 85

45

110

135

105

58

35

280 95

50

125

150

115

64

38

320 108

55

140 165

125

70

42

350 120

60

155 180

135

In welcher Weise man bei Wahl einer Kranzverbindung zu verfahren hat, ist auf Seite 280 angegeben, auch Fussnote Seite 252 ist zu beachten. Beispiel Seite 281.

Schwungräder mit

hoher Umfangsgeschwindigkeit und grossen Schwungmassen

verlangen eine sehr sorgfältige Kranzverbindung und giebt man hierfür Schrumpfringen den Vorzug. Die zur Verwendung kommenden Schrumpfringe sollen möglichst in dem Schwerpunktkreis des Badkranzes liegen, keinesfalls aber auf der Innenseite des Kranzes.

Nach den Ermittlungen auf Seite 253 u. f. kommt für Massenschwungräder als Belastung der Kranzverbindung in Betracht :

P ^ 0,1 • V²' F .    .

welcher Wert den weiteren Ausführungen zu Grunde gelegt werden soll.

.    .    (281 a)

Tabelle 117. Kranzverbindungen für Massenschwungräder.

Beanspruchung /(Z —    r^j 350 bis 450 kg.²)

Nr.

0,1 -v² F

r + f“

2 Schrauben Fig. 1003

qcm

Durchm. mm

2 Schrumpf, ringe Fig. 1004 mm

Horn, Fig. 932 Seite 259

3a

£ CD 05 CH OOGtOOO

o o o o o o o O O o O o o O O o O o

120

135

150

180

210

240

40

45

48

52

58

64

45 X 45 52 X 52 55 X 55 60 X 60 65 X 65 70 X 70

115

350

130

140

O CO OO t—I H r—I

400

420

450

480

550

Nachstehend einige der Praxis entnommene Ausführungen.

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Fig. 1003—1004.

Schwungrad für Walzenzugmaschinen.

(/= 25; 0,1.^/^74000)

Die Schrauben an der Kranzinnenseite dienen mehr als Be-nelf bei der Bearbeitung Bades, als zur Sicherheit der Kranzverbindung.

Fig. 1001-1002.

Schwungrad für Walzenzugmaschinen.

(Y =41; 0,1-/2    70 000)

des

Dieses Bad war explodiert. (Biss bei r.) Die Ursache der Explosion wurde rechnerisch ermittelt.

(Z. d. V. d. Ing. 1898, Seite 357.)

Ausführung mit Keilplatte und 2 Schrumpfringen für eine liegende Verbundmaschine mit Dynamo gekuppelt zum Antrieb einer Strassenbahn-Centrale.

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Fig. 1005-1006. [ V=23,2 ; 0,1 • V² • 1S== 98 500]

I Kolbenhub

1 Hochdruckcyl. 530, Niederdruckcyl. 950 mn Durchn.,

800 mm, Umdrehungen 110 pro Min, Normalleistung 650 effekt. PS., Schwungraddurchm. 4500 mm, Gesamtgewicht des Rades G = 20000 kg; V—25 Mtr.; Ungleichförmigkeitsgrad J =0,25%. Nach Gleich. 280a ist

Das Horn des äusseren Schrumpfringes erscheint etwas knapp bemessen im Verhältnis der Schrumpfringstärke, vergl. Seite 259 und Tab. 117.

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Fig. 1007. Crimmitschauer Maschinenfabrik³) (1:50.)

Schwungrad Fig. 1007 gehört zu einer liegenden Dreifach-Expansions maschine [Baumwollspinnerei] von Hochdruckcyl. 620. Mitteldruckcyl. 940, 2 Niederdruckcyl. je 1400 mm. Durchm., Kolbenhub 1500 mm., Umdrehungen 65 pro Min., Leistung 2500 PS , 6 teiliges Schwungrad mit 30 Armen, 55 Seile à 45 Durchm. Gesamtgewicht des Rades G‘ = 90000 kg; [F—25 Mtr., 012- V² ■ F=210030 kg, pro Schraube 15000 kg; ^=0,8%.]

Fig 1008 zu einer stehenden Tandem. Dreifach-Expansionsmaschme mit Dynamo (Lichtbetrieb) direkt gekuppelt. Hochdruckcyl. 760, Mittel-druckcyl. 1180, 2 Niederdruckcyl. je 1840mm Durehm., Kolbenhub 1200 mm, t Umdrehungen 90 pro Min., Leistung 2500 PS., [(?' =41000kg; F=30 Mtr. ;

0,1-V³ -2^=190 000 kg; fc = 490; d₀ = 0,32<y₀; nacli Seite 280, Gleich. 280a Schwungradenergie proPlerdekraft q — 600J.

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2250

D = 6500

D= 7500

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Fig. 1008. Borsig.⁴) Fig. 1009. Maschinen-Fabrik Augsburg. ⁵) (1;50)

Fig 1009 zu einer liegenden Tandem-Dreifach-Expansionsmaschine, [Kammgarnspinnerei] Hochdruckcyl. 700, Mitteldruckcyl. 1100, 2 Niederdruckcyl. je 1150 mm.Durchm. Kolbenhub 1600 mm, Umdrehungen 60 pro Min., Leistung 1500 PS. 34 Seile à 50 Darchm., Gesamtgewicht 6?' =48000 kg; V— 23 Mtr. ; 0,12. F³. F= 130 000 kg.; (Jo = 0,43°/₀, nach Gl. z80a ist £ = 700.

Schaltwerk, Anstellvorrichtung.

Bei grösseren Maschinen, etwa von 600 Hub an, ist es unbedingt erforderlich, Schaltwerke vorzusehen. Dieselben dienen zum Drehen der kalten Maschine, beim Anlassen, .Riemenauflegen und Reparaturen.

Die Zähne bezw. Knaggen werden am Schwungrad angegossen und ist die Anordnung reckteckiger Knaggen, wie in Fig. 1021 bis 1026, vorznziehon. Es sind schon Fälle vorgekommen, bei welchen durch Unachtsamkeit A i ssparungen, wie in Fig. 1010—1020 verkehrt eingegossen wurden, und man nachher gezwungen war, die Aussparungen rechteckig zu bearbeiten.

Ferner ist dafür zu sorgen, dass die Klinkhebel nach Gebrauch festgelegt werden können, um ein unbeabsichtigtes Eingreifen der Hebel bei arbeitender Maschine zu vermeiden.

Die Schaltwerke selbst werden in verschiedener Weise aus

geführt.

Einfachw'rkenda Schaltwerke {Fig. 1010—1013) sind nicht zu empfehlen, weil durch den Riemenzug die Maschine immer wieder ein Stück zurückdreht.

Doppeltwirkende Schaltwerke [Fig. 1014—1026) sind schon besse Mit diesen ist ein Zurückdrehen der Maschine bei einiger Aufmerksamkeit nicht zu befürchten.

Das doppeltwirkende Schaltwerk Seite 290 hat noch besondere Vorteile. Dasselbe liegt versteckt in der Schwungradgrube und stört in keiner Weise die Grubeneinfassung. Der Hebelarm wird um */₂ bis 1 Mtr. länger, als bei über Flur liegenden Schaltwerken.

Ferner baut man für grosse Maschinen Schaltwerke mit Schnecke und solche mit Dampfantrieb Seite 291.

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Fig. 1010—1013. Einfachwirkenda Schaltwerke mit Hebel.

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Doppeltwirkende Schaltwerke.

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Fig. 1016—1020.

Für grössere Maschinen.

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Fig. 1014—1015.

Für kleinere und mittlere Maschinen.

H a e d e r, Dampfmaschinen.

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Fig. 1021—1026 für 900 bis 1100 mm Kolbenhub.

Abbildung zeigt Schaltwerk für eine Maschine 1000 Hub im Maassstab 1 : 15.

Drehvorrichtungen mit Schnecke

für grössere oder mehrcyli ndrige Maschinen. Das Schwungrad ist innen verzahnt.

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Fig. 10*7—1028. Ausrückung mit Hebel on Hand.

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Fig. 1029—1030. Ausrückung selbstthätig durch Schraubengang a.

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Sobald die Maschine schneller läuft, als das Schaltwerk gedreht wird, verschiebt sich das Getriebe nach innen und wird dadurch ausgerückt.

Drehvorrichtungen mit Dampfbetrieb

für ganz grosse Maschinen.

Dieselben bestehen aus einer Eincylinder- oder Zwillings-damp fmaschin e , welche Schnecke und Schneckenrad treiben. Das Schneckenrad bewegt entweder direkt oder mittelst Getriebe

den Zahnkranz des Schwungrades, wobei unter allen Umständen darauf zu sehen ist, dass beim Angehen der Maschine die Hülfs-maschine oder der Zahnkranz nicht Schaden leidet.

Die Leistung der Hülfsmaschine beträgt etwa 5 bis 7% der mittleren Leistung der Hauptdampfmaschine und n =■ 150—200, entsprechend einer Umfangsgeschwindigkeit des Schwungrades von 0,3 m pro Sekunde.

Fig. 1031. Galloways Pateni-Umdrehvorrichtung.

Das Getriebe ist auf der Welle v er schiebb ar und werden die schraubenförmigen Federn gegen die Schulter am freien Ende der Triebwelle gedrückt, läuft aber das Schwungrad schneller wie das Getriebe, so wird es von der Schulter gedrückt und so ausgerückt; vgl. auch Fig. 1029—1030.

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ig. 1081. Anstellvorrichtung (Galloways Limited, Boilers, Engines and Machinery).

Fig. 1032. John Musgrave & Sons Drehvorrichtung.

Auf der Schraubenradwelle sitzt ein festgekeiltes Ead und ein beweglicher Eahmen, dessen Ende zu einem fö Handhebel ausgebildet ist. Im Eahmen ¹    i befindet sich ein Getriebe (im Eingriffe

fP | mit dem erwähnten Eade), das in den ! » Zahnkranz des Schwungrades einge-I m rückt werden kann. Läuft die Haupt-

__Um-1maschine schneller als die Hülfsma-

jLtjpp    . /// VfLl schine, ' so wird das Getriebe nach

abwärts gedrückt und selbstthätig ausgerückt.

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Fig. 1032,

Fig. 1033—1034. Hick, Hargreave & Co. *) Drehvorrichtung.

D as Schneckenrad ist gleichzeitig Getriebe und dessen Welle verschiebbar gelagert, beim Drehen der Hauptmaschine drückt die Reaktion die Welle zum Schwungrade, während beim Laufen der Maschine das Getriebe vom Schwungrad gedrückt wird. Zum

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Fig. 1033—1034.

Einrücken des Getriebes dient ein Hebel, der einen Stift in eine Zahnlücke schiebt; dieser Stift dient als Drehpunkt so lange, bis der Eingriff erfolgt, worauf der Stift herausgezogen wird.

Das Maschinenfundament.

Die Tiefe des Fundamentes richtet sich nach der Beschaffenheit des Baugrundes. — Die Sohle der Ausschachtung soll eine horizontale Ebene sein, Ausgleichungen mit Füllmaterial sind unstatthaft. — Die zur Verwendung kommenden, besten hartgebrannten Ziegelsteine müssen vorher so lange mit Wasser getränkt weiden, bis sich ihr eigenes Gewicht um dasselbe Gewicht durch Wasser vermehrt hat. — Zu 1 cbm Cementfundament sind nötig: 400 Ziegelsteine und 360 1 Cementmörtel, bestehend aus : 170 kg Cement, 350 kg Sand und 40 kg Wasser. Für das untere Drittel des Fundamentes begnügt man sich häufig mit sogen, verlange rtem Cementmörtel, bestehend aus: 1 Volumteil Kalk, 1 Cement und 3 bis 4 Sand. — Es empfiehlt sich, das Fundament vor dem Inbetriebsetzen der Maschine 3 bis 4 Wochen trocknen zu lassen. — Nach der vorhandenen Zeichnung oder dem Fundamentrahmen ist eine Schablone aus Brettern, in welcher für die Ankerlöcher bestimmte rechteckige Holzstempel eingepasst werden, zu verwenden. — Für Maschinen bis 1000 Hub finden

Anker mit Hamm erköpfen (siehe S. 297) Verwendung. Grössere Maschinen erhalten Anker mit Keilen, welche durch Kanäle am Grunde des Fundamentes zugänglich gemacht werden. — Nach Vollendung der Montage werden die Ankerlöcher bis zur - (Fortsetzung Seite 296.)

*) Clark, The Steam Engine.

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Fig. 1040 mit Kanal.

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Für grössere Maschinen über 800

Hub ordnet man zweckmässig die

Ankerplatten so an, dass dieselben

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durch Kanäle zugänglich sind.

aber darauf Rücksicht zu nehmen, dass

die Keile bezw. Muttern noch bequem

angezogen werden können (s. Fig. 1041).

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Fig. 1038—1039.

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Fig. 1035-1037.

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5s

400 I 7

1000

400

100

60 i 110

110 120,380 1100 425 10

15

450

47520

25!

35

45

55

65

140 360,1200

160 340,1300

500

180,320,1400

1500525

300

200

280 1600 550

1700575

1800 600

200

120!

130

140

150

160

260

220

170

250

220

180

530' 60

70

,570

Tabelle 118. Machinenfundament. Fig. 1035—1039.\

•<s>

«<

830

006

980 ,620 70

80

930

0ÏL

£30

340

1020

009

660

14C0 180 60

235

1800

385

2060

1020 4401

1100 480

520

1180

1150 390 580 830

006

980

560 1060 650

1250

1050

1270 430 630

1410480 680

730

1530 530

089

750

830

910

760

1600 210 75

14501275

445

850

950

1030

1600 310,1800 240 85

500

1900 270 95

1750 350

560

2000 300,105

395

2000

620

1590 1130 690 80

1350

1140!

790

1640 580

066

1100

[2150 330,120

440

2250

680

80

06

1240,760

1330 800

1380 820, 90

630

1430

1210

850

2300 360 130 1170,1100 1780 630

485

2500

1290 1530 665

680920

1190 1890

2450'390 140 1230

545!

2750

1610 700

730 980 1360

1260 2000

400 Ziegelsteine und 360 Liter Mörtel.

2680 425,150,1320

2950 615

Maschine

400 ! 250

500    300 2400

600    350    2760

700 i 400 3165

3550!

800    450

3970

4395 735

4820 790

5280 850

900    500

550

009

700

1000

1100

1200

M ist der Inhalt des Fundamentes in cbm, 1 cbm

(Fortsetzung von Seite 293.)

Hälfte mit Sand gefüllt, die andere Hälfte gleichzeitig mit dem Hahmen mit Cementmörtel untergossen sowie das sichtbare Fundament mit Cementmörtel 1 :1 glatt verputzt.

Eine hochangesehene ausländische Firma *) nimmt an allen Auflagerstellen des Maschinenrahmens Hausteine bester Qualität, welche genau und sauber nach der Wasserwage einige Zeit nach Fertigstellung des Fundamentes bearbeitet und, ich möchte fast sagen, poliert werden. In diesen Hausteinen sind runde

Löcher von 60—80 mm Durch,-messer für die Ankerschrauben, während sie im darunter befindlichen Mauerwerk 80—100 mm vierkantig sind und unten ist ein schwächerer Haustein mit rundem Loch wie oben.

r^goD

EiSSEi

Fig. 1041. Fundament mit Hausteinen.

Die Fundamentschrauben haben oben und unten Muttern, und zwischen dem unteren Hausteine und der Mutter ist eine dicke Gussplatte von 200 mm Stärke.Selbstverständlich müssen die unteren Ankerenden durch Kanäle zugänglich sein. Die unteren Muttern sind deshalb angenehm, weil man das Vorstehen der Fundamentbolzen oben über den Muttern genau gleich machen kann.

-ii '

'r--~2500----f

Fig. 1042—1047. Hausteine.

Alle Tragflächen des Maschinenrahmens auf dem Fundament sind sauber gehobelt, und da die Hausteine ganz genau richtig liegen, so muss beim Auflegen des Kähmens alles stimmen. Andernfalls ist an den Hausteinen etwas nicht richtig und muss nachgearbeitet werden, so ist es den Monteuren streng untersagt, auch nur ein Papier zwischen Kähmen und Hausteine zu legen. Vergossen wird gar nichts und man kann den Cylinder jederzeit abheben, gleichgültig, ob er in dem Bajonettrahmen centriert oder glatt befestigt ist.

*) Auch einige deutsche Firmen.

Tabelle 119. Fundamentanker und -Platten. Fig.i048-1052.

i*..............>

:    .....f

fi

P*-C-

Maschine Zoll

HB a b c d e f g

250 160    ⁷/s    23 120i²⁵

300 190    1    26 120 25

65 10001130 200

65 12001350 200

20

20

30

75

30

75

130

130

140

140

140

150

150

205

220

28

30

30

30

30

32

32

34

36

70 1400 1560 250

70 1600 1780 250

80 1800 2000

275

24

24

28

80 1900 2120 275 28

80 2000 2230 300 30

90 2150 2400 300 30

90 2300 2560 320 30

100 2450 2735 350 32

100 2600 2900 350

32

33

80

33

37

37

40

40

42

45

45

90

90

90

90

100

100

110

110

OOOoOoODOoOoOiOłOtOł

fl

fl

Die Anker für Fundament

__. , ._ mit zugänglichen K anälen

r+j    (nach Fig. 1040) erhalten statt

LjJ    Jy-J-y    des Hammerkopfes unten Ge-

¹    winde mit Mutter (s. Fig. 1041)

oder Keil {Fig. 1053.)

Fig. 1U53.

man

Tabelle 120. Schutzstange. Fig. .1054—1056.

ol

--V-Î

»i»l

le]

ai

u—Ą..g H.j

g*sł\rec/fieL ä ngt =

:----

Als gleichzeitigen Schutz für die Kreuzkopf bewegung kann die Stange hei S bis zum Rahmenflansch durchführen.

Maschine

400 2 50

70

1300 407 305 100

1996

500 3 00

76

1500

477 330 110

2288

600 3 50

84

1700 540 365 120

2685

700 4 00

94

1950

610 425 130

2967

800 450

100

2150

680 445 150

3246

900 5 00

105

2400

760 490 170

3360

1000 550

110

2650

835 535 200

3958

1100 600 1200 700

120

125

2900

3150

925 580 220

1025 605 250

4335

4690

Das Schutzgeländer. fi₃. 1057-mi.

An Stelle der oben angegebenen Schutzstange für kleinere^ Maschinen^ist das in Fig. 1059—1061 dar-

gestellte Geländer, bei welchem die schmiedeeisernen Säulen in einen im Flur festliegenden Rahmen geschraubt sind, zu empfehlen. Dasselbe ^ eignet sich auch besonders zum Schutz von Flur-FigTt059—1061. Vertiefungen für den Kondensator.

ctz./00ß~■.

\ — ca.Z500~

"*j

LI

30

Fig. 1057-1058.

Der Regulator.

Während das S ,hwungrad (bei gleichbleiben der Kraftleistung) die Geschwindigkeit innerhalb einer Umdrehung der Maschine regeln, und bei plötzlicher Aenderung in der Kraftentnahme eine starke Tourenänderung so lange verhindern soll, bis der Regulator in Wirkung tritt, hat der Regulator die Kraftquelle (den Frischdampf) zu regulieren.

Nehmen wir z. B. eine Minute lang einer Dampfmaschine 100 PS. ab, in der nächsten Minute aber nur 50 PS., so würde die Maschine ohne Regulierung des Dampfzutritts in der zweiten Minute eine viel höhere Tourenzahl annehmen. Der Regulator ist nur dazu bestimmt, die Menge des in den Cylinder ein-tretendenDampfes, genau der Kraftentnahme, gemäss zu regulieren.

¹

Man beachte Seite 280 unten. Für 50000 nimmt man mehr Schrauben s. Seite 287.

²

V gilt für normale Tourenzahl, deshalb zu beachten Seite 252 Fuss-note. Man geht wohl auch bis k =500, vergl. Fig. 1003-1004 und 1007.

³

Z. d. V. d. Ing. 1901, Tafel 12-

⁴

Z. d. V. d. Ing. 1900, Tafel 7.

⁵

Z. d. V. d. Ing. 1896, Tafel 3.

Astasie der Regulatoren.

Statisch sind diejenigen Regulatoren, bei denen jeder Kugelstellung eine andere Tourenzahl entspricht.

Astatische Regulatoren haben konstante Umdrehungszahl bei beliebiger Kugelstellung und sind nur (s. auch Seite 324) indirekt, z. B. in Verbindung mit einer Kuppelung (Fig.1109), brauchbar.

Pseudo-astatische Regulatoren nähern sich stark dem astatischen Zustande* Durch einen in möglichst engen Grenzen gehaltenen pseudo-astatischen Regulator ist gute Regulierung zu erzielen.

Ungleichförmigkeitsgrad des Regulators.

Hierunter versteht man das Verhältnis des Unterschiedes zwischen der grössten und kleinsten Tourenzahl zur mittleren Tourenzahl eines Regulators, welcher nicht mit dem Stellzeug verbunden ist.

Fig. 1062.

Denken wir uns z. B. einen Regulator Fig. 1062, also ohne Verbindung mit dem Stellzeug der Steuerung, und bezeichnen mit

n₀ die Tourenzahl der oberen Muffenstellung,

„ mittleren    „

nu v

,, unteren    „

so ist:

Ungleichförmigkeitsgrad d = 2*-°—.    .

no + nu

. (282)

(282 a)

an genähert — — —

n

Beispiel : Die Muffe eines Regulators stellt sich [bei 112 Umdrehungen in die obere, bei 108 Umdrehungen in die unterste Stellung, dann ist nach Gleich. 282 :

112 — 108 11* -f Ï08

~ 0,086, also 8,6 %.

Ungleichförmigkeitsgrad à = 2 -

Der Unempfindlichkeitsgrad.

In Wirklichkeit ist aber die Mufie stets mit dem Stellzeug der Steuerung verbunden, wodurch ein Widerstand entsteht, welcher dem Regulator das Steigen und Fallen erschwert. Dieser Widerstand setzt sich zusammen aus:

1.    Der Reibung im Regulator selbst,

2.    Dem Widerstand des Steuerorgans und der Reibung in den Gelenken des Steuergestänges.

Bevor der Regulator seine Verstellungskraft auf das Steuerorgan übertragen kann, muss er die unter 1 aufgeführte Reibung überwinden, ein Teil seiner Energie (s. Seite 304) wird nur dazu verbraucht.

vlg. 1UÖ8.

Unter Unempfindlichkeitsgrad versteht man das Verhältnis des Unterschiedes zwischen der Tourenzahl, bei welcher der Regulator mit an gekuppeltem Stellzeug zu steigen und derjenigen, bei welcher er zu fallen beginnt, zur mittleren Tourenzahl.

Bezeichnen wir mit:

n* die vergrösserte Tourenzahl, bei welcher der Regulator den unter 1 und 2 erwähnten Widerstand überwunden hat und zu steigen beginnt,

n" die verringerte Tourenzahl, bei welcher das Fallen des Regulators beginnt,

n die mittlere, bezw. diejenige Tourenzahl, welche der Regulator vor dem Steigen bezw. Fallen inne hatte,

so ist:

Unempfindlichkeitsgrad e =

n‘ — n" angenäh. =--

. (283)

n' H- n"

Der Wert von s schliesst also ein Steigen und ein Fallen des Regulators ein, während er in Wirklichkeit durch Belastungsänderung nur in einer Richtung entweder nach oben oder nach unten aus der Gleichgewichtslage sich bewegen wird.

Für die wirkliche Tourenänderung kommt also nur — in Betracht.

Folgen jedoch Be- und Entlastung einer Maschine so kurz aufeinander, dass der Regulator keine Zeit hat, die der ver-grösserten Leistung entspr. Gleichgewichtslage einzunehmen, sondern schon vorher wieder fallen muss, so ist für die Tourenänderung der Unempfindlichkeitsgrad e einzusetzen.

Diese Möglichkeit kann man jedoch im allgemeinen für den regelmässigen Betrieb ausser acht lassen, und für die Touren-£

änderung — in Betracht ziehen.

Die Zeit in Sek., welche vergeht, bis der Regulator die Steuerung einstellt, wird gemessen durch

f=60.|

= 30-6 . .

. • (284)

Beispiel: Die Tourenzahl, bei welcher ein Regulator von irgend eine Gleichgewichtslage aus zu steigen beginnt, sei 122, diejenige, bei welcher von derselben Gleichgewichtslage aus das Fallen beginnt, 118 ; dann ist nach Gleich. 283:

■109_11c

Unempfindlichkeitsgrad £ = 2 •    also 3,3%.

Da jedoch für die Tourenänderung nur in Betracht kommt, so beträgt dieselbe nach oben oder nach unten ~    ^ = 0,0165 bezw. 1,65%.

Die Zeit, welche bis zum Einstellen der Steuerung vergeht, ist nach Gleich. 284:

t = 80 • 0,033 00 1 Sek.

Der Regulator braucht also eine Sek., um einer Belastungsänderung der Maschine entspr., mit dem Einstellen der Steuerung zu beginnen. Je nachdem nun die Belastungsänderung gross oder klein ist, kommt hierzu noch mehr oder weniger Zeit, bis der Regulator die entspr. Stellung eingenommen hat. Die Werte der Tabelle 106 Seite 248 sind Schätzungen.

Es sei hier noch auf folgenden Umstand aufmerksam gemacht:

In den Tabellen der Regulatorfabrikanten findet man meistens angegeben „Verstellungskraft bei 2°/₀ Geschwindigkeitsänderung“. Diese 2 °/₀ entspr. unserm -Î-, sodass der Unempfindlichkeitsgrad in diesem Falle e = 4 °/₀ beträgt.

Den Unempfindlichkeitsgrad s wählt man je nach dem Zweck der Dampfmaschine bezw. dem Gewicht des Schwungrades verschieden, s. Seite 308.

sin iß + y) sin a ■ cos y

(286)

ideelle Länge X = lx •

. (288)

Diese Gleichungen finden    sinngemässe    Anwendung    auf

andere Gewichtsregulatoren, wenn man für solche mit festem Pendeldrehpunkt (wie in Fig 1065—1067) Gleich. 287 und für solche mit beweglichem Pendeldrehpunkt (wie in Fig. 1068—1069) Gleich. 288 einsetzt.

Federregulatoren haben im allgemeinen stark veränderliche Energie S, da der Federdruck proportional mit dem MufFenhub wächst. Konstante Energie haben, soviel uns bekannt, die Federregulatoren Hartung und Tolle.

In den Prospekten der Regulatorfabriken ist meist die Energie S bezogen auf die mittlere Regulatorstellung angegeben.

Arbeitsvermögen des Regulators

ist das Produkt aus der mittleren Energie S und dem Muffenhub m} also

. .    (289)

Beispiel: Nach Gleich. 287 bezw. 288 sei ermittelt S = 53 kg, der Muffenhub betrage m = 70 mm, so ist das Arbeitsvermögen nach Gleich. 289

A — 53.70 = 5710 kgmm = 8,7 kgm.

Verstellungskraft

ist diejenige Kraft, welche ein Regulator bei gegebenem Unempfindlichkeitsgrad s (s. Seite 300) zu leisten imstande ist, und wird ausgedrückt durch

(290)

V = S • f in kg

Beispiel : Für eine Maschine, zu welcher der Regulator des vorigen Beispieles Verwendung findet, sei ein Unempfindlichkeitsgrad von 2%, also f = 0,02 zu Grunde gelegt, nach Gleich. 290 ist die Verstellungskraft

V = 53 - 0,02 = 1,06 kg.

Man beachte hierzu die Bemerkung auf Seite 301 unten betr. Angabe der Vers tel Jungskraft in den Prospekten der Regulatorfabrikanten.

Die Eigenreibung eines Regulators.

In den Gelenken eines Regulators treten Drücke auf, welche Reibung erzeugen. Die Summe der Reihung der einzelnen Bolzen und die der Muffe denken wir uns auf letztere reduziert.

Als Annäherungswert kann man setzen:

Tabelle 121. Eigenreibung R in kg verschiedener Regulatoren.¹) Gewichts-Re gui ator en /? = 0,013 S.

Feder - Regulatoren:

Proeil Zabel Beyer Trenck Rost Hartung Tolle Steinie

0,003 5 0,008 5

/? = 0.03 S 0,01 S 0,01 S 0,015

Beispiel: Nach Tabelle 188 hat ein Trenck-Regulator No. 5 eine Energie von S = 840 kg. Nach Tabelle 121 beträgt die Eigenreibung R = 0,01 • 340 oo 8,4 kg.

Der Widerstand des Stellzeuges und der Steuerung.

Die Verstellungskraft eines Regulators muss gleich sein dem auf die Regulatormuffe reduzierten Widerstand W des Stellzeuges und der Steuerung plus der Eigenreibung /?•$ des Regulators, also

(291)

F= IV + Re

Da nun (nach Gleich. 290) V— S-e, so ist der Anteil der Verstellungskraft, welcher für die Steuerung in Betracht kommt, bezogen auf die Energie

.    .    (292)

= S — R in kg .    .

also

. . (293)

*aV

e>—«§>

Fig. 1070.

Beispiel : Zur Bewegung des Expansionsschiebers während des Ganges einer Maschine sei eine, an der Zugstange Z wirkende Kraft von k = 2 kg nötig, ferner sei (nach Fig. 1070) a = 160, b = 190 mm, mithin der auf die Muffe wirkende Steuerungswiderstand

— in kg a

. (294)

und für das Beispiel nach Gleich. 294:

2,4 kg.

W — 2 .

Legen wir nun einen Gewichts-Regulator zu Grunde, dessen Eigenreibung nach Tabelle 121 R = 0,013 S beträgt und einen Unempfindlichkeitsgrad £ = 0,02, so muss sein nach Gleich. 293 :

s ⁼ üä + 0,013 s 5 0,987 5 = 120, mithin

S= 122 kg.

Man müsste also für die gewählten Verhältnisse einen Regulator wählen, welcher S = 122 kg mittlere Energie besitzt.

Würden wir (etwa aus Sparsamkeitsrücksichten) einen billigeren Regulator mit S = 80 kg Energie wählen, so wird die Regulierung schlechter und zwar ergiebt sich

. . (294)

IV , R 5 ⁺ {''

und für das Beispiel

2,4

80

+ 0,013 . £    0,03, also 3% statt 2%.

Energie des Regulators.

Mit Energie S bezeichnet man diejenige Kraft in kg, mit welcher der im Ruhezustand befindliche Regulator auf seine Muife drückt.

Bei einem vorhandenen Regulator kann man die Energie leicht durch Auswägen ermitteln, wie in Fig. 1064 angedeutet :

Energie S —

+a,

*.A.

.    .    (285)

Während nun der durch das Urnen-

gewicht hervorgerufene Druck in jeder Regulatorstellung derselbe ist, ist der Einfluss der Kugeln verschieden.

In der oberen Regulatorstellung üben die Kugeln: bei unbeweglicher Aufhängung einen grösseren Druck „ beweglicher

Fig. 1064.

kleineren

auf die Muife aus, als in der unteren Stellung, je nachdem dieselben im Verhältnis zum Urnengewicht schwerer oder leichter sind.

Die rechnerische Ermittelung der Energie S²) für Gewichtsregulatoren gebräuchlicher Systeme ist in nachstehendem durchgeführt.

Bezeichnet (s. auch Fig. 1065—1069): l, lv l₂ Hebellängen in Mtr.,

a, ß, y die zu diesen Hebellängen gehörenden Winkel, Q das Urnengewicht in kg,

G ,, Gewicht einer Kugel in kg, z die Anzahl der Kugeln, so ergiebt sich:

-H

ii-

(X-[b

i:

ßftäbf'

> aVlpy'

VAX/ ^2

l\l

a²

Fig. 1065 Watt.

1066

Porter.

1068

Kley. Steinle-Hartung. Proell.

1067

1069

Man kann auch bei Bestimmung der Regulatorgrösse von der Arbeit ausgehen, welche die Steuerung zum Verstellen nötig hat.

Bezeichnet (s. auch Fig. 1071):

P die zum Verstellen der Steuerung nötige Kraft in kg, h den ganzen Weg, welchen die Kraft P zurücklegt, um die Steuerung von Null auf grösste Cylinderfüllung zu verstellen, in mm, m den Muffenhub in mm,

(295)

51 — P-h die erforderliche Arbeit in kgmm so muss nun sein :

(296)

Beispiel : Für eine Maschine sei P = 2 kg, h — 60 mm, als Regulator kommt ein Trenck-Regulator zur Anwendung, der Unempfindlichkeitsgrad betrage e = 0,03. Nach Tabelle 121 ist R = 0,01 5, mithin nach Gleich. 296:

2-60

0,03

+ 0,01 S-m

4040 kgmm = 4,04 kgm.

Ein anderes Beispiel s. Seite 321 unten. H a e d e r, Dampfmaschinen.

Wahl des Systems eines Regulators.

Wir haben hier zu beachten: d₀ Ungleichförmigkeitsgrad des Schwungrades (Seite 249),

„    ,, Regulators bei freischwebender,

(nicht mit dem Stellzeug verbundener) Muffe (s. auch S. 299), $ Unempfindlichkeitsgrad des Regulators (Seite 300).

Für den kleinsten zulässigen Ungleichförmigkeitsgrad J ist die Zeit 7 in Sek., welche nötig ist, um die Maschine unbelastet von Null auf normale Tourenzahl zu bringen, von Einfluss. Die Füllung soll hierbei dem tiefsten Regulatorstand entsprechen. Diese Zeit lässt sich an einer Maschine vor Auflegen des Riemens bezw. der Seile direkt bestimmen. Man kann diese Zeit auch rechnerisch ermitteln.

Bedeutet :

G das Gewicht des Schwungringes in kg ; g = 9y81 Beschleunigung in em, M£łJStc.K

V die Umfangsgeschwindigkeit im Schwerpunktkreis nach Gleich. 232 Seite 253,

N die Normalleistung in PS.,

L die bei normaler Tourenzahl der grössten Füllung entspr. Leistung in Sekmkg., so ist die Zeit in Sek.:

CD

(297) *)

V²    G V²

T ~ Tooojv

Tabelle 122. Werte von 7 für Eincylindermaschinen mit d₀ = 0,013.

(Berechnet nach Gleich. 297.)

Kolbenhub

Cylinder-Durchm. . Schwungrad-Durchm.

400    600    800 1000 1200 mm

250    350    450    550    700

2700 3200 4100 4900 5700    „

Umdrehungen . n —

120    95    77

65    57 pro Min.

Zeit . .    7 =    5    8    10    12 15 Sek.

Umdrehungen .    . n =    240

190    154    130 114 pro Min.

Zeit . . 7 = 2,5    4    5    6    7,5 Sek.

Bei leichterem Schwungradgewicht, also d₀ grösser, wird T im Verhältnis kleiner.

Bei demselben d₀ geben die Maschinen mit hoher Touren -zahl kleineres 7, weil die Schwungmassen geringer ausfallen.

*) Vergl. auch Tolle : Z. d. V. d. Ing. 1895 und 1896.

Bezeichnet ferner: m den Muffenhub in cm,

x eine vom Gewicht des Regulators dem Muffenhub und dem Arbeitsvermögen abhängige Konstante, (für Gewichtsregulatoren ist x = 1, für Federregulatoren x <C 1, s. Tab. 123), so ist der kleinste zulässige Ungleichförmigkeitsgrad des Regulators :

J = 0,1 x s/m- y/

J12

(298)

Tabelle 123. Werte von *.*)

Gewichts-

Regulatoren

Zabel

Feder-Regulatoren Trenck Hartung Tolle Beyer

Steinl e

0,84

0,79

0,58

0,42

Da nun der Muffenhub m meist noch nicht bekannt ist, weil die Regulatorgrösse erst gewählt werden soll, so möge folgende Tabelle 124 Anhaltswerte geben.

Tab. 124. Kleinste zulässige Werte von ô für verschiedene Regulatoren.

(nur gütig für 8 cm Muffenhub).

GV²

1000-/V

4    6    8    10    12    14    16    18    20

■sM

0,4    0,3 0,25 0,22 0,19 0,17 0,16 0,15 0,14

Gewichts-Regul. 0,08 0,06 0,05 0,044 0,0380,034 0,032 0,03 0,028

Feder-

Regu- ■ latoren

Zabel 0,067 Trenck 0,063 Hartung 0,046 Tolle 0,034

0,0320,    0,027

0,03 0, 0,020 0,022 0 0,019 0,0160,    0,013

© © © o~

Handelt es sich um einen anderen Muffenhub als m = 80 mm,

so sind obige Werte zu multiplizieren mit 8 _

0,5‘V//w, m wirklicher Muffenhub in cm .    .    .    (299)

*J Es ist x

-V

Summe aller Gewichte mal d. Quadrat ihrer Wege Arbeitsvermögen mal Muffenhub

(298 a)

das ergiebt:

Tabelle bei m =    4    6    8    10    12 cm Muffenhub

0,8 0,9 1 1,1 1,15 fache der Werte in Tab. 124

125.

das

Ferner soll sein:

Unempfindlichkeitsgrad « = Ungleichförmigkeitsgrad ö .    (300)

e = 1,5 <3

ferner s nicht kleiner als der Ungleichförmigkeitsgrad <J₀ des

ö₀^e, (Läo*) ö = 1,2 ()„ •

Aus Gleich. 300 a und 301a folgt £=1,8<)'₀ •    .    .    (301 d)

Beispiel : Es sei Schwungrad J₀ = 0,03, ferner (nach Gleich. 297) T = 12, so wählen wir nach Gleich. 301 a, ô = 1,2*0,03 = 0,036 und genügt nach Tabelle 124 ein Gewichtsregulator, für diesen ist ö = 0,038.

Für den Unempfindlichkeitsgrad s benützen wir Gleich. 300 a, also setzen £ = 0,036*1,5 =0,054; Gleich. 301 wird dadurch auch erfüllt, da 0,03    0,054.

Hätten wir d₀ = 0,015, also (nach Gleich. 301a) J = 0,018, so würde für denselben Wert von T = 12 ein Hartung-Federregulator (oder ein Regulator mit verstellbarem d z. B. Tolle) angebracht sein, weil dieser Wert 6 = 0,018 am nächsten kommt. Wir setzen dann e = 1,5*0,018 = 0,027.

Anleitung zur genauen Bestimmung der einzelnen Dimensionen für die Anfertigung der Regulatoren hier aufzunehmen, würde zu weit führen und muss zu diesem Zweck auf die Special. litteratur erwiesen werden.**) Die graphische Berechnung führt übersichtlicher Weise schneller zum Ziele. Man muss aber das Gebiet, soweit es hier behandelt ist, vollständig beherrschen, bevor man sich mit den Details der Regulatoren befasst.

Zur Zeit ist es im Dampfmaschinenbau fast allgemein üblich, die Regulatoren von Specialfabriken zu beziehen, und habe ich deshalb mehr Wert darauf gelegt, für einen gewissen Fall einen geeigneten .Regulator zu bestimmen. In welcher Weise man hierbei verfährt, zeigt Seite 320 u. f.

Die nachstehenden Tabellen 127—140 zeigen verschiedene Regulatorsysteme mit Angabe ihrer Hauptdimensionen etc.

Wir wollen setzen

Schwungrades, also Wir wollen setzen

(300a)

(301)*)

(301 a)

*) Nach Prospekt Herrn. Hartung Düsseldorf soll man nehmen:

bei rückdruckfreien Steuerungen £"<; 3 Öq........

bei Steuerungen mit Rückdruck S <: 2 3₀........

**) z. B. Lynen, Berechnung der Centrifugalregulatoren; Tolle, Zeitschr. d. V. d. Ing. 1895 und 1896 u. A.

(801b)

(801c)

S*

-r

Fig. 1072.

.......ft.

ift¹-

0 1 *,s

j.

mm

Fig. 1073.

SC

Fig. 1072.

Fig. 1073.

Urne massiv.

Urne zum Nachfüllen von Blei.

Laufende No. Umdrehung, p. Min. Muffenhub rn mm Energie S in kg Arbeitsverm.H mkg Maass A

120

100

90

80

180

145

130 115

107

120

120

mm

40

50

60

70

45

55

65

75

80

80

100

12

25

37

50

27

32

50

62

82

112

140

0,48

0,62

2,2

3,5

1,2

1,66 3,2

4,65 6,56 8,96

14

50

60

70

80

50

60

60

70

80

80

90

10

11

12

120

120

110

120

140

150

190

287

487

22,8 40

73

90

46 50 55 65 45 46 50 55

65

65 65 67 72 80

16 20 25 80 18 20 20 25 30 30 35 40

25 30 35 40 25

30

35 35 40 40 46 50 55 65

390 500 600

690

390 445 510 615 650 700 780 880 980 1065

420 515 610 710 390 470 515 610 650 710 800 920 960 1100

500 620 750 900 500 550 620 750 900

900

1000 1000

11001350

yy

26

30

30

34

22

26

30

30

34

34

35

35

42

50

45 51 56 70 45 45 51 56 70 70 80 88

90

100

74

78

90

110

65

70

78

86

102

102

112

124

130

180

90

106

120

132

80

90

106

120

132

132

148

165

170

200

Preis poliert M.

100

130 158 200 140 150 190 215 235 290 370 450 630 950

Fig. 1076.

Fig. 1075.

Fig. 1074.

Tabelle 128. Gewichts.Regulatoren

(System Steinie). Fig. 1074—1077.

Steinie & Hartung, Quedlinburg.

Fig. 1074. Regulator mit massiver Urne.

Fig. 1075—1076. Regulator mit Urne, welche zum Nachfüllen von Blei eingerichtet ist.

§3 11 I g

s si I«

885 1010 65    80

85 100 140 160

091

32

64

110

30

85

Fig. 1077.

' e TEzEjEzS

räP

igs

—vH

L:l__

----*l M— -

r«-A---

)r

Fig. 1076

Fig. 1075

Fig. 1074

1401

28

09

100

30

70

g S = iSî i£8;8§ag82g|

5 1 2 S f" gSSSÜSSSSS!

S § S S ” |gg22^gogjo|

14

13

12

11

230 180

75

65

300

230

116

76

3‘TI

|S°^S-S§§3gl

55

40

48

24

0,96 2,6 4,9 8,7

450 500 615

365

24,3

52

43

40

32

65

09

52

48

100

110

12

50

09

18

45

2651

06

80

72

95

12

40

09

18

40

226\

88

76

10

10

35

09

18

35

180\

30

50

15

30

145

⁰⁵ § 2 § 2< ®§§^2S?SS^

«•Isis- |§g|ISï§SSSl

• s g g 5. l^gggïïggggS

>* § S S £ |ggß^2SSSg|

< I g S S- lS§ei22S§2§§

®. 8 g S | SgSlSîSSgiSSg«»

-«• § g 2 ■ g ISSlsSSSSSi

-- O ® ^    ^lOOiOiOCNOOOoS

CO ^ çQ CO iO 00 GO CO O CM CO

«2§Sh l§§|2^gg§2:gl

~ § 5 2 § §S§gg°°Sg2£§

Laufende No. Umdrehungen pro Min.

Muffenhub m Energie S

Arbeitsvermögen

mm

kg

kgm

mm

Maass

FFF

SS -O Cj "S3 <D s-

Preis poliert

Tabelle 129. Vierpendel-Regulator. Fig. 1078—1079.

Schaffer & Budenberg, Magdeburg‘Buckau.

Dieser Regulator ist ein kombinierter Feder-und Winkelpendel-Regulator. Die Pendel sind so aufgehängt, dass sie bei stillstehendem Regulator, also ohne Centrifugalwirkung, aus der in Fig. 1078 gezeichneten tiefsten Stellung bis nahezu in die punktiert angedeutete höchste Stellung sich bewegen würden, wenn sie nicht durch das Muffengewicht daran verhindert würden.

-*■

Die Pendel unterstützen also während des grösseren Teils des Hubes durch ihre Schwerkraftwirkung die bei Rotation des Regulators wirkende Centrifugalkraft.

Die Pendel sind an der Welle so be-

i    festigt,'dass beim Ausschlagen derselben

ii    der ganze Regulator — mit den Pendeln selbst — sich heben muss.

Hierdurch bekommt der Regulator im Verhältnis zu seinen Dimensionen eine

ff.........

; j*-----b"

e2

| i grosse Energie.

——»j    Durch Einsetzen verschieden starker

Fig. 1079.

Federn kann man dem Vierpendel-Regulator e.nen beliebigen Grad von Stab lität Fig- 10.8. geben; S. &B. wählen die Federn so, dass sie norma'en Betriebsverhältnissen entsprechen.

Auf besonderen Wunsch werden diese Regulatoren auch mit einer oberen, während des Ganges für verschiedene Umdrehungszahlen einstellbaren (s. Fig. 1079) zweiten Feder geliefert. Mittelst dieser Feder kann die Tourenzahl um etwa 20% verstellt werden.

Laufende Nr. Umdrehungen pro Min.

Muffenhub m

Energie S ,

Arbeitsvermögen

Maass a .    .

mm

kg

kgm

mm

⁰ ! ¹

250 200 200

20 25 80 3,5 5,6 13,5 0,1 0,2 0,4 230 272 310 185 225 275

III

200

33

20

IV

VI

VII

VIII IX

200

190

180

165

150

135

38

30

0,7 1,14

350

300

390

44

50

58

66

76

52 85 130180

2,34,25 7,5 12

445

500

245

18

330

400 460

635700

550610

800

700

33 40 50

55 60 68

75

100110

120

10

11

11 12 15 20 22 25

14 16

18 20

22 25 25 35 40 45

170 198

226

257

289

339

415

470

518

590

25 32 34 36 36 48 54 68

76 88

14

16 19

22 22 24 27 34 36 40

18 20 23 25

25 32 37 48 50 56

Preis.....

Mehr für2.Feder(Fig,1079)

55

70

90

100

120

150

20 22

27

30

40

45

200 300400500 50 55 65 80

Federregulatoren. Pat. Proell. Fig.1083.

Eisenwerk Lauchhammer.

ly

Bl

«MM

V.J

Eine kräftige Spiralfeder ersetzt in diesem neuen Begulato^ übliche zur Erzeugung eines gewissen Betrages von

das* sonst.

Vorstellungskraft nötige Belastungsgewicbt der Hülse.

Fig 1081—1082.

^......rA.......

_T.

aU

Eisenwerk Lauchhammer

Regulatoren mit schwerer Urne

zur Einwirkung auf Steuerungen mit grossem Kraftbedarf : Farcot-, Rider-, Coulissen-, zwangläufige

Ventil-Steuerung etc.

.-r

■ zrm'

Eisenwerk Lauchhammer.

Regulatoren mit leichter Urne

zur Einwirkung auf Drosselklappe , Regulierventil, Auslösungsmechanismus von Prä-cisionssteuerungen mit geringem Kraftbedarf.

lüg. lOfcO.

Regulatoren nachProell, m. leicht.Urne. Fig.1080.Regulatoren n.Pioell, m. schwer. Urne. Fig. 1081—1082. Tabelle 130

Tabelle 131

Va

|*AI

Ilia I

Ha

la

Nummer des Regulators

IV

III

II

001

660

700

To

il

jOOG

J1

11

09

1001

65

«L

344

130|

600

iof

6G0

100.

JÖ

il

11

900

"08

35

65

100

272

500

115

400

130

0Q3

Itl

Grösster Cylinderdurchmesser

Tourenzahl pro Minute

009

450

570

i 420-1 470

Aj

Gesamthöhe des Regulators ohne Spindel.........

660!

Jö

300

615

JÄ

0TQ

0IÆ

470

.    . i, i

Grösster Cylinderdurchmesser ....    200

Tourenzahl pro Minute.......n 12Ö

Gesamthohe des Regulators ohne Spindel h 380

Nummer des Regulators

«T

750.

11

11

JA

55

JA

445

30

11

620

J0,

11

50

45

il

o‘g

130 187,5

120

85

54

JA

11

11

550

60

45

70

43

II

40

Grösste Breitendiwension der schlagenden Kugeln . ■

Hüïsenhub

Dicke der Spindel unterhalb Bund d\

Durchmesser des Zapfens .    .

Länge der Spindel

Länge des Zapfens

Höhe der Hülse

Innerer Hülsendurchmesser .

Äusserer Hülsendurchmesser

Abstand von Mitte Hülse bis Unterkante Bund........a

Bundhöhe.........ti

Vorstellungskraft in der Hülse in kg Q Arbeitsvermögen des Regulators E = Qs in kgrom -    ,    ■    ,    ,Q»

Gewicht des Regulators in kg

690

ÖT

600

J0.

SG

100

11

11

w.

I«!

ÇfT

140

85

JA

11

J0

750

J0

J0

11

55

OS

Ja

90

09

500

11

11

J?»

11

11

50_

~ql

45

il

ÖT

50

37

A 390

UM.

Grösste Breitendimension der ausschlagenden Kugeln.........

Hülsenhub

Dicke der Spindel unterhalb Bund .    . d 25

02 II 'P

l j! 500

l* II 50

TI 20

_-1. o.o

-q. .35

Durchmesser des Zapfens .

Länge der Spindel

Länge des Zapfens

Höhe der Hülse

Innerer Hülsendurchmesser

Äusserer Hülsendurchmesser

Abstand von Mitte Hülse bis Unterkante Bund.............

Bundhöhe

Verstellungskraft in der Hülse in kg. . Q 10,5 Arbeitsvermögen des Regulators E = Qs

in kgmm......... "■

Gewicht des Regulators in kg .    .

24

In den Tabellen 130 und 131 ist die Verstellungskraft für 2 % Tourenänderung, also £ = 0,04 (s. Seite 301) angegeben. Die Energie S wird gefunden, indem man die Verstellungskraft mit 25 multipliziert. Dasselbe gilt von den Werten der Eubrik Aibeitsveimögen.

200

240

68 I 85 475 ! 725

32,5 61,5

1020

730

850

65

38

93

290

260

500

285

70

240

245

820

590

750

55

33

85

Tabelle 132. Feder-Hegulator. D. R. P. 90 824. Fig. 1084-1085. C. E. Rost & Co. Dresden A.

Laufende No. .    .

280

3201

320 320

56

46

39

34

mm

370

215

115

65

kg

19

685

490

670

50

27

78

9,9

2,2 4,5

480 560

400

345

415

300

009

45

22

70

550

500

35

30

20

09

18

50

114 130 152 188. 232 104 120 140 172| 208 200 230 270 330i 400 126|l40 158 194! 230

09

190

146

bJ)

50

160!

96

sS

go

40

130

56

36

34

no!

34

96

20

Umdrehungen pro Min.

Muffenhub m .

Energie S

Arbeitsvermögen .    . kgm

CD

<-

SU

Si

mm

Maass H .

*    D*)

s**) *

Gewicht mit Spindel kg

II

g J

àg

Æ<!

ii

ii

e£:3

aSffl

CC £_. (D d) TdTS

rr

.—|-----------

T‘

■F

fa

fa

rb

bi

-F)

-T"

g.

g:

-a-----><

C/J

3B-

Fig. 1085.

Fig. 1084.

Laufende No. .    .

91

92

93

94

95

96

97

98

99

100101

IMretumgen pro Mm.

Muffenhub m mm

340

310

240

240

210

200

190

180

20

25

30

30

40

50

60

70

Energie S

kg

575

80

105

142

172

222

260

290

165160140130

80 90 100110

378563 730940

Arbeitsvermögen m

1,15

3,15

4,26

6,88

Preis poliert Mk,

130

uo

160

190

225

11,1 15,6 20,3

265 320 390

30

51

500620

73 103

740860

.<•

flj

i f.....'£r*.

■*!

?V

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V__

's

liai

i «■--

f|-pSŁ--ś

Die in Tabelle 134 L* enthaltenen Abmessungen sind genaue Maasse und dienen dazu, die Regulatoren in die Dispositionszeichnungen einzuzeichnen.

:<-

~>o

Tabelle 134.

-fil

S,

Si

Ig

⁰⁰»'S Et -

i-“    o    *o po-s

ssz-g* »"    i - s = äSEss »»s^ g>

°°-    S s 5    **•§

S|

ÎÏÏSSÎSSS

Laufende Nr. ,    . ||201

202

203

204

205

206

207

208

209

210

211

212

Undretamgei pro Min*

Muffenhub m

Energie S

Arbeitsvermögen Kgm

Preis poliert Mk.

mm

kg

440

380

330

290

270

250

220

200

185

170

160

150

30

53

1,6

128

35

76

40

45

50

60

70

80

90

100

110

120

107

130

180

312

390

560

725

960

1240

1500

2,664,28

145 170

5,85

18,7

27,3

44,8

65,3

96

136

180

210

250

325

420

520

650

780 910

1050

Tabelle 136.

Genaue Abmessungen der Regulatoren zum Einträgen in die Dispositionszeichnung.

211212

202 1220

47 I 50 3¹3134¹

■3' I '39I

77

874I943

81.6

850

⁸94 |~958j 150011700]

48

46

208

104

198

77

Ai

210

'«4

45

286,b

'23

788

766

820

oof

Z*

.8,

209

*9¹

77

261

65

708

889

784

40

90

*72

26

26

9'*

oz?

■99

800

500

340

176

77

4P

338

TT

22

77

*94

208

188

800

507

340]

.Li

Al

77

4°

41 I 49 I 135] 148 I

1871204 I

6',5

44

17

22

22

AA

284

J94

99»

099

09 f

T/T

lii

45

20

40

‘287

39

oL\ of 1

26 2 180

>50

61 2

Ali

266

Al

40

*46

I ÎO

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8|?*?roig j***?»; ; H§śgg|?-Mg|g*;|*

g¹" Sg s^[^a[âî^'£?s-'S s[s ? TTTfl H° s|s.|° ?|g|?

206

205

1 IO

Ai

184

88

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476

460

HL

008

77

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77

78

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70_

LL

78₃

77

95

1 62

79

45

413

400

465

750

28

62

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Dieser Regulator besitzt konstante Energie für jede

Muffe n st ellun g.

Fig. 1087.

t..    .

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A»⁸.

Tabelle 137. Federregulator. System Tolle. Fig. 1089.

Theodor Wiede’s Maschinenfabrik, Act.-Oes., Chemnitz.

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Laufende No. .    .

0    1    2    3    4    5    6    7    8    9    10 11 12

ümdrelmnseD pro Min-

Muffenhub m mm

Energie S

kg

Arbeitsvermögen ugm

360 340 320 300300300300290 280 260 250 230 220

28 88 38 44 48 51 55 60 66 72 80 100 110 31,553,6 80 112130151 i75212 252 296 394 576 750

0,88 1,77 3,04 4 9 6,2 7,7 9,6 12,716,6 21,3 31,5 57,6 82

Maass

mm

Preis .    .

. i/.

70    84    98    112120130140154

88 105 123 140150162175193 84    96    112    130140150160174

52    60    76    84    88    94    102114

500 500 500 500500500500500 120 140 155 170185200230270

168 182 192 230 266 210 227 243 295 332 188 208 220 266 305 102 110 115 120 130 146 159 201 242 290 72 78 82 98 114 88 96 110 126 140 48 50 60 70 80 498 540 575 690 796 48 56 65 78 82 50 52 60 72 85 30 37 38 44 48 22 24 26 30 40 122 132 150 180 200 500 500 500 500 500 320 390 500 620 750

Tabelle 138. Federregulatoren System Trenck. Fig. 1090.

R. Trenck, Maschinenfabrik, Erfurt.

y---.,

i\

:::

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tï-

7

-1---------D----------------*-j

Laufende Nr.

01234    5    6    7    8

Umdrehungen pro Min. 300 280 260 240 220 200 180 160

Muffenhub m .    . mm

Energie S .    .

Arbeitsvermögen

o>

760

87,5

Maass D

d‘ .

O «O

„ k .

Preis poliert

r>

¹

Nach Tolle, Hütte 1899, Seite 592 u. f.

²

Nach Tolle im Taschenbuch der Hütte 1899, Seite 586.

Tabelle 139. Beyer*s Federregulator. Fig. 1092—1093

Franz Beyer & Co., Maschinenfabrik, Erfurt.

ir:

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1.

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KH

r- ¹

jii

Laufende No.

10    11    12    13    14    15    16    17

Umdrehungen pro Mm.

Muffenhub m .

Energie S .    . kg

Arbeitsvermögen . kgm

Maass D

mm

mm

Gewicht .    .

Preis poliert .

M.

300 280 260 240 30    40    50    60

42,5 87    150    237

1,28 3,48 7,5 14,2 310 395 490 570 395 510 590 660 400 450 550 650 25    30    35    40

220 200 180 160 70    80    95 115

337 475 675 950 23,6 38    64 110

655 760 885 1035 775 900 1015 1160 775 900 1050 1200 45    50    60    70

105 150 220 335 215 280 375 475

l\

Tabelle 140. Federregulatoren (0. R. G. M. 148 082).

Fig. 1094—1095.

Steinie & Hartung, Quedlinburg.

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Laufende No.

148 149 150 151 152 153 154 155 156

Umdrehungen pro Min. 300 300 280

Muffenhub m . . mm 30 40    40

Energie S

Arbeitsvermögen

.    . kg 37    54    80

kgm 1,1 2,16 3,2

270

50

106

5,3

260 250

60

70

160 242

9,6 16,9

240 230

80    90

335 518

26,8 46,5

210

100

835

83,5

Maass A ,

Preis poliert

mm 240 260 285 285 320 440 360 415 470 30 30    38

M. 115 130 145

315

480

r>

530

40

30,5

52

85

25

70

20

365 410

550 625

587

631

45

50

35

60

100

30

70

20

35

70

110

35

70

20

165 195 240

450 500 705 785 710 810 55    60

37,5 55 75    90

120 135 35 '50 85    100

20 22 300 400

560

855

916

70

65

115

170

60

105

25

520

Wahl der Grösse eines Regulators, a. Riderflachschieber.

Bezeichnen wir mit

I    $ F Druckfläche des Expansionsschie-

V    bers in qcm (in Flg. 1096 punktiert),

^    pi den Reibungskoeffizienten,

p den Dampf-Ueberdruck in Atm.,

P die zum Verstellen des Schiebers nötige Kraft in kg, so wäre nach üblicher Auflassung

Fig. 1096.

P=z F p p in kg .    .    (302)

In Wirklichkeit ist der Schieberwiderstand viel kleinerund zwar im Verhältnis der Längshewegung 2 • x des Schiebers zur jeweiligen Querbewegung (/.*)

Bezeichnet ferner

2 x den Hub des Relativ-Excenters (die Verschiebung beider Schieber unter sich s. S. 347), u die jeweilige Querbewegung,

so kann man als Annäherungswerte Tabelle 141 benützen, setzt man noch p, — 0,1 und die wirklich gedrückte Fläche = 0,7 F so erhalten wir als Mittelwert

P = 0,7 F • 0,1 • p •

2-x '    •

.    .    (303)

Tabelle 141. Werte von ₂ - und Zeit f.**)

Belastungsänderung =

10    15    20    40    60    80%

2-*

0,05

0,06 0,13 0,17 0,3 0,55 0,65

in Sek t

sig

0,5

60

1,4 2,5 4,5 5.-

Als normal gelte 10 °/₀ Belastungsänderung, damit soll die Verschiebung während einer Umdrehung stattfinden und wir erhalten:

0,004 F-p . . . . (304)

P = 0,7-0,1-0,06-F-p

Man wird also für einen Riderflachschieber als Schieberwiderstand den Wert der Gleich. 304 einsetzen und für grössere Belastungsänderungen als 10 °/₀ eine grössere Zeit t zum Verstellen der Steuerung in Kauf nehmen. Die Zeit t kann man aus Tabelle 141 entnehmen.

*) Auf diese Rechnungsweise wurde ich von Prof. Tolle aufmerksam

gemacht.

**) Zeit t giebt an, in welcher Zeit die Steuerung verstellt wird.

Zur schnellen Ermittelung der Druckfläche F dient Tabelle 142.

Tabelle 142. Werte der Druckfläche F für Riderflachschieber

_(s Seite 348).____

Schieber No.

Druckfläche F =

368 458 qcm.

100

124

158

186

216

260

Beispiel: Der Schieber No. 5 hat nach Tabelle 142 eine Druckfläche F — 216 qcm. Bei 7 Atm. Dampfdruck wird nach Gleich. 304 : P = 0,004-216-7 ~ 5,2 kg.

Die ganze Querbewegung h — 46 mm, mithin nach Gleich. 295 die Reibungsarbeit

= 5,2-46    240 kgmm.

Bei einem Unempfindlichkeitsgrad von s = 0,04 und unter Zugrundelegung eines Hartung’schen Federregulators, welcher nach Tabelle 121 eine Eigenreibung von R = 0,003 S besitzt, müsste sein nach Gleich. 296 :

6000 kgmm,

240

S • m =    + 0,003 S • m

wofür nach Tabelle 133 ein Regulator No. 95 zu nehmen wäre. Letzterer hat jedoch ein Arbeitsvermögen von S-m = 6880 kgmm, mithin nach Gleich. 294:

240

f — 6880 + 0,003'*

0,035 bezw. 3,5%,

d. h. die grösste Schwankung der Tourenzahl des Regulators bei 10% Belastungsänderung beträgt demnach 3,5%, meist jedoch

~ = 1,75%. Für Schwungrad nach Gleich. 301 Seite 308 soll dann

sein Sq 0,035.

b) Riderbüchsen und Kolbenschieber.

Bei diesen fällt der Widerstand zum Verstellen erheblich kleiner aus, da der Schieber vollständig entlastet ist und nur der durch das Gewicht des Schiebers sich ergebende Reibungswiderstand und die Stopf büchsreibung überwunden werden muss.

c) Ventilsteuerung.    «

Der Widerstand lässt sich bei Ventilsteuerung rechnerisch kaum ermitteln und muss man hierfür Erfahrungswerte, welche die Praxis ergiebt, zu Grunde legen.

Um nun für die

verschiedenen Steuerungsarten

von vornherein über den Schieberwiderstand Annäherungswerte zu besitzen, ist Tabelle 143 entworfen. Dieselbe giebt den Arbeitsbedarf der Verstellung der Steuerungen in kgmm.

21

Beispiel ZU Tabelle 143 Seite 322: Eine Dampfmaschine von 400 mm Cylinderdurchm. ist mit Kolbensteuerung ausgerüstet. Nach Tabelle 143 beträgt der Arbeitsbedarf 280 kgmm. Legt man nun einen Beyer-Regulator zu Grunde, welcher nach Tabelle 121 eine H a e de r, Dampfmaschinen.

Eigenreibung von /? = 0,01 S besitzt und nimmt als Unempfindlichkeitsgrad £

S-m

ii u

0,04 an, so ist nach Gleich. 296, Seite 305:

280

-j- 0,01 S m ~ 7000 kgmm = 7 kgm.

Diesem enstpricht nach Seite 318 ein Regulator No. 12 mit 7,5 kgm.

0,04

Tabelle 143. Arbeitsbedarf 9i zum Verstellen der Steuerungen in kgmm.

(für 10°/o plötzliche Belastungsänderung s. Seite 320).

Cyl.-Durchm. = j 200

250

300

350

400

450

500

600

700

800

90011000

Rider

Schieber^

flach

halbrd.

Büchsen

100200350 550 60 120 220350 50 100160220

800

1100

500

600

280

320

360

560

730

900

1050

1200

Ventil-

auslös. steuerg. I zwangl.

70 130190 130190 230

230

280

320

440

560

670

780

890

280 320

360

560

670780 890

1000

Beispiel hierzu Seite 321 unten.

Oelbremse.¹)

Anwendung: Bei zu kleinemUngleichförmigkeitsgradd'desRegulators. Zweck: Das Verhindern des unruhigen Schwankens um eine mittlere Gleichgewichtslage, hervorgerufen durch die Trägheit der Massen.

I;

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Fig. 1097—1098. Oelbremsen. Maassstab 1:4.

Fig. 1099-1100. Oelbremse nach Dr. Proeil.

Eine Oelbremse mit Federgehänge nach Dr. Proeil ist in Fig. 1099—1100 dargestellt. Es soll hier die starre Verbindung der Bremskolben mit dem Regulator durch eine elastische ersetzt werden.

Regulierung der Maschinen durch Drosseln.

Bei kleineren Maschinen (unter 200 Cylinderdurch-messer) lässt man den Regulator nicht auf die Steuerung, sondern auf eine Drosselklappe oder Drosselventil einwirken, und nimmt den Dampfverlust durch Drosseln in Kauf.

Einfachste Ausführung von

Drosselklappe und Drosselventil.

i

20

30

40

30

60

70

30

40

50

00

70

10

12

10

10

10

10

10

.12

12

10

16

18

16

130

140

23

35

150

l60

50

V-

65

80

175

12

18

185

20

12

12

80

14

6'm*

Tabelle 145. Universal-Regulier-Apparat. Fig. 1103—1104

v. Herrn • Hartung, Düsseldorf.

'W

90

16

90

100

110

120

100

103

129

135

18

13

12

20

200

95

110

20

22

24

14

15

10

18

13

13

13

14

20

20

22

22

215

230

240

250

120

130

HO

150

T".'

4,

c\\ \

Laufende Nummer

21

22

23

24

25

26 | ÿ7_

28    |    29

30

Durchmesser dei Oamplrohres .

30/35

40

50

60

70

80

90

100

110

120

Gewöhnliche Tourenzahl pr. Min.

1B5

185

185

170

170

.170

155

155

156

155

Energie in der Ventilstange hei 2% Geschwindigkeitsänderung in kg .    1,8

1,8

Dimension A

11*)

180

140

180

1,8

160

185

175

186

200

215

230

245

260

220

225

230

265

270

270

285

130

140

160

175

185

200

215

230

246

260

95

95

105

115

120

135

145

156

156

175

290

290

290

380

380

380

445

445

445

445

100

100

100

125

125

125

140

140

140

140

50

50

50

65

65

65

70

70

70

70

660

670

750

810

820

845

1045

1065

1065

1080

190

190

190

220

220

220

275

275

275

275

Preis in Mark

175

195

220

235

255'

280

300

320

385

21*

P ■ ■' Hll

fi

Expansionsapparate.

Die Anbringung eines Expansions apparates ist bei alten Maschinen unter Umständen vorteilhaft. Neue Maschinen mit solchen zu versehen, scheint wegen deren Kostspieligkeit überflüssig und erweckt in dem Beschauer die Ueberzeugung, dass der Konstrukteur nicht die nötigen Kenntnisse für den Entwurf einer selbstthätigen Expansion besitzt.

Die meisten Expansionsapparate geben dem Dampf nur für einen bestimmten Füllungsgrad den nötigen Durchgangsquerschnitt, während beiden anderen Füllungsgraden eine starke Drosselung stattfindet.

Durch’^Anwendung von Expansionsapparaten wird der schädliche Kaum der E xp a ns i ons p e r io de um den Inhalt des Schieberkastens vergrössert, man füttert letzteren deshalb mit Eisen aus ; Holz zersetzt sich in einigen Jahren.

Expansionsapparat v. Fritz Voss, Köln.

Indirekt wirkende Regulatoren.

Dieselben sind teurer in der Herstellung, regulieren aber viel besser als die direkt wirkenden. Der Unterschied in der Tourenzahl zwischen höchster, mittlerer und tiefster Kegul ator-stellung ist hier fast gleich Null.

mrrrïï

Fig. 1108-1108.

. Indirekt wirkender Regulator mit Reibungskuppelung von Ed. König.

Tira

Fig. 1109—1111. Via der nat. Grösse (mit Klauenkuppelung).

In der mittleren Stellung ist die obere und untere Klaue bezw. Keibungskuppelung ausgerückt. Hebt sich der Regulator, so kommt die obere Kuppelung in Eingriff und bewirkt durch Drehen der Gewindemuffe die Verschiebung der Zugstange der Steuerung.

""y"'

tfî-

-r--

Die Steuerungen.

Dieselben sind in Band 2 ausführlich behandelt. An dieser Stelle wollen wir uns nur mit Normalien gebräuchlicher Flachschiebersteuerungen befassen.

In der Hauptsache unterscheidet man 2 Arten von Flach-Schiebersteuerungen und zwar solche mit einem Schieber und solche mit 2 Schiebern. Von beiden Arten sind eine grosse Zahl verschiedener Konstruktionen entstanden, von denen die zur Zt. gebräuchlichsten sind:

einfache Muschelschieber,

Meyer-Schieber, fixe Expansion,

„    „ veränderliche Expansion,

Rider-Schieber, runde, halbrunde und flache.

Die Berechnung der Kanaldimensionen ist auf Seite 197 erklärt und sei hier noch bemerkt, dass man den Kanal im Grundschieber av also für den Dampfeintritt, kleiner macht als den Kanal im Schieberspiegel a, also für den Dampfaustritt, und zwar etwa

(305)

ax f>o 0,8 a .

man

lässt also für den Dampfeintritt eine grössere Dampfge-

schw indigkeit zu.

Die Kanalweite a₀ (Fig. //30, Seite 330) ist so gross zu wählen, dass in äusserster Schieberstellung noch die Kanalweite a offen bleibt, also

.    .    (306)

«o

/' + r + o — c Bedeutung der einzelnen Buchstaben s. Seite 331 u. f.

Q wirksamer Kolbenquerschnitt in qcm (Gleich. 10, Seite 27), c mittlere Kolbengeschwindigkeit in Mtr. pro Sek., v = 26 — 34, im Mittel 30 Mtr.

(306 a)

Dampfgeschwindigkeit pro Sek. (vergl. auch Seite 197),

so ist

. . (307)

L.

Q.C .

a-O— -y- m qcm .    .

Aus den Tabellen 147—156 nimmt man nun einen Schieber, welcher dem gerechneten Wert am nächsten kommt.

1. Beispiel : Eine Dampfmaschine von 200 mm Durchm., 300 mm Kolbenhub, n — 150 Umdrehungen pro Min., soll einfache Schiebeisteuerung erhalten. Welcher Schieber ist zu nehmen?

Nach Gleich. 9, Seite 27 :

mittl. Kolbengeschw. c =

Nach Gleich. 10, Seite 27:

wirks. Kolbenfl. Q = 0,98 • ^ • 20² ~ 307 qcm,

2 • 0,3 • 150

60

--^ 1,5 Mtr.

nach Gleich. 306a setzen wir v = 30 Mtr., mithin nach Gleich. 307:

15,4 qcm,

entspr. einem einfachen Schieber No. 5 nach Tabelle 147, Seite 329.

,    307-1,5

Kanalquerschnitt a-6 = ——~— oU

2. Beispiel : Für eine Maschine 425 mm Durchm., 800 mm Hub, n = 75 Umdrehungen pro Min., ist eine Doppelschiebersteuerung zu bestimmen.

Nach Gleich. 9, Seite 27:

mittl. Kolbengeschw. c —

Nach Gleich. 10, Seite 27: wirks. Kolbenfl. Q = mithin nach Gleich. 307 :

2-0,8-75

60

2 Mtr.,

0,98    42,5²

1390 qcm,

1390-2

30    ~ 93 qcm'

Kanalquerschnitt a-b — also nach Seite 347 ein Doppelschieber No. 7.

I. Einfache Schiebersteuerung.

Dieselbe wird angewandt für kleinere Maschinen bis etwa 225 Durchm. und ist für einen bestimmten Füllungsgrad (meistens 60 bis 70°/o) eingerichtet. Man kann auch 50 °/₀ erreichen. Die Regulierung des Ganges bezw. der Leistung erfolgt durch Drosselapparat (vgl. Seite 323).

Die für unsere Normalmaschinen (Tabelle 46 Seite 68) geeigneten Schiebergrössen können aus Tabelle 146 entnommen werden.

Tabelle 146. Schiebergrössen für normale Maschinen.

Cylinderdurchm. Kolbenhub Touren pro Min.

1) =

90    120

160 200 200 180

160

190

225

250

300

350

165

150

135

Schieber No.

(Seite ö28 bis 331.)

Bei den kleinsten Schiebern ist die Kanalweite mit Rücksicht auf Ausführung grösser genommen als die Rechnung mit v = 26—34 Mtr. Dampfgeschwindigkeit ergiebt.

Ausführungsformen der Muschelschieber.

r    I

Tia

mmr

Fig. 1112—1121,

Man erkennt aus Flg. 1112—1121 das Bestreben, den Angriff der Schieberstange möglichst in die Nähe des Schieberspiegels zu bringen, um Unrundwerden des letzteren zu vermeiden.

Schieberdiagramm.

Tk Tki Totpunkte der Maschinenkurbel, 0 G Richtung des Excenters bei Beginn des Hubes,

XX Mitteliage des Excenters.

Es ist in der Kurbelstellung 0 Ve Beginn des Dampf ein tritts,

0 Ex Dampfeintritt geschlossen,

0 Va Beginn des Dampfaustritts,

0 C Dampfaustritt geschlossen.

Druckdiagramm i. u. ii.

qr ist die auf die Kolbenfläche reduzierte Fliehkraft der hin- und hergehenden Massen im toten Punkt (unendlich lange Treibstange).

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Fig. 1128-1129.

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Fig. 1125-1127.

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Dampfdiagramm

Fig. 1122—1124.

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Tabelle 147. Diagramm der einfachen Schiebersteuerung. Fig. 1122—1129.    (S. auch Seite 13)

(Fig. 1122—1127 zeigt Diagramm für Schieber No. 4 in natürl. Grösse.)

No.

15,4    22,4

(190) I (225).

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Schieber........

Kanalqnerschnitt in qcm .    .

(Beiläufiger Cylinder-Durchm.)

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Kanalweite im Schieberspiegel.....,

Nötige Kanalweite für den Dampfeintritt .

Aeussere Deckung.....

Innere Deckung*).....

Excentricität.......

Aeusseres lineares Voreilen Inneres lineares Voreilen Voreilwinkel in Grad .    .    .

Cylinderfüllung......^

Verfrühter Dampfaustritt. .    . >

Kompression.......

Kolbenhub = 1 gesetzt

Aus Druckdiagramm I ist ersichtlich, dass bei 7 Atm. abs. und voller Arbeit der Maschine Tourenzahl nach Tab. 146 der Druckwechsel im Gestänge genau im toten Punkt statifindet, dagegen zeigt das Druckdiagramm II, wie bei 5 Atm. abs. Eintrittsspannung der Druckwechsel bereits in der Kurbelstellung 0 R, um den <^f ß vor dem toten Punkte erfolgt; siehe auch Massen Wirkung.

*) Für gleiche Kompressionswege [siehe auch Fehlerglied, Band 2] nehme man die innere Dediung vorn = 1,3?, hinten = 0,7?.

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Fig. 1134—1135. Gewöhnlicher Muschelschieber.

A Dampfschieber, B dickwandiges Pressrohr zu A, wird genau eingepasst? so dass man die Schieberstangenmuttern fest anziehen und der Schieber sich noch leicht zwischen den Unterlegscheiben bewegen und so trotz eventl. Abnutzung sich stets auf den Schieberspiegel aufsetzen kann.

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Fig. 1180—1133. Mufcchelechieler.

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26

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Kasten

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4,5

80

06

100

115

130

3,5

4,5

Tabelle 148. Einfache Schiebersteuerung. Fig. 1130—1133.

(Zum Schieberdiagramm TabelJe 147, Seite 329, also für 0,6 Füllung.)

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Schieber

Schieberspiegel

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35

35

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43

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20

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44

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34

25

54

13

14

30

10

(75)

24

24

28

28

32

28

28

32

32

36

14

14

16

16

18

17

47

10

37

37

2,5

28

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16

15

45

12

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18

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10

16

16

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15

(120)

20

20

23

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14

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10

36

126

12

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17

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11

20

(160)

72

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16

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61

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56

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4,5

11

12

39

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15

20

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28

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(225)

Schieber

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2,1

3,6

5,8

10

15,4

22,4

No.

*) Beiläufiger Cylinderdurchm. bei Hub und Touren nach Tabelle 146, Seite 327.

**) Für gleiche Kompressionswege nehme man die innere Deckung vorn 1,8?, hinten 0,7?. Betr. Breite der Tragleiste 0,5 (f — bj beachte man Seite 382 oben.

II. Doppelschiebersteuerung,

a) Meyer-Steuerung, fixe Expansion.

Dieselbe wird ausgeführt für kleine und mittlere Maschinen und meistens für einen Füllungsgrad von etwa 30% eingerichtet. Die Regulierung erfolgt durch Drosselapparate (s. Seite 323). Die allgemeine Form einer solchen Steuerung zeigt Flg. 1137

bis 1138.

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Fig. 1137—1138. Steuerung mit fixer Expansion.

b) Meyer-Steuerung, veränderliche Expansion

unterscheidet sich von der vorhergehenden in der Hauptsache durch Anwendung eines geteilten Expansionsschiebers. Die Expansionsschieberstange erhält Rechts- und Linksgewinde, sodass man durch Drehen derselbeu die Expansionsschieber der Leistung der Maschine entsprechend einander nähern oder weiter auseinander bringen kann. Die grösste Füllung, die ein solcher Schieber zulässt, wird erreicht, wenn die Expansionsschieber dicht zusammen stehen.

Diese Steuerung findet hauptsächlich Anwendung für Maschinen mit nahezu konstanter Arbeitsleistung und für Nieder-druckcylinder von Mehrfach-Expansionsmaschinen. Die Regulierung erfolgt von Hand mit Hülfe der Stellvorrichtungen Seite 338 u. f. Man findet, allerdings selten, auch Verstellen der Expansionsschieberlappen durch Regulatoren, hierfür sind jedoch umständliche und teuere Einrichtungen erforderlich.

^ In Flg. 1139 — 1140 ist die allgemeine Form eines solchen Schiebers dargestellt.

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Fig. 1139—1140. Meyersche Steuerung mit veränderlicher Expansion.

Bei der Konstruktion hat man darauf zu achten, dass die Entfernung vom Angriffspunkt der Expansionsschieberstange und Grundschieber möglichst klein wird (Fig. 1141), um Unrundwerden und Ecken zu vermeiden.

Fig. 1141.

Ferner hat man auf das Einbringen der Expansionsschieber zu achten, d. h. den Schieberkasten gross genug zu wählen. Fig. 1143 zeigt ein derartiges Zusammenbauen.

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Fig. 1143. Einbauen der Expansionsschieber.

Man baut die beiden Mitnehmermuttern, wie in Fig. 1143 angedeutet, ein und kann dann die Mutter der Expansionsschieber, links beliebig drehen.

Zur Erzielung einer guten Schieberführung führt man die Schieberstange des Grundschiebers durch wie in Fig. 1137 und auf Seite 334 und 336. Ausführungen mit Hammerkopf wie in Fig. 1139 ergeben allerdings eine geringere Entfernung vom Schieberspiegel bis Mitte Schieberstange, aber die Führung an sich wird schlechter, deshalb sollte man diese Anordnung unterlassen.

Um nun die Vorteile des möglichst tiefen Stangenangriffs mit dem der guten Führung zu vereinigen, wendet man Schieberrahmen an (Fla. 1165, Seite 338). Dieselben werden aus Schmiedeeisen hergestellt und genau schliessend auf den Grundschieber gepasst, sind aber in der Herstellung sehr teuer.

Betr. Benutzung der Tabellen 150 und 151 beachte man, Seite 326.

Die für unsere Normalmaschinen (s. Seite 68) geeigneten Schiebergrössen können aus Tabelle 149 genommen werden.

Tabelle 149. Schiebergrössen für normale Maschinen.

Cylinderdurchm. D — Kolbenhub .    . H —

Umdrehungen . n =

190 225 250 275

300 350 400 450 150 135 120 112

300 350 500 600 106 95

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Schieber No. .    .

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Fig. 1150-1153.

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Fig. 1144—1148.

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Tabelle 150. Doppelschiebersteuerung, fixe Expansion. Fig, 1144—1149. (Schieberdiagramm s. S. 346.) (Abbildung Fig. 1144—1148 zeigt Schieber No. 3 im Maassstab 1 : 6.)

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155    82    50

175    94    57

210 112 65

230 123 75

255 135 85

300 160    95

340 185 110

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Schieber

Schieberspiegel Stangen

Schieber

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(250)

(275)

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(400)

(450)

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*) Beiläufiger Cylinderdurclim. bei Hub und Touren nach Tabelle 149, Seite 833.

Das Maass l ist abhängig vom Füllungsgrad, man beachte Diagramm Seite 346, auch betr. der Excentricitäten. Betr. Breite der Tragleiste 0.5 (f — b) beachte man Seite 382 oben.

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Fig. 1160—1164. Teile zur Meyer-Steuerung.

A Grundschieber, B Gasrohr zu A, C zwei Expansionsschieber, F Feder zu C, G zwei Spindelmuttern

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Fig. 1154-1158.

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f/gr. /754 Mittelstellung für grösste Füllung, Fig. 1159 für kleinste Füllung.

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Tabelle 151. IVleyersche Steuerung, veränderliche Expansion. Fig. 1154 — 1159. (Diagramm Seite 346.) (Abbildung Fig. 1154—1158 zeigt Schieber No. 3 im Maassstab 1 : 6.)

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*) Beiläufiger Cylinder dur chm. bei Hub und Touren nach Tabelle 149, Seite 333.

tc    **) Für 0-0,65 Füllung, wird die kleinste Füllung grösser als Null gewählt, so können w und C kleiner werden,

^gross sein, dass bei der Stellung, grösste Entfernung beider Schieber unter sich, ein Oeffnen von innen vermieden wird.

Betr. Breite der Tragleiste 0,5 (f—b) beachte man^Seite 382 oben.

Tabelle 152. Schieberrahmen.²) Fig. 1156—1166.

SN

Jl

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Maschine

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¹

Indirekt wirkende Regulatoren (S. 324) brauchen keine Oelbremsen.

²

Die Maasse der Tabelle 152 sollen nur als Anhalt dienen, dieselbe stimmen mit den Schiebern nicht genau überein,

Stellvorrichtung für Meyersche Steuerung.

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Fig. 1167-1171.

Die Expansionsexcenterstange muss wie bei der Rider-Steuerung (vgl. S. 350 u. f.) drehbar sein im Gelenk des Excenterstangenangriffes. Man kann auch zwischen Führungsbock und Schieberkasten eine Muffe {Fig. 1167 bis 1171) einschalten.

Die Stellvorrichtung selbst wird auf verschiedene Art und Weise ausgeführt. Vergl. Fig. 1172—1180.

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Fig. 1172—1173. Einfachste Ausführung für kleine Maschinen.

Fig. 1174—1176 (s. Seite 341).

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Fig. 1177-1180 (s. Seite 340).

Ausführung Fig. 1174—1176 wird zwischen Führungshock und Schieberkasten angeordnet, Fig. 1177-1180 dagegen an der hin^-teren Schieberkastenwand.

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Eine ähnliche Ausführung zeigt Fig. 1181—1182, Dieselbeist etwas einfacher als Fig.1177—1180, darum auch billiger und beansprucht wreniger Raum zur Aufstellung.

Fig. 1181-1182.

Die am hinteren Ende des Schieberkastens angebrachte Stellvorrichtung hat sich am meisten eingeführt.

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Fig. 1183. Meyerscher Schieber mit verstellbarer Expansion.

R Handrad, Z Zeiger, welcher die jeweilige Füllung angiebt, G und C jExpansionsschieber.

Tabelle 153. Stellvorrichtung mit Scala (fig. 1184—1186)

zur Meyerschen Schiebersteuerung.

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Tabelle 154. Stellvorrichtung mit Skala (Fig 1187—1188)

Meyer’schen Schiebersteuerung (Seite 336).

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Bei dieser Konstruktion fällt das Handrad sehr klein aus und wird deshalb mit einem Sechskant versehen, um event. mit dem Schraubenschlüssel verstellen zu können. q ist für 0,0—0,65 Füllung bestimmt.

Gewinde der Schieberstange s. Tab. 163, Seite 373.

c) Rider-Steuerung.

Die Rider-Steuerung unterscheidet sich von der Meyerschen Steuerung dadurch, dass die Expansionsplatten durch einen Trapezschieber er_ setzt werden. Durch Drehung der Expansionsschieberstange wird die Kanten - Entfernung L—l variabel (s. Fig. 1189). Das Schieberdiagramm ist hier ohne weiteres zu verwenden.

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Fig. 1189.

Rider-Schieber werden ausgeführt als geschlossene, offene

oder flache Schieber.

Der geschlossene oder Büchsen-Rider*Schieber (Fi(j. 1/90—1191) hat den Machteil, dass er für dauernden Betrieb nicht dicht hält. Der Vorteil dieser Anordnung liegt hauptsächlich in der durch die Entlastung bedingten leichteren Verstellbarkeit des Expansionsschiebers durch den Regulator. Das Einarbeiten (der schrägen Kanäle in die Grundschieberbüchse und den Expansionsschieber ist teuer.

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Fig. 1190—1191. Geschlossener oder Büchsenriderschieber.

Bei dem offenen Rider-Schieber stellt sich Undichtigkeit nicht so leicht ein, da durch den Dampfdruck der Expansionsschieber innen auf den Grundschieber gedrückt und so ein Dichthalten der Expansionsschieberfläche gewährleistet wird. Die allgemeine Form eines solchen Schiebers ist in Fig, 1192-1193 dargestellt.

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Fig. 1192—1193. Halbrunder Rider-Schieber.

Will man mit dem offenen Rider-Schieber einen ebenso günstigen Dampfabschluss erreichen, als mit der Meyerschen Steuerung, so ist die Kanalhöhe c == der Kanalbreite 6*) zu nehmen. Zur Umgehung der daraus resultierenden grossen S c hi e b er dim ension en begnügt man sich häufig mit der Kanalhöhe c = 0,8 b und nimmt dadurch eine stärkere Drosselung des Eintrittsdampfes am Ende der Admissionsperiode in Kauf. Näheres hierüber s. Band 2 „Steuerungen

Der früher so häufig angewandte offene Rider-Schieber is^ in neuerer Zeit verdrängt worden durch den sogenannten flachen Rider-Schieber (S. 348).

*) Fig. 1189 Seite 342.

Fig.1194—1197 zeigt einen solchen Rider-Flachschieber, die hier gezeichnete Verdrehung mit Zahnrad und Zahnstange vermeide man, da entweder der Angriff des Regulatorgestänges auf die Expansionsschieberstange ebenfalls mit Zahnstange erfolgen muss, oder sonst ein Fehler sich einstellt, vergl. Fig.1201—1205.

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Fi g. 1194-1197.

Rider-Schieber mit 30° Neigung und 3 Kanälen.

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Fig. 1198—1200. Rider-Flachschieber mit 8 Kanälen.

Dieser baut etwas höher, da bei S (Fig. 1198—1200) ein Spielraum bleiben muss und ergiebt etwas weniger Drosselung als der Schieber mit 2 Kanälen und 40° Neigung.

Mit der Ver-

Der Drehwinkel der Expansionsschieberstange.

Schiebung des Expansionsschiebers ändert sich auch der Drehwinkel der Expansionsschieberstange und damit auch die für die Zugkraft in Betracht kommende Hebellänge, also auch das

Fig. 1203.

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^ Rider-Flachsohieber ;    <\j 40 ⁰ Neigung.

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Fig. 1204.

Rider-Flachschieber 30° Neigung.

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Drehmoment. Demnach ist es von Vorteil, den Drehwinkel klein zu halten. Wird der Schieber durch Daumen (Fig 1201—1202) bewegt, so findet hei den verkürzten Hebellängen ax und Fig. 1203—1205 ein Ausgleich statt.

Fig. 1205.

Drehwinkel zu gross.

Die Abmessungen auf Seite 348 - 349 sind so gewählt, dass der Ausschlag des Expansionsschiebers ca. 50° beträgt.

Bei der Konstruktion der Rider-Schieber hat man darauf zu achten, dass in keiner Schieberstellung von innen Dampf ein* strömt. Zu diesem Zweck muss man die verschiedenen Stellungen, welche auftreten können, für kleinste und grösste Füllung zeichnerisch festlegen. Wie hierbei zu verfahren ist an Hand des Schieberdiagramms, zeigt Fig. 1224—1226 auf Seite 348.

Eine gute bewährte Ausführung flacher Rider-Schieber zeigt Fig. 1219—1223. Das Modell des Grundschiebers ist sehr einfach (jedenfalls billiger als das des halbrunden Rider-Schiebers Fig.1192), die Konstruktion bietet einen sehr guten Abschluss der Dampfeintrittsspannung, da die Einlasskanäle reichlich breit ausfallen. Ich habe denselben für alle Maschinengrössen durchgearbeitet und kann mit Konstruktionszeichnungen dienen.

Auch beim Rider-Schieber muss, wie bei der Meyer-Steuerung. darauf geachtet werden, dass die Schieberstange den Schieber möglichst tief (also näher der Schieberfläche) angreift, da sonst ein Hohl- bezw. Rundwerden des Schieberspiegels ein-treten kann (s. Seite 333.)

Bemerkung zu Tabelle 155 und 156 (Seite 347 und 349.)

Die kleinste Füllung ist so gewählt, dass der Expansions-Schieber schon abschliesst, bevor der Voreintritt des Dampfes beginnt (Kurbelstellung 0 Ve im Diagramm Seite 346), also Dampf nicht in den Cylinder gelangen kann. Ein Durchgehen der Maschinen (selbst bei sehr grossen schädlichen Räumen) ist also nicht zu befürchten.

Die Excentricität des Expansionsschiebers ist grösser als diejenige des Grundschiebers. Hierfür war der Grund: Erzielung eines möglichst grossen Relativexcenters bezw. schnelleres Ab-schliessen des Expansionsschiebers (s. Band II Steuerungen).

Der Expansionsschicber ist zum Verdrehen mit 2 Keilen auf der Schieberstange befestigt der Art, dass eine Längsverschiebung nach Lösen der Muttern stattfinden kann. Die Keile sind also nur schliessend in die Schieberstange eingepasst.

Zum Centrieren des Mitnehmers auf der Schieberstange greifen die Innenmuttern mit einem Ansatz an den Mitnehmer (Fig. 1220, Seite 348).

Betr. Wahl eines geeigneten Schiebers für eine gegebene Maschine beachte man Seite 326. Ferner sind in Tabelle 149 (Seite 333) für die Normalmaschinen Seite 68 die entsprechenden Schieberdimensionen gegeben.

Bei Bestimmung der Schieberkastenbreite ist der Ausschlag des Expansionsschiebers zu berücksichtigen. Zur Vermeidung zu grosser Abmessungen ist eine Aussparung vorgesehen (siehe Seite 232).

Fig. 1206—1212 zeigt die perspektivische Ansicht der Teile eines Rider-Flachschiebers.

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Fig. 1206—1212. A. Grundschieber, B Pressrohr, C Expansiousschieber, JE Mitnehmer, JFFeder, O Schrauben zu F, J/Druckstück, »/Schrauben zu TT.

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Fig. 1218.

OK Richtung der Kurbel,

OG    „ desGrundexcenters,

OE    „    „ Expansions

excenters.

Schieberdiagramm.

0 Ve Beginn desDampfeintritts, OF    „    der Expansion,

0 Va    „    des Dampfaustritts,

0 C    „    der Kompression.

Pfeil 1 Drehrichtung der Diagrammkurbel,

Pfeil 2 Drehrichtung der Maschinenkurbel.

Druckdiagramm.

<7j ist die auf die Kolbenfläche reduzierte Fliehkraft der hin- und hergehenden Massen im toten Punkt (unendlich lange Treibstange)". S. auch Abschnitt „ Massen Wirkung “.

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Fig. 1216—1217.

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Fig. 1213-1215.

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Tabelle 155. Diagramm der Expansionsschiebersteuerung. Fig. 1213—1217 (s. auch Seite 345). (.Fig.1213—1217 zeigt Diagramm für Schieber No. 6 im Maassstab 1:2.)

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Schieber Nummer

39,6    48    69    91    116

(275)    (300)    (350)    (400    | (450)

22    24    30    35    j    40

18    20    24    28    :    32

18    20    24    28    i    32

10    12    14    16

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15    17    20    23    26

36    40    48    56    64

4    48    58    67    77

42°    42°    41°    41°    41°

90°    90°    90°    90°    90°

33    36    44    51,5    59,5

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Kanalquerschnitt in qcm .    .

(Beiläufiger Cylinderdurchm.)t)

Kanalweite im Schieberspiegel *    „ Grundschieber

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35

40

36

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21

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33

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Voreilwinkel des Grundexcenters

,, Expansionsexcenters . . . . dj = Grösste Entfernung beider Schieber unter sich

Aeussere Deckung Innere

Aeusseres lineares Voreilen Inneres

Excentricität des Grundschiebers

( 0,65 Füllung

0,6

0,5

0,4

0,3

0,2

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kleinste**),

Die veränderliche Entfernung L—/ der arbeitenden Kanten im Schieberdiagramm mit y bezeichnet für

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Mittelstellung für Aeusserste Stellung Aeusserste Stellung kleinste und links für kleinste 0,65 Füllung.    Füllung.    für 0,65 Füllung.

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Fig. 1224—1226 (X s. Seite 347).    ,

Neigung der Kanäle 40° 2 Federn F dienen zum Aufdrücken des Expansionsschiebers. Der Krümmungsradius der Feder soll so gewählt sein, dass eine gleitende Bewegung von Feder und Unterlage nicht ein tritt Die obere mittlere Hilfskonstruktion dient zur Ermittlung der Kanalkanten des Expansionsschiebers.

Maass 4, £ und B ergeben sich genau beim Aufzeichnen.

Fig. 1219—1223.

Tabelle 156.* Flacher Rider-Schieber. Fig. 1219—1226 (s. auch Seite 345 und 346—347). (Abbildung Seite 348 zeigt Schieber No. 6 im Maassstab 1:9.)

Stangen

Schieber

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112 112 160 270

123 122 178 300

135 140 197 330

1601163 2351390

185 188 273 455

210 215 310 520

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280 40 42 22 50

320 43 46 24 60

360 46 50 27 70

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2    22,4    (225)

3    32 II (250)

4 j 39,6    (275)

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Die Dimensionen a, av e und / nehme man aus Tabelle 155, Seite 347.

*) Beiläufiger Cylinderdurchm. für normalen Hub und normale Touren s. Tabelle 149, Seite 333. Betr. Breite der Tragleiste 0,5 (f—b) beachte man Seite 382 oben.

Der Angriff des Regulators

auf die Expansionssohieberstange kann in verschiedener Weise erfolgen und sind in folgendem elf Konstruktionen angegeben.

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Fig. 1227.w Mit Kugelgelenken.

Herstellung der Kuge 1 g el enk e nicht teuer, da nur Dreherarbeit.

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Fig. 1228-1280. Führungsstücke aus Gusseisen oder Stahlguss.*)

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Fig. 1231—1232. Führungsstück aus Gusseisen.

Der RegulatorhebeF/? in Fig. 1241 (folgende Seite) macht die hin- und hergehende Bewegung der" Expansionsschieber-

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Fig. 1233—1237. 1:8 Kugelgelenke für hin- und hergehenden Regulatorhebel.

*) Wird häufig ausgeführt.

Fig. 1238-1240 gehört zu Fig. 1241,

Stange E mit; die Verbindung mit dem Regulator geschieht besten mit den in Fig. 1233—1240 dargestellten Doppelgelenken. Die Zugstange in Fig. 1238—1240 muss sehr la'ng (10 mal Schieberhub) sein, sonst wird die Regu-lätormuffe durch den hin- und hergehenden Hebel R in fortwährendes Zucken versetzt.

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Fig. 241.

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Fig. 1242-1243.

Anwendung eines besonderen Lagerbockes für den Hebel R.

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-    Fig. 1244-1246.

Die Vierkantführung lässt sich schlecht bearbeiten und ist nicht zu empfehlen.

G Grundschieberstange, E Expansionsschieberstange, /? Hebel zum Angriff der Regulatorstange.

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Fig. 1247—1248. Ausführlich^detalliert^auf-;Seite~356, 337 und 375, jedoch mit von aussen nachstellbaren Schieberstangen.

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Fig. 1249—1251. Die Muttern^mitptechts-und^Linksgewinde gestatten ein bequemes Einstellen der Schieberjjselbst während des Ganges der Maschine.

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Fig. 1252. Die Kröpfung der Grundschieberstange in dieser Ausführung ma» für geringen Druck und nicht zu grosse Maschinen gestattet sein.

Auf keinen Fall soll man die folgende Konstruktion (Fig. 1253) ausführen. Die Uebertragung von der Excenterstange

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Fig. 1253. Falsche Ausführung.

G{ nach der Grundschieberstange G hat sich in der Weise $nie bewährt, ebenso [schlecht ist die Ausführung 'nach Fig. 1254,

Statt des Umdieeckegehens der Grundschieberstange wende

man die Schwinge an.

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Fig. 1254.

Dio Anwendung einer Schwinge an und für sich kann als saehgemäss betrachtet weiden. Bei richtiger Anordnung zeigen sich selbst bei langjährigem Betriebe keine Nachteile.

Man kann demnach in Fällen, wo die Scbieberkanäle zu lang aus-fallen, auch bei einer neuen Maschine die Schwingen anordnen.

Konstruktion der Schwinge filr Schieberbewegung.

Die Grundexcenterstange G (Fig. 1255—1260) greift an der gusseisernen Schwinge A an. Durch letztere wird die Bewegung vermittelst eines kurzen Zwischenstückes D auf die Schieberstange G übertragen.

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Fig. 1255—1260. Anordnung der Schwinge.

A Schwinge; B JB{ Augenlager; C Platte; D Zwischenstück von <3 und A ; F Welle; G Grundschieberstange Gt Excenterstange zu Gr; E Expansionsschieberstange; Ei Excenterslange zu E.

Die Schwinge 4 ist unten mit einer Welle versehen. Eine gusseiserne Platte mit zwei Augenlagern dient zur Lagerung derselben. Haeder, Dampfmaschinen.

BeinT [Konstruieren der Schwinge beachte man folgendes (s.

auch Hg. 1255-1260): das M a a s s l mache man möglichst lang, die Welle F nicht zu schwach ;

die Augenlager BBl sollen abnehmbar sein (also nicht angiessen) ; die Platte C wird mit Steinschrauben befestigt;

das Zwischenstück D erhält durch Keil nachstellbare Buchslager.

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Fig. 1261. Schwinge zur Uebertragung des Excenterhubes auf den Grundschieber.

Schieberstangenführung und Regulatorantrieb.

Den hier gezeichneten Details entspricht die Ausführung auf Seite 356, letztere hat jedoch von aussen nachstellbare Schieberstangen.

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Fig. 1262—1274. Schieberstangenführung.

A Führungsbock, B Stiftschrauben zum Führungsbock, C Stiftschrauben

zur Regulatorsäule, D Stiftschrauben zum Regulatorantriebsbock,

E Schmierröhrchen, F Schmiertopfdeckei, G Führungsbüchse zur Regulatorspindel, H Büchse zur Grundschieberstange, J Mutterring dazu, K Führungsbüchse zur Expansionsschieberstange, L Mutterring dazu, M Regulierhebel (Klemmhebel) zu /(, N Kopfschraube dazu.

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Fig. 1275—1299. Regulatorgestänge.

a Konsol, 6 Stahlspur für die Regulatorspindel, c Lagerbüchse der Antriebswelle, d Regulatorantriebswelle, e Riemscheibe z. Regulatorantrieb, f Keil zu e, g Federkeil zu h, ql Stiftschraube zu g und */, h zwei konische Zahnräder, / Regulatorsäule, k Grundring zur Regulatorspindel, l Regulatorhebel, m Bolzen mit Mutter, Stiftschräubchen zu m, m₂ Spl int zu m, n Gleitring, o Schrauben zu /?, p und /?₃ Zugstangen, q Bolzen zu p, ql Stift Schräubchen zu <7, q₂ Splint zu gr, r Muffe mit Rechts-und Links-Gewinde, s Bolzen mit Mutter, $₁ Stiftsch räubchen zu s, $2 SplinPzu s, t Schmierölfänger, u Stiftschrauben dazu.

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Fig. 1314-1315.

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Fig. 1300-1313.

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Der Schmierfänger F (Fig. 1300—1313) soll zam Schutz des Regulatorriemens gegen Oel dienen. Die Buchse d ist drehbar, Buchse f fest. Wie in Fig. 1314—1315 gezeigt, muss hei dem mittleren Schmierloch eine Aussparung angeordnet werden, damit in jeder Stellung dem Führungsstück Oel zugeführt werden kann.

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Tabelle 157. Schieberstangenführung und Regulatorsäule. Fig. 1300—1315.

(s. auch Seite 367, 375 u. 376.)

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CD

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Schieber-

Maschinen

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72

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450

800

*) Für normale Touren nach Tabelle 149, Seite 333. Dimensionen A, B, M und x richten sich nach dem gewählten Regulator.

¹

Die Maasse der Tabelle 152 sollen nur als Anhalt dienen, dieselbe stimmen mit den Schiebern nicht genau überein,

Aeussere Steuerungsteile der Schiebersteuerungen.

Excenter. Schieberstangenführung. Führungsbock. Gelenke. Schieber- und Excenterstangen.

Excenter und Excenterbügel.¹)

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Fig. 1316- 1325. Excenter mit Bügel.

A geteilte Excentersoheibe, A₁ Exoenterscheibe [ungeteilt], B Excenterbügel-hälften, C Zwischenlage, D Schrauben zur Verbindung von Excenterbügel mit Stange, E Schrauben zur Verbindung der Excenterbügelhälften, F Keil, G Schmiertopfdeckel, U Keilschraube zur Verbindung der^Excenterecheiben A.

Andere Ausführungsformen]

und Befestigungen'des Excenterbügels mit der Stange.

Um das Heisslaufen der Excenter zu vermeiden, verlangen^die-selben sehr sorgfältige Bearbeitung.

Die Anwendung von Weissgussfutter ist empfehlenswert.

Die Querschnittsform der aufeinandergleitenden Bingflächen wird in den meisten Fällen nach Fig. 1342—1343 ausgeführt. Die Bearbeitung des Bügels ist sehr schwierig, weil der Dreher den Gleitflächen mitTder Feile nicht beikommen kann.

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Fig. 1342—1343. Fig. 1344. Fig. 1345. Fig. 1346.    Fig. 1347.

Weissguss. Querschnittsformen für kleinere Excenter.

Befindet sich z. B. am Punkt a (Fig. 1342) irgend ein harter fremder Körper im Guss oder ist das Material etwas hart, so lässt sich überhaupt ein glatter Lauf schwer erzielen.

Etwas leichter geht es schon bei Anwendung von Weissgussfutter (Fig. 1344). Eine andere Querschnittsform, bei welcher man sowohl der Excenterscheibe als auch dem Excenterbügel mit der Feile beikommen kann, zeigt Fig. 1346—1347. Für den Grundschieber lässt man (Fig. 1347) alle drei Flächen a a und b tragen, für den Expansionsschieber nur die Flächen aa.

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Fig. 1348*

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Bügel

mit fctange ^aus einem Stück geschmiedet.

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[Dasselbe Excenter treibt auch die Speisepumpe an. Bei Schiffsmaschinen ausgeführt ü- (s. auch S. 385 u. f.)

In neuerer Zeit bildet man den Querschnitt gern nach Fig.1348 aus (s. auch S. 360). Kleinere Ungenauigkeiten bei der Montage machen sich durch Ecken und daraus resultierendes Warmlaufen nicht so leicht störend bemerkbar als bei anderen Querschnittsformen. Neigung des Binges etwa

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C— 10 ' 2 *

Als Nachteil könnte man einwenden : das Oel wird infolge der Centrifugalkraft nach der Mitte gehen und die äusseren Flächen trocken bleiben. Bei grossen Excentern (über 1,5 Mtr. Um-fangsgeschw.) muss man Fig. 1344 an wenden, da bei Fig. 1344 bis 1347 das Oel fort geschleudert wird (s. ,,Walzenzugmaschinenu).

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Fig. 1350—1352. Kleinere Excenter.

Für Excenter mit grosser Umfangsgeschwindigkeit ist Querschnitt Fig. 1344 zu wählen.

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Tabelle 158. Excenter. Fig. 1350—1357 (s. auch Seite 362—363).

(Fig. 1350—1352 zeigt Excenter zum Schieber No. 3, Fig. 1353—1357 Excenter zum Schieber No. 8 der Doppel-¹    Schiebersteuerung.)

für Maschinen nach I Tab. 146 und 149

Grund- Expans-

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Schieber

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Z Zwischenlage aus Messing, vergl. Seite 128. Weissmetallausgiessung bei Dampfdruck über 7 Atm. empfehlen, Stärke = 0,1 - 6 bis 0,15*6.

Wellendurchmesser d richtet sich nach der Grösse der Maschine, s. Seite 107.

Die Durchmesser der Excenterscheiben (letzte Spalte) sind nur angenäherte Werte, dieselben ergeben sich beim Aufzeichnen von selbst, man nehme dabei die Nabenstärke w nicht kleiner als der Wert a der Tabelle. Nutenbreite o nach Tabelle 62, Seite 107.

stets zu

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Berechnung des Excenterbügels auf Festigkeit.*)

Bezeichnet (s. auch Fig. 1358—1359) : K den Schieberwiderstand in kg nach Tabelle 169, Seite 381,

L die Entfernung der Verbindungsschrauben in cm,

e die Bohrung des Excenterbügels in cm, den in Betracht kommenden

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Fig. 1358—1359. so wird für Querschnitt B—B:

Hebelarm,

6 die Breite, h die Stärke des Excenterhügels in cm,

s Kerndurchm. der Schrauben Sj in cm,

Biegungsmoment Mb= — e_^ —

x in kgcm, .    (308)

₌ "b

Zulässig ^—180—250 kg pro qcm . Für die Verbindungsschrauben wird:

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kg pro qcm ....    (309)

♦    .    (310)

. • (311)

Zulässig ^ = 300—400 kg pro qcm

(312)

Beispiel: Für einen Rider-Flachschieber No. 8, Dampfdruck 7 Atm. Ueberdruck ist ein Excenter zu berechnen.

Nach Tabelle 156 ist die Schieberdruckfläche (s. auch Seite 377 u. f.) F — 42*40 ^ 1680 qcm und nach Tabelle 166, Fig. 1443—1444:

1680

Der Schieberwiderstand K — 67 •

• 7 ~ 800 kg.

1000

Nach Tabelle sind mit Rücksicht auf Fig. 1358—1359 die entspr. Maasse L = 560, e = 467, b = 80, h = 52, s₁ = 26 mm, mithin nach Gleich. 308    = 400 • (28—11,7) = 6500 kgcm.

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309 W =

160 kg pro qcm

nach Gleich. 310 zulässig.

Für die Schrauben wird nach Gleich. 311 kg = nach Gleich. 312 zulässig.

800

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°°115 kg pro qcm,

Beim Konstruieren achte man auf reichliche Dimensionierung des Querschnitts A—A (Fig. 1358), da sonst das Excenter bei a a (beim Warmwerden) kneift.

Querschnitt C—C knapp dimensionieren, da hier nur Beanspruchung auf Zug, zudem wird Hebelarm L kleiner dadurch, also besser für den auf Biegung beanspruchten Querschnitt B—B.

*) Betr. Heisslaufen der Excenter beachte man Seite 384, Berechnung der Excenterstangen Seite 374.

Die^ Nockenlänge l ^mache man nicht zu kurz, damit die Schrauben auch hierdurch näher zusammen rücken.

Die in Fig. 1360 dargestellte Befestigung ist durchaus ungenügend. Es sollen immer Nutenkeile verwendet werden, da das Lösen und Verdrehen der Excenter böse Folgen haben kann.

Fig. 1360.

Um sowohl für das Grundexcenter, als auch das Expansionsexcenter einer Maschine dasselbe Modell verwenden zu können, konstruiere man den Excenterbügel zunächst der grösseren Excen-tricität wegen für das Expansionsexcenter. Das Excenterscheiben-Modell wird dann derart hergerichtet, dass eine Verschiebung der Kernmarke für die Wellenbohrung vorgenommen werden kann.

Schieberstangenführungen.

Fig. 1361-1373.

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Fig 1361—1365. Die runde Form" ist jiie billigste und gebräudilidiste.

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Fig. 1366 —1368.~Einseitige Schlittenführungen.

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Fig. 1369.

Schlittenführung mit Tieferlegung des Sdiieberstangenmittels.

Fig. 1370—1371.

Einseitige Schlittenführung mit gegabelter Excenterstange.

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Fig. 1372. Führung vereinigt mit Speisepumpe.

Fig. 1373. Einseitiger Schnitten (senkrechte Bahn),

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Fig. 1378-1882 für Meyersche Steuerung.

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Fig. 1374-1377 für einfache Steuerung.

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Tabelle 159. Schieberstangenführungsbock. Fig. 1374 — 1382,

für einfache und Meyersche Schiebersteuerung.

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*) für normale Touren nach Tabelle 14S und 149, Seite 327 und 833.

FührungsstUcke und Gelenke.

Die Führungsstücke sind so durchzubilden, dass eine Verstellung der Schieber von aussen, also ohne den Schieberkasten öffnen zu müssen, möglich ist.

Dieser Umstand ist bei der Konstruktion Fiq. 1394—1398 (Seite 367) berücksichtigt. Die Führungsstücke sind hierbei aus Stahlguss gedacht, jedoch kann man auch Temperguss oder Gusseisen verwenden.

Eine ähnliche Ausführung ist in Fig. 1228—1230 (Seite 350) dargestellt.

5 ?Für kleinere Maschinen, etwa bis 300 Hub, wird bei der Konstruktion der Führungsstücke nach Seite 367 der Gelenkkopf im Verhältnis zum Führungsstück zu gross. Man wende deshalb mit der Schieberstange in einem Stück geschmiedete Führungsstück e^an, wie^in⁹ Fig. 1383, mit Gelenken^nach Seite 370. Auch Fig. 1386 dürfte genügen.

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Fig. 1388. Für kleine Maschinen.

Die vorerwähnte Verstellung der Schieber ohne ijösen des Schieberkastendeckels erreicht man durch Einschrauben der Stangen in die Excenter nach Fig. 1349 (Seite 360), oder aber mit Zwischenlagen nach Fig. 1411 (Seite 374).

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Fig. 1334 — 1335 nachstellbar.

Fig. 1386-1387 nicht nachstellbar.

Fig. 1388—1389 nachstellbar (teuer).

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Fig. 1393. Kugelgelenk.

Fig. 1390-1H92.

Für vom Regulator verstellbare Expansionssehieberstangen.

Bei Gabelköpfen aus Temperguss (Gusseisen etc.), bei denen nicht mehr als eben notwendig bearbeitet werden soll, sini möglichst Arbeitsflächen anzubringen, einerseits um hübsches Aussehen zu erzielen und die Schmutzecken zu vermeiden, andererseits der besseren Bearbeitung wegen.

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Tabelle 160. FührungsstUcke der Schieberstangen für Rider-Steuerung.

Fig. 1394—I398.k

(Man beachte Seite 356, 364 und 366.)

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Für Expansionsschieberstange Rider-Steuerg.

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Fig. 1899-1402.

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Das Lager für den Bolzen mache man aus Rotguss. Nach eingetretenem Yerschleiss muss dann an den Teilstellen nach-gearbeitet werden.

Die Schmierung des Zapfens erfolgt durch einen kleinen Dochtschmierapparat, welcher, wie in Fig. 1399 gezeigt, in die Excenterstange eingeschraubt wird.

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Tabelle 161. Gelenke zu den Führungsstücken Seite 367. Fig. 1399—1402.

(Abbildung Seite 368 zeigt Gelenk zum Schieber No. 3 im Maassstab 1 : 3.)

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Dampfmaschinen.

Für kleinere Maschinen als 300 Hub nehme man die Gelenke Seite 370.

Die Abmessungen des Bolzens ay^b sind abhängig von der Grösse des Schiebers, mithin auch die anderen to Maasse, weshalb als Bezeichnung der Schieber zu Grunde gelegt wurde.

*) Mit normalen Touren nach Seite 333, Tabelle 149.

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Gelenke.

Tabelle 162. Gelenk Stücke.*) Fig. 1403—1406. (Zu den Schieber- und Excenterstannen)

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1000

Die Bolzen und Büchsen der Excenterstangen sind aus Stahl und werden gehärtet.

Die Veränderung der Stangenlange von Mitte Welle bis Mitte Cylinder erzielt man mit eingeschraubten ^ Excenterstangen, Fig. 1349, Seite 360, oder mit Unterlagscheiben.

Der Durchm. e der Führung kann hei dieser Ausführung etwas kleiner ausfallen, als nach Fig. 1398, S. 367.

* Beliebte Ausführung auch für andere Gelenkverbindungen.

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Ooppelsch»eberstsuerung,

Weyersche Steuerung,

Ridersteuerung

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Rider-Steuerung

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550

625

275

330

256

271

295

318

343

365

251

265

287,

308

332

353

215

700

!225|

240

250

265

280

750

820

940

1060

1150

und Excenterstangen.

Meyersche Steuerung

I fix. I verstellt.

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85

100

120

on

165

061

261

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160

165

160

125

40

129

760

625

330

174

172

32 380 32 405

850

920

445'

515

570

640

700

380

193

187

750

405

205

203

35

980

820

39

42

1070

1160

125045

940

1060

1150

218 223 445 237 242 515 255 260 570 272 284 640

45 140180 185 50 155210 215 50 170230 235 55 185 255 265 60 200285 295 65 215315 325 70 230345 360

Einfache

Steuerung

i I l \ m

CO

300

360

410

480

550

625

JJ

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Gemeinschaftliche

Maasse

125!

140

165

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195!

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245

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1140

1360

1605

1815

35 25 38 25 40 25 42,28

00 GO 00 (N (N CM (N C0 CO O lO O Tjn O O CO

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tHtH .<M(N<M(M<N00

ocococooscmoo»

(MCMCMCMCMCOCOrO

0091

1815

2060

2245

2400

2760

3165

3550

Maschine

10 O I> 0)

120

160

120

200

160

250

190

300

225

350

300 190 350 2 25 400 2 50 450 2 75 500 300 600 350 700 400 800 4 50

Schie-

ber-

No.

oj co *rp LO co oo

Das Schiebergestänge.

Das Gestänge zum Antrieb der Schieber zeigt je nach dem System in der Ausführung grosse Verschiedenheiten. Im allgemeinen soll man anf folgende Punkte achten:

Die Länge des Gestänges, also die Entfernung von ^    Mitte Kurbelachse bis Mitte Schieber muss bequem

zu ändern sein (ohne den Schieberkastendeckel los zu nehmen), wie z. B. in Fig. 140 Seite 372.

IlV

Da es sich beim Grundschieber im allgemeinen /    nur um A en der un g des Voreilens handelt, so dürfte

auch die Anwendung von Zwischenlagen, ähnlich wie beim Excenterbügel, von zusammen 5 mm Dicke genügen, falls die Konstruktion eine andere Ver-Eig. 1411. Stellung nicht zulässt.

U--

r---

- L--

Fig. 1412.

Bezeichnung der Excenterstangen.

Bezeichnet s. auch Seite 362:

K den Schieberwiderstand in Kg nach Tab. 169 oder Gleich. 321, L die Stangenlange in cm,

d den mittleren Durchmesser der Stange in cm, r die Excentrizität in Mtr., n die Tourenzahl pro Min.,

^    die grösste Schiebergeschwindigkeit in Mtr. pro Sek.,

G das Gewicht des Schiebers mit Schieberstange und Excenterstange in kg,

2-r*7T-/7

so wird:

Schieberbeschleunigung q — —

r

Beschleunigungsdruck K‘ = q •

.    . (313)

.    . (314)

gesamte Zugkraft in der Stange jP = 2£ -f- /£' .    .    (315)

Die Stange ist auf Zerknickung zu berechnen und zwar nach Fall 2 in Tabelle 42, Seite 55, demnach wird:

₀    10-J-f

P=-rr'i m —

m-L²

worin J Trägheitsmoment nach Tab. 44 bezw. 45, Seite 56 u. 57. E — 2 000 000 Elastizitätsmodul für Schmiedeeisen nach Tab. 40

10-J-E

PL²

(316)

Seite 54. Die Excenterstangen neigen zum Zittern, man nimmt deshalb

Sicherheitsgrad m=24 bis 30 im Mittel 25 .    . (317)

Beispiel: Für eine Maschine 450 Durchm. 800 Hub, n = 77 pro Min., 7 Atm. Dampfdruck sei die Excenterstange zum Grundschieber einer Ridersteuerung Schieber No. 8, S. 349 zu berechnen.

Nach Tab. 156 ist die Schieberdruckfläche F — 42*40 = 1680 qcm und nach Tab. 166, Fiq. 1443—1444 der Schieberwiderstand

n.«ü?.7

1000

^ 800 kg.

Mit Rücksicht auf Flg. 1412 sind die entspr. Maasse nach Tab. 163 L = 204,7 cm, ferner nach Tab. 163 d = 5,5; ferner nach Seite 347 r — 0,064 Mtr. und nach Tab. 163 cf=5,5 cm. Trägheitsmoment nach Tab. 45 y~45.

Schiebergeschwindigkeit v

nach Gleich. 313 Schieberbeschleunigung q

2-0,064-71-77

0,5 Mtr. pro Sek. 0,5²

CM)64 ~

80

„    314 Beschleunigungsdruck K‘ =■ 4- —- ^ 32 kg *)

9,81

60

II

4,

„    „    315 Gesamte Zugkraft P = 800    32 = 832 kg

mithin nach Gleich. 316

Sicherheitsgrad m =

10-45-2 000000

832-204,7²

~25.

Tab. 164. Regulatorgestänge zur Rider-Steuerung Fig. 1413—1424

(S. auch Seite 355.)

0,8-a

2,3-f

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Vc

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Maschine

a b | c | d [ e j f\g hjji

300 190 20 78 350 225 20'85 400 250 23 100 450 275 23 100 500 300 23 110 600 350 25 110 700 400 25 110 800 ! 450 30 110

CO 00 -C    ^ co

1—i -H J—I T—I 1-H 1—I

CO 00

COCOCOCOCOÜCO

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cocococococococo

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o O T-H th Ovl (M CO

I i—I—! H ^    i-1

Regulatorständer hierzu s. Seite 356. Die Maasse o und p nehme aus Tabelle 157, Seite 357 und zwar entspricht Maass o dem dortigen Maass </+ 2 e und Maass p dem dortigen Maass o.

Die Dimensionen A und B sind abhängig vom Regulatormuffenhub und dem zu verstellenden Schieberweg.

*) Nach Tab. 172 Gewicht — 80 kg.

Der Gleitring G und dessen Abmessungen C und £ sind abhängig vom Regulator. Die---angedeutete Verlängerung des

Doppelhebels dient zum Antrieb einer Oelbremse. Die Dimension £ mache man etwas grösser als den Regulatorspindeldurchm.

Lu

Fig. 1425.

Konische Regulatorräder verlangen bei der grossen Tourenzahl stets sorgfältigste Bearbeitung, Gehobelte unter allen Umständen vorzuziehen. Nabe lang, dass gute Führung vorhanden ist. Nutenkeil schlecht, eingelegte Feder mit Sicherung durch kräftigen konischen Splint ent-Eig. 1426 richtig, schieden bessere Konstruktion.

Fig. 1427-1428.

Konische gehobelte Räder (Regulatorräder etc.) nicht mit Sprungfläche, geht oft dabei unabsichtlicher Weise nicht bei a, sondern bei 6 durch den Zähnekranz. Werden die Bruchflächen nicht ganz besonders sorgfältig geschont (bei Montage und Transport) , so verstreichen sich die kleinen Kristalle der Bruchfläche und passt diese dann nicht ganz. Folge davon unruhiger Gang und Klappern der Räder.

a>

Beim Spurzapfen vom Regulator geschieht die Zufuhr von Oel von der Mitte der Pfannen weil von aussen das Oel

iS

aus,

bis zur Mitte nicht dringen kann, indem es durch die Centrifugal-kraft der verbrauchten Oelteil-chen, die nach aussen geschleudert werden, am Eindringen verhindert wird. Die Pfanne erhält unten wie oben mehrere Kerben (Oelnuten) Oelabzug zürn Ausspülen mit Petroleum ist auch möglichst vorzusehen.

Die höheren Anforderungen, die in Bezug auf Dampfverbrauch etc. an die Maschinenlieferanten herantraten, hatten die Y erwendung hochgespannten Dampfes im Gefolge. Mit dieser Druckerhöhung wächst auch die Gefahr des Schieberfressens und kommen für die Erhaltung des Schieberspiegels hauptsächlich in Betracht:

Der Schieberspiegel. *}

1.    Die Grösse des Flächendruckes der Schieberfläche,

2.    die Beschaffenheit des Cylinderöles,

3.    die Zuführung des Cylinderöles.

In Nachstehendem bezeichnet:

F die Druckfläche des Schiebers in qcm, d. h. die Fläche, auf welche der Dampf drückt, während dabei der Expansionsschieber die Durchlasskanäle abgeschlossen hat, also der Regulator hochsteht;

f die Tragfläche in qcm, d. h. die wirkliche Berührungsfläche zwischen Schieber und Schieberspiegel, also die Fläche ; welche den Schieberdruck aufzunehmen hat;

q den spec. Flächendruck in kg auf den qcm Schieberfläche;

K die Kraft in kg, welche nötig ist, um den Schieberwiderstand zu überwinden;

¹

Berechnung auf Festigkeit s. Seite 362.

²

Für normale Touren nach Tab. 149, S. 833. Schiebermaasse S. 349.

³

Die Abmessungen 6, c und d sind abhängig vom Durchmesser a der Schieberstange.

Die Längen e und f wähle man so, dass in den äusseren Stellungen das Führungsstück in die Buchse der Führung ein-tritt, um Gratbildung zu vermeiden..

Für Meyer’sche Steuerung nehme man als Durchm. des Führungsstückes sowohl für Grund- als auch Expansionsschieberstange das Maass d.

fu den Reibungskoeffizienten.

Bei Dampfdrücken über 5 Atm. sollen die vorgenannten drei Punkte besonders in Betracht gezogen werden.

Man zeichnet sich den Schieberspiegel, wie in Flg. 1431—1431 etc. angedeutet, auf und bestimmt danach zuerst die Druckfläche und hierauf die Tragfläche. Wie man dabei verfährt, ist ausführlich behandelt in Haeder’s Zeitschrift Jahrg. 1897 Nr. 7 S. 51 u. f. Wir wollen an dieser Stelle nur die Resultate wiedergeben, welche die Untersuchung für einen Schieber von verschiedenen Ausführungen der Maschine 350 mm Cylinderdurch-messer, 600 mm Hub, n = 95 Touren pro Min. ergab. Es sind dabei der geteilte Schieber und der ungeteilte (Fig. 1139) Seite 332 berücksichtigt.

In nachstehender Zusammenstellung soll besonders die Grösse des Flächendruckes pro qcm Tragfläche für verschiedene Ausführungen festgestellt werden, denn das Fressen des Schieberspiegels hängt wesentlich davon ab, während die angegebenen Werte des Schieberwiderstandes auf das Gestänge (Heisslaufen der Excenter) Einfluss haben.

Um vergleichende Zahlen zu erhalten, wollen wir die Tragfläche auf die äusseren Dimensionen des Schiebers, also auf Länge L mal Breite B reduzieren, den geteilten Schieber denken wir uns als einen Schieber von 2 L Länge.

*) Ausführlich behandelt in Haders Zeitsdirift 1897 und im Buch „Die kranke Dampfmaschine“.

cc

Einfluss der Ausführung bezw. Konstruktion des Schieberspiegels auf das Fressen des Schieberspiegels und auf das

Heisslaufen der Excenter.

Tabelle 165. Der geteilte Schieber (vergl. Band II Steuerungen).

c) Schieberspiegel amCylinder mit teilweiser Aussparung,

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_ 22/ . .

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b) Schieberspiegel am Cylinder mit Aussparung.

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7 — 2,31 - /?

F = 0,88 -(2- B-L)

K= 66 ~ B-L-p

1000 H

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!£ji£vd'²⁶

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(I

Fig, 1433—1484.

ij = 2,39 • p

F = 0,85 -(2-B-L) nA 2 ß-L

*=⁶⁴tm-p

a) Schieberspiegel am Cylinder ohne Aussparung,

'—-3ZZ-K-A

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zoùji W M

Hl

j| jljjI”

Die Tragfläche ist durch //// bezeichnet.

Fig. 1431—1432

<7 = 2,33-p

F=2‘B-L

2-B-L

1000 'p

v=75 •

Flächendruck pro qcm Tragfläche . . . .

Druckfläche . . . .

Schieberwiderstaud

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entspricht

Haeders

Normal

schieber

Seite 348.

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Fig. 1443—1444.

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F= 0,89-5-L

BL

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1000 H

Tabelle 166. Der ungeteilte Schieber (vergl. S. 332, Fig. 1139

c Schieberspiegel am Cylinder mit Uebersrömnute N.

b Schieber Spiegel am Cylinder mit Aussparung.

a Schieberspiegel am Cylinder ohne Aussparung.

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Fig. 1441—1442.

q = 1,9p

F= 0,86-5 - L

BL

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Fig. 1439—1440.

y — 2,21-p

F = 0 74-5-Z.

B- L

/r = 55-    —p

1000 H

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Fig. 1437-1438.

q = 2,16p F= BL

'-⁷⁵W'

Für das Fressen des Schieberspiegels ist besonders der Druck pro qcm Tragfläche = q massgebend. Je besser das Cylinderöl,

desto eher dringt dasselbe in die znsammengepressten Flächen und in die Poren ein und der Flächendruck q pro qcm Tragfläche wird grösser sein dürfen.

Bei besonders gutem und dichtem Material des Schieberspiegels mag es unter Umständen gelingen höheren Dampfdruck anzuwenden. Man setzt sich jedoch der (Gefahr aus, dass bei geringster Unregelmässigkeit und Unachtsamkeit in der Wartung u. s. w. der Schieber zu fressen beginnt.

Ziehen wir die Erfahrungen, welche man bisher hierüber machte, in Betracht, so kann als Mittelwert gelten:

Zulässiger F lachen druck q =    9 kg pro qcm Tragfläche

9 ⁼ 14 ,,    .,    ,,    ,,

Cylinderöl

a)    minderwertig

b)    gut

Dies berücksichtigt und die in Betracht kommenden Zahlen untereinander gesetzt, giebt ein noch besseres Bild, wie Tabelle 169 zeigt.

4 r-n

Die mittlere Geschwindigkeit v =

der aufeinander gleitenden Flächen spielt natürlich auch eine Rolle, je grösser die Geschwindigkeit, desto mehr dürfte der Schieberspiegel zum Fressen neigen.

60

(318)

Für gebräuchliche Ausführung und normale Umdrehungszahlen giebt folgende Tabelle Ueberschlagswerte, worin n die Tourenzahl, r die Excentricität bedeutet.

Tabelle 167. Schiebergeschwindigkeit v pro Sekunde. Schieber No.

r = n = v =

22

32

48

64 mm

150    120    97    77

0.22    0,25    0,3    0,33 Mtr. pro Sek.

Die Tab. 167 zeigt: je grösser die Maschine, desto grösser ist die Ge-schwindigkeitv der gleitenden Flächen und desto weniger Dampfdruck zulässig.

Die Werte des zulässigen Dampfdruckes in Tab. 169 Spalte 4 gelten für mittelgrosse Maschinen (Schieber mit 3 cm Kanalweite).

Sie sind also zu erhöhen bezw. zu vermindern um :

Tabelle 168. Einfluss der Schiebergeschwindigkeit.

das 1,4    1,2    1    0,9 fache der Werte Tab. 109

bei Schieber No. 1    3    6    8 (Seite 347).

Im allgemeinen sollte das Produkt Flächendruck q in qcm X Schieber ge sch win digkei t v in m pro Sek. folgende Werte nicht übersteigen:

Cylinderöl minderwertig „ gut .    .    .

Eine gut funktionierende Schieberentlastungs-Konstruktion in der Weise, dass ein kreisförmiger Teil des Grundschiebers entlastet wird, lässt auch die Anwendung hohen Dampfdruckes zu. Doch wollen wir auf diese Specialkonstruktion hier nicht weiter eingehen.

qv = 3. (319) q-v = 5 . (320)

Zusammenstellung der Resultate.

(Mittelgrosse Maschine, Schieber mit ca. 3 cm Kanalweite.)

Tabelle 169.

Kon

struktion

des

Schiebers

geteilter

Schieber

ungeteilter

Schieber

Normteil.*)

Druck

pro

Zuläss. Dampfdruck

qcm fl 100 bis 120

führung Trag- “cTTinTeTöT nach: fläche minder.

_ wertig gnt

Aus-

Druck-

fläche

Schieber

widerstand

(Excenter.

druck)

Fig. 1431 2,3 p 4,5 Atm. 7 Atm.

„ 1433 2,4 „ „

» 1435 2,3 „ „

l-ß-I

jj

>j

jj jj 0,85* ,,

jj jj 0,88*    ,,

lO ^ cO i>- CO CO

2-BL

1000

•    » ’P

•    » ’P

Fig. 1437 2,1/7 5 Atm. 8 Atm. „ 1439 2,2 „ 4 » 1441 1,9 „ 5.

„ 1443 1,6 „ 6

1 BL

75-

B-L

iO o

55-

1000 'p

jj

65-

67-

jj ’P jj ’P jj ’P

Beispiel: (Zulässiger Dampfdruck.) Welcher Dampfdruck ist zulässig für Normalschieber nach Seite 348, Tragleiste nach Gl. 320 und Schieberspiegel nach Seite 382 ?

Antwort.

Tabelle 170.

Cy Iind eröl

Nach Tab. 169 für Schieber Nr. 6 Nach Tab. 168 für Schieber Nr. 3

minderwertig

6 Atm.

p = 1,2 6 == 7,2 „

gut

10 Atm.

/?= 1,2.10 = 12 „

Wir sehen also aus der Tab. 169, dass die Ausführung bezw. Konstruktion des Schieberspiegels eine grosse Rolle spielt, besonders bei Dampfdrücken über 5 Atm. zu beachten ist. In diesem Falle sollte , geteilte Flachschieber ganz &-S\ vermeiden und nur die Schieberkon-

man

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3?

Fig. 1445. Sohieberspiegel zu Fig. 1441. *) Schieber Nr. 6. Seite 348.

was

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struktion Fig. 1443 nehmen, den Schieberspiegel also ohne Aussparung, aber mit der Entlastungsnute N versehen, s. Fig. 1445. Dabei ist auch die seitliche Tragleiste d(Fig. 1443) nach Gl. 320a breit zu machen.

(320a)

Als Breite der Tragleiste kann gesetzt werden d = 0,022 'P’b ....

In unsern Normaltabellen der Schieber haben wir p = 8Va gesetzt, bei niedrigem Dampfdruck könnte die Tragleiste und somit auch die lichte Weite des Schieberkastons etwas kleiner genommen werden.

Die Länge des Schieberspiegels ergiebt sich zu G = L + 2 r — 10 mm

(L Schieberlänge nach Fig. 1446; r Excentricität).

Man wendet für Schieber mit grösserer Kanalbreite auch wohl mehrere Tragleisten an, etwa

Kanalbreite b = 200—300    300—400 400—500 mm

Anzahl der Zwischenleisten

Richtige Ausführung des Schieberspiegels.

Die beste Ausführung zeigt Fig. 1448 (bei Schiffsmaschinen gebräuchlich).

Eine Anzahl Nuten (6—8 mm) werden eingefräst. Der Dampf kann die grossen Flächen unterspülen. Die Nuten bilden zugleich den schon erwähnten Ueber-strömkanal zur Entlastung der Schieber.

(Sowohl beim Auftuschieren des Schiebers in der Werkstatt als auch beim Nachhelfen an Oit und Stelle dürfte deraufgeschraubte Schieberkasten gegenüber dem angegossenen besonders vorteilhaft sein.)

W*

iîV

/ALISAS,

US--------d----T~*4

Fig. 144S. Schieberspiegel, beste Ausführung.

fl§p

Wenn wir auch das Princip der Dampfschmierung annehmen, also den Dampf vor Eintritt in die Maschine schmieren, so ist es doch für jeden Fall zweckentsprechend, eine Vorrichtung zu haben, um die Schieberfläche besonders ölen zu können und zwar durch Anordnung eines Schmiergefässes auf dem Schieberkasten nach Fig. 1449. Dann wäre noch zu beachten, dass das Oel auch auf| die Flächen verteilt wird.

Sehr häufig bringt

falsche Konstruktion der Schieberspiegel

Dampfverluste mit sich.

Das Bestreben, besonders bei grossen Maschinen, den Schieber und den Schieberspiegel möglichst klein zu halten, giebt manchem Konstrukteur Veranlassung, den äusseren Steg f (Fig. 1450) sehr schmal zu machen.

Va

Va

VA

m—m

Fig. 1450—1451*

In der in Fig. 1450 gezeichneten Stellung des Schiebers tritt dann nochmals Dampf in den Cylinder* Die entsprechende Kolbenstellung zeigt Fig. 1451 mit dem Diagramm, bei letzterem ist das Nachströmen des Dampfes markiert.

Der Dampfverlust, welchen dieser Fehler nach sich zieht, ist nicht sehr gross, er kann etwa 5 °/₀ betragen.

Betr. Ausführung der Schieberfläche beachte man S. 382.

Das Excenter.

Da die Beschaffenheit der Schieberspiegel einen wesentlichen Einfluss auf das Arbeiten der Excenter hat, wollen wir im Verfolg dieses Kapitels noch die Umstände betrachten, welche auf das Heisslaufen der Excenter von Einfluss sind.

Der Druck im Steuergestänge (Schieberwiderstand) hat besonders Einfluss auf das Heislaufen der Excenter. Die Bestimmung des Excenterdruckes geschieht nach Tab. 169 Spalte 7.

Beispiel: (Druck im Steuergestänge.) Der Schieber der Maschine 700 Hub hat eine Fläche von 36x36 also B-L = 1300 qcm, demnach Druck im Steuergestänge (Schieberwiderstand) bei 6 Atm. Dampfdruck (und Ausführung Fig. 1441) nach Tab. 169 Seite 381 _    1300

K ~ ⁶⁵'1000

•6~510 kg.

Zur leichteren Bestimmung des Schieberwiderstandes (Excenterdruck) diene Tab. 172.

Tabelle 172. Ueberschlagswerte für Schiebergrösse u. Gewicht.

B und L für gebräuchliche Ausführung nach Seite 348.

Schieber No. 1

2    3    4    5    6    7    8

Fläche F= B-L = 246    352    494    615    672    1014    1330    1680    qcm

Gewicht G= 8    12    16    25    35    47    60    80 kg.

Beispiel: (Druck im Excenter.) Wie gross ist der Druck im Steuergestänge bei einem Schieber Nr. 8 und 7 Atm.?

Fig. 1437 Seite 379 wird K = 75-1,6¹7 = 840 kg „ 379    „ K = 65-1,6-7 = 730 „

Nach

Ausführung 1441

Das Heisslaufen der Excenter

hängt wesentlich von der Grösse des Fiächendruckes im Excenter und der Umfangsgeschwindigkeit im Excenterring ab¹

Bezeichnen wir mit:

K den Schieberwiderstand, d. h. die zur Bewegung des Schiebers erforderliche Kraft in kg (s. Seite 379).

Für unsere Normalschieber kann gesetzt werden angenähert:

K = 70

(321)

BL

ÏÔÔÔ p

L Schieberlänge, B Schieberbreite in cm (s. Tab. 172) p Atm. Ueb erdrück.

e den Durchmesser des Excenterringes in cm,

0,8 6 die wirklich tragende Breite des Excenters in cm,

e-0,8-b

den Flächendruck pro qcm in kg (321a)

/die Umf a n gs ge s ch win digk e i t im Excenterring in

n-e-n

100-60

Mtr. pro Sek. / so soll sein für :

(3214

Gusseisen auf    Gusseisen q-v 3    . .    .    2

„    „    Weissguss q-v < 8    . .    .    2

Auffallend ist die grosse Verschiedenheit der zulässigen Produkte q-v für die einzelnen Maschinenteile (Tab. 174)„

Wenn man auch berücksichtigt, dass bei dem Schieber der Druck    während    seiner ganzen    Bewegung gleich    gross    ist,    dagegen    beim    Hauptlager und    Kurbelzapfen in    jeder    Kurbel

stellung eine andere Grösse annimmt, berücksichtigt man ferner noch, dass die Geschwindigkeit / im Hauptlager und Kurbelzapfen konstant, dagegen bei dem Excenter und dem Schieber veränderlich ist, so giebt es doch keine genügende Erklärung für die grosse Neigung der Excenter zum Heisslaufen. Hier spielt entschieden die mehr oder weniger gute Bearbeitung eine Kolie,

mit einer grossen Breite des Excenters allein ist die Frage nicht zu lösen.

Tabelle 174. Werte q-v.

(Flächendruck pro qcm X Geschwindigkeit in m pro Sek.).

Excenter

Schieber

Hauptlager

Kurbelzapfen

Oel

schledit| gut

7^=1    ³

Guss

Weiss

guss

25-32

45 - 65

Die Speisepumpe.

In manchen Fällen wird vom Besteller einer Dampfmaschine (bis 100 PS.) die Lieferung einer von der Maschinenwelle durch Excenter angetriebenen Speisepumpe verlangt.

Die Leistung der Speisepumpe muss für alle Vorkommnisse gross genug sein, sie muss noch genügen, wenn durch irgend einen Umstand die Maschine einen erhöhten Dampfverbrauch aufweist. Wir wollen deshalb zu Grunde legen:

1.    die Maximalleistung (überlastet) nach Seite 30, 31, 34, 35 u. 39,

2.    das 1,5fache des Dampfverbrauchs der Maximalleistung,

3.    die Pumpe soll in der halben Zeit das obige Quantum fördern, also der Zeit leer laufen oder still stehen können.

Maximalleistung Dampfverbr.²) . S{ Speisewassermenge Förderquantum O/2 Zeit) .    .    .

theor. Förderquant, (bei jj ca. 0,8)

Tabelle 175. Speisepumpen.

Zweif.-Exp. 6—9

Eincyl.

5-8

Dreif.-Exp.

10—12 Atm.

»i

",

»i

1,5 Ai,.

1,3

16

13

l,r»Ai.-16

1,3 Ai, -13

35 Ai,.

1,28 N, 7,2³)

1,28 /V,-7,2

20 Nt Liter p. Std,

einfach. Hubvolumen .

also Leistung

43 Ai,.

einf. Idopp.

einf. dopp.

... ²

2 n

q-n Liter pro Minute einfach wirkend doppelt „ (Fortsetzung Seite 388.)

2 q-n

A'

,Y

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Fig. 1452—1457. Speisepumpe für Excenterantrieb.

i

y..

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I

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K

n:

Speisepumpe.

50

N>

o

"O

Maschine

CO

12

12

13

60

70

80

40

50

60

50

09

70

30

43

09

rO

Hub

No.

O    ‘O    C>    CM    *C    <0

co    00    MH    MH    MH    *C

50    <o    <o    *o    *o    *o

CM    00    Oo    Cio    Oo    CO

13

90

OL

85

60

100 13

14

110

14

120

14

15

130

140

75

80

85

06

100

100

110

120

Ofl

150

89

ZL

84

f6

160

iOiO'O'OVSO'OOO

CM^MH^^O^oïNOCOi-

30 | 130

140

Of

160

09

180

200

210

230

250

270

70

80

06

100

115

130

60

OL

85

100

110

120

130

135

OfJ

50

55

25

44

65

80

95

110

125

OfT

150

160

70

30

48

85

105

120

130

140

150

160

30

35

40

45

50

09

70

konstruieren.

64

78

88

98

108

120

135

GM Cm e\o ■ CIO Mi *o 50    2> Oo

45

50

66

80

06

100

110

125

140

Ph

'ri

OD

cS

30

40

50

OL

80

06

100

110

120

150

200

200

250

300

350

400

450

500

550

300

OOP

500

600

700

008

900

1000

Die Ventile sind

Cl

(Fortsetzung von Seite 385.)

Einfach wirkende Pumpen mit Excenterantrieb Tab. 177. Hub ^ 1,25 d

</= 30 Hub = 38

40    50    60    70    80    90    100 mm

50    63    75    88    100    112    125 „

Hubvolumen ~0,027    0,063    0,123    0,21    0,34    0,5    0,7    0,98Liter

Dampfspeisepumpen giebt man etwa    25%    mehr    Pumpen*

Volumen als sich nach der Rechnung- ergiebt, Excenterspeisepumpen ca. 25% weniger.

Beispiel. Zur Maschine 700 Hub soll eine Speisepumpe für Excenterantrieb berechnet werden.

Normalleistung der Maschine N- °° 90 PS,

Förderquantum (nach Tab, 175) 60*90 = 5400 Liter pr. Std.,

einfaches Hubvolumen 5400

5400

= 0,75*

entspr. einer Pumpe von etwa 95 Durchm., 115 Hub nach Tab. 177.

qr = 0,75-

60 . n

60 *80

r\_/

0,84 Liter,

Annäherungswerte für die Ausführung giebt Pumpe No. 6 u. 7, S. 387.

Ausführung der Ventile und die sonstige Berechnung kann nach „Haeder, Pumpen“ erfolgen.

Maschinenspeisepumpen müssen mit Vorrichtung zum Stillstellen der Pumpe, während des Ganges der Maschine, versehen sein (vergl. Oesenkeil in Fig. 1452) oder mit Einrichtung zum Umschalten der Pumpe (Hahn in Fig. 1452 links punktiert) ; sobald der Kessel genügend mit Wasser versorgt ist dreht man den Umschaltehahn in die punktierte Kükenstellung und es wird kein Wasser mehr in die Druckleitung gelangen.

Die Ausführung des Excenters kann nach Seite 358u.f. erfolgen.

Abschnitt XL

Kondensation.

In der Vervollkommnung der Dampfanlagen sind seit hundert Jahren viele Fortschritte zu verzeichnen. Der Kohlen-verbrauch beträgt etwa ein Viertel des damaligen Kohlenverbrauches. Desto auffallender ist die Thatsache, dass viele Kondensatoren einen sehr schlechten Effekt geben.

Die mangelhafte Wirkung der Kondensatoren ist zum grossen Teil zurückzuführen auf:

Falsche Steuerung der Auslassorgane der Dampfmaschine (Mangel an Vorausströmung), falsche Abmessungen der Rohrleitung vom Cylinder zum Kondensator, falsche Konstruktion des Wechselventils, kleine Undichtheiten an den Verbindungsflanschen, im Wechselventil und den Kolbenstangenstopfbüchsen, wodurch dem grössten Feind der Luftpumpe, der Luft, Zutritt gewährt wird.

TL

.....

Ir

c-

JE

.........................-J

Fig. 1458—1463.

Diagramme von Maschinen mit Luftpumpenkondensatoren.

Die Mängel vieler Luftpumpenkondensatoren sind unter anderm folgende:

1. Das Vakuum im Dampfcylinder ist niedriger als dasjenige im Kondensator. Es ist eine starke Täuschung, wenn man annimmt, dass die Luftleere, welche der in Verbindung mit dem Kondensationsraum stehende Vakuummeter anzeigt, der Luftleere im Dampfcylinder entspreche.

Indik a t o r ver su che zeigen, dass Unterschiede bis 40 cm Quecksilbersäule und noch mehr Vorkommen! Man merke sich also folgendes :

Das Vakuum im Kondensationsraum giebt uns nicht den geringsten Anhalt zur Beurteilung der Luftleere hinter dem Dampfkolben beziehungsweise der Güte der Kondensation.

Hunderte von Indikatorversuchen, welche der Verfasser anstellte, bestätigen dieses und sind in vorstehenden Figuren einige Diagramme mangelhaft wirkender Kondensationen wiedergegeben.

Linie

entspricht dem Vakuum, welches das Vakuum-meter am Kondensator anzeigt. Die schraffierte Fläche ist V er 1 us t.

Dia

gramm

Masdiine

Steuerung ^durchirr Hub Touren

Vakuummeter

zeigt

Kompound

Schiffs-

Eincyl.Masch. Schieber Ventil Schieber Ventil

Schieber

2. Die Druckausgleichung zwischen Dampfcylinder-raum und Kondensator erfolgt nicht, wie in Fig. 1464 gezeichnet,

sondern zu langsam, wie aus Indikatordiagrammen , besonders mit hoher Endspannung, ersichtlich ist.

Fig. 1464.

Richtiger Druckausgleich.

Welche finanziellen Vorteile durch Umänderung einer Kondensation erzielt werden können, sei an folgendem Beispiel erklärt.

Die unter Nr. Y aufgeführte Komp oun dm a sc hin e ist mit ihrer ganzen Kraft beansprucht, und ergeben die Diagramme eine Leistung von 390 Pferdestärken. Durch die mangelhafte Wirkung des Luftpumpenkondensators gehen ca. 40 Pferdestärken verloren. Diese 40 Pferdestärken können durch eine sachgemässe Umänderung der Kondensation und der Auslasssteuerung gewonnen werden, ohne dass der Dampfverbrauch der Maschine ein höherer würde und ohne den Kühlwasser verbrauch zu ver-grossem.

Diese Rekonstruktion kostet 4000 Mark. Es er-giebt sich also mit diesem Anlagekapital eine koste nfreie Kraft von 40 Pferdestärken; berücksichtigen wir noch, dass im vorliegenden Falle der Fabrikbetrieb eine Vergrösserung der Dampfkraft um ca. 40 Pferdestärken notwendig machte, so ergiebt sich folgende Kalkulation:

Neue 40 PS. Dampfmaschine. Anlagekapital 18000 Mk. Zinsen pro Jahr 5% . .    . .

Amortisation 8%.....

Instandhaltung 2°/₀    ...    .

Arbeits und Brennmaterial-, Dampfkosten von 40 Pferdestärken pro Jahr .... 3800

900 Mk.

1440

360

Vorhandene Kondensation ändern. Anlagekapital 4000 Mk.

200 Mk. 320 „ 80 „

30 „

Die Erstellungskosten der 40 Pferdestärken sind daher im zweiten Falle um 6500—630, also ca. 5870 Mk. pro Jahr billiger.

¹

Bei grossen Excentern q-v bis 20, s. u. „Walzenzugmaschinen“

²

Die Dampf verbrauchszahlen in den Tabellen Seite 40 und 41 gelten für eine nicht in besonders gutem Zustande befindliche Maschine, welchen Umstand man bei Bestimmung der Speisewassermenge zu berücksichtigen hat.

³

Dreif.-Exp.-Maschine kann man ohne vollständige Umänderung der Steuerung als Auspuffmaschine nicht voll belasten.

Haeder, Dampfmaschinen.

Die wesentlichen Teile einer Kondensation sind:

1.    Der Niederschlagsraum,

2.    die Luft- und Warm wasserpumpe,

3.    Rohrleitungen.

1. Der Niederschlagsraum.

Mischkondensation. Durch Einspritzen von kaltem Wasser in den Niederschlagsraum wird der Abdampf aus dem Dampf-cylinder mit dem Dampf in möglichst innige Berührung gebracht, wodurch sich der Abdampf niederschlägt (kondensiert).

In dem Kondensationsgemisch ist natürlich auch das vom Dampf aus der Maschine mitgerissene Oel enthalten, weshalb dieses Warmwasser ohne ganz besonders sorgfältiges Durchfiltrieren nicht zam Kesselspeisen benutzt werden darf.

Zur Erzielung eines besseren Druckausgleiches empfiehlt sich für grössere Maschinen die Anordnung eines besonderen Niederschlagsraumes (Yorkondensator).

\.‘ry

Fig. 1465. Niederschlagraum.*) •

Z Abdampfeintritt, K Einspriizrohr, L Rohrleitung zur Luftpumpe, V Nocken für den Vakuummeter, E für die LUftungsschraube, H für die HUIfseinspritzung.

Durch denselben ist ausserdem noch Wasservorrat vorhanden. Häufig verwendet man bei grösseren Anlagen schmiedeeiserne Bassins, alte Kessel oder dergl. (S. auch S. 446.)

Die Grösse des Niederschlagraumes findet man

meist etwa 2 X Luftpumpenvolumen. Je grösser dasselbe, desto weniger Schwankung zeigt der Vakuummeter am Kondensator.

Da der Kraftbedarf der Luftpumpe mit der Menge des eingespritzten Wassers wächst, so ist möglichst feine Watserver-

*) Anordnung von Rippen s. Seite 892 ist stets zu empfehlen.

teilung anzustreben, die dem Dampf die grösste schnell wechselnde Oberfläche und dadurch innige Mischung gewährleistet.

Der Niederschlagsraum ist im Innern mit Rippen zu versehen, gegen welche die Wassertropfen spritzen, wodurch ein feiner Sprühregen entsteht, der die BerUhrungszeit zwischen Dampf und Wasser thunlichst lang erhält.

Tabelle 179 giebt gebräuchliche Abmessungen für horizontal angeordnete Kondensatoren (Niederschlagsräume). Als Einheits-maass dient der Durchmesser des Abdampfrohres dv dessen Berechnung nach Seite 197 erfolgt.

Tabelle 179. Horizontale Kondensatoren. (Niederschlagsräume.)

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Fig. 1466-1467.

Rippen

Abdampf

rohr

d,

e f g h i k zaïl l m n o p

125

150

175

200

10 260 170190190 600 650 50 35 1    290 200220210 640 700 60 45

245 220 700 760 70 50 280240 740 810 85 60

320

Ol lO CM CM

225

250

„ 350

15 370 280305260 820 890 95 65 „ 400 310338280 890 970 105 75

275

300

325

350

„ 425340368300 980 1080 115 80 „ 45036039031010601140 125 85 16 49040043032511601230135 90 » 52042545534012501300145100

18025 4 200 28 4 225 32 5 25036 6 28040 6 32044 6 350 48 7 88052 7 41056 8 440 60 8

6 11011022240 6 13512023265

16

16

8 160130 2330018 8 1851402432518 8 2101502435018 10 235160 25380 20 10 260 10 285

12 310 190 28465 25

12 133020030500 26

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00

25 410 26440

22

23

Die —• — — angedeutete Stütze aus Flacheisen ordne man bei längeren Einspritzrohren an.

Betr. Form des Einspritzrohres und Durchlassöffnungen in demselben beachte Seite 393 u. f.

Niederschlagsraum.

Bei stehend ausgeführten Vorkondensatoren sind die Rippen so anzuordnen, dass die Tropfen nach kurzer Fallhöhe häufiger zur Ruhe kommen, weil dadurch die gesamte eingespritzte Wassermenge möglichst lange im Vorkondensator verweilt.

Die Rippen werden nach unten zu breiter (Fig. 1468), wobei aber für den nötigen Durchgangsquerschnitt Sorge zu tragen ist.

PP

UL

Die verhältnismässig schlechteste Wärmeübertragung findet statt bei berieselten Flächen, die beste bei fein zerteilten Tropfen.

Hieraus folgt, dass für das Anlassen ein selbst sehr grosser Wasservorrat (s. Fig. 1465) nicht sehr wirksam ist (es sei denn, dass komplizierte Rührvorrichtungen thätig wären), und daher eine Hülfseinspritzung aus hoch gelegenem Wasserbehälter (oder städtische Wasserleitung) erforderlich ist, bis im Vorkondensator ein Vakuum entstanden ist, wodurch das benötigte Einspritzwasser angesaugt wird.

crr

iS

n

i? ig. 14c>8¹

Oberflächenkondensation¹) oder trockene Kondensation (s. Seite 433), Wasser- und Dampfraum sind getrennt und findet die Wärmeübertragung durch Metallwände statt. Der kondensierte Dampf giebt destilliretes, mit Oel vermischtes Wasser; es darf zur Kesselspeisung ohne Reinigung nicht benutzt werden, wie es bei Schiffsmaschinen wegen der schlechten Eigenschaft des Seewassers nicht zu umgehen ist. Die Oberflächenkondensatoren sind in der Herstellung viel teurer als die bei Mischkondensation gebräuchlichen Einspritzkondensatoren.

Das Einspritzrohr

für Mischkondensation verdient besondere Aufmerksamkeit.

Durch die Brause oder das Einspritzrohr soll das Wasser in Tropfen von nicht über 2 bis 3 mm Durchm. dem Dampf entgegengespritzt werden, wozu eine Austrittsgeschwindigkeit von 4 bis 5 Mtr. pro Sek. erforderlich ist, bei grosser Saughöhe muss man weniger nehmen, da 5 Mtr. Geschw. 1 Mtr. Verlust an zulässiger Saughöhe bedeutet.

. Der am häufigsten vorkommende Fehler besteht darin, in dem ganz unnötig 2 bis 3 mm dicken geschmiedeten Kupferkrümmer Löcher von aussen einzubohren und den Grat innen stehen zu lassen, dem allerdings auch schwer beizukommen ist (Fig. 1469).

Meistens ist das Einspritzwasser Flussoder Bachwasser, welches gerade in Fabrikgegenden viel Schlamm und Fasern aller Art enthält. An dem scharfen Grat setzen sich diese fest und die Kondensation versagt, weil das Einspritzrohr verstopft ist.

Bei der Ausführung (Fig. 1471), für die

Fig. 1469—1470.

(falsche Ausführung) eine Wandstärke von 1 bis 2l/₂ mm genügt,

12-14 mm

werden die Löcher vor dem

zmrn

u----fj

28mm

Zusammenrollen des Rohres mit Durchschlag geschlagen. Der Grat bleibt nach dem Zusammenbiegen aussen stehen und giebt eine gute Wasserführung durch Vermeidung der Kontraktion.

Fig. 1471—1472 (richtige Ausführung).

12 bis 14 mm lange, 2 mm schmale Löcher lassen selbst

grössere Fasern noch bequem durch und geben dabei infolge

Zerstäubens an den Wandungen feine zerteilte Wassertropfen.

III

Fig. 1473-1474. (horizontale Anordnung).

yy

Fig. 1475 (vertikale Anordnung).

Das horizontale Einspritzrohr erhält die Löcher ïiur auf der oberen Hälfte (Fig. 1473), während bei dem vertikalen Einspritzrohr (Fig.1475), die Löcher auf dem Kreisumfang, also ringsherum, verteilt werden.

Das Einspritzrohr soll nicht cylindrisch, sondern konisch sein, damit überall gleiche Wassergeschwindigkeit, also auch gleich-massiges Spritzen zu erwarten ist.

Betr. Berechnung der Abmessungen des Einspritzrohres beachte man Seite 393 u. 424.

2. Die Luftpumpe.

Man unterscheidet trockene Luftpumpen und nasse Luftpumpen, erstere saugen bloss Luft und Dampf, letztere noch das warme Wasser ab.

Bei beiden ist die von aussen durch Stopfbüchsen und Dichtungsstellen eindringende Luft der grösste Feind der Luftleere, und man trachtet durch geeignete Hültsmittel diese möglichst einzuschränken. Besonders einfach gestaltet sich die Vorkehrung bei den Stopfbüchsen, die verhältnismässig die grösste Luftmenge durchlassen.

HP

Fig. 1478. Hydr. Dichtung.

Fig. 1476-1477. Hydr. Dichtung.

Fig. 1476—1478 stellen zwei Formen zur hydraulischen Dichtung dar, die meist in Verbindung mit den nassen Luftpumpen angetroffen werden, a Rohr nach dem Wasser des Druckraumes s. Fig. 1539—1543, Seite 406.

Die Ventile der nassen Luftpumpen

sollen so angeordnet werden, dass die eventuell zutretende Luft auf dem möglichst kürzesten Weg und vor dem Wasser entfernt wird, um in der Luftpumpe Luftansammlungen zu vermeiden. Aus diesem Grunde sind hochliegende Säugventile, wie in Fig. 1479 dargestellt, den andern vorzuziehen.

Ventilkonstruktion. Bei nassen Luftpumpen werden Ventilklappen und bei trocknen Luftpumpen auch Schieber verwendet. Um den Lufteintritt zu vermeiden, müssen die Druckventile bei nassen Luftpumpen immer unter Wasser stehen.

In Fig. 1479 ist eine fehlerhafte Ven.    Çv"c_^

tilanordnung dargestellt, mit a ist der Luftsack, mit b der zu tief gelegte Wasserabfluss, mit c die nötige Wasseroberfläche bezeichnet.

[7

Fig. 1479.

Meist verbreitet sind die Gummiklappen rechteckiger oder runder Form, bei welchen die Elasticität des Materials den Schluss unterstützt. Oberhalb der Ventile befinden sich Fangtelle r , die gelocht sein müssen, um das Anhaften der Ventile zu vermeiden. Ein grosser Nachteil der Gummiventile ist es, dass sie bei hoher Temperatur und dem Fett nicht standhalten. Um den Einfluss der hohen Temperatur teilweise zu berichtigen, wendet man oft kreisförmige Löcher in den Ventilsitzen an, wodurch die Ausbauchung eine kugelige wird, die das Material weniger beausprucht, wie bei trapezförmigen Oeffnungen (vergl. Haeder, Dampfkessel, IV. Aufl., S. 107), überdies werden die Auflageflächen beträchtlich vergrössert und der Flächendruck verkleinert (Fig. 1480).

Eine andere Methode, die Lebensdauer der Gummiventile zu verlängern, ist in Fig. 1482 dargestellt. Hier erhebt sich die

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Fig. 1483.

Gummiklappe vor dem Auf biegen ein wenig; am Rande des Ventiles sind schraubenförmige Kerbe, infolgedessen verdreht sich das Ventil durch die Wasserströmung bei jedem Hube, die excentrischen Stege verteilen die Eindrücke auf die ganze Fläche und werden somit weniger merklich.

Fig. 1480-1481.

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Fig. 1485. Metallvontil.

Fig. 1486. Hartgummiventil.

Fig. 1484.

Rechteck. Gummiklappe.

Fig. 1484. Rechteckige Gummiklappe vielfach angewandt. Grosser Querschnitt bei geringem Raumbedarf.

Fig. 1485. Metallventile, wie sie bei der englischen Marine häufig angewendet werden; von Hitze und Oel werden sie nicht angegriffen, empfehlen sich daher bei Oberflächenkondensatoren und dort, wo hohe Wassertemperatur zu erwarten ist, bestens.

Fig. 1486. Hartgummiventile mit Federbelastung (ca. i/2Q kg per Quadratcent im eter) bewähi t sich bei schnellgehenden Luftpumpen sehr gut.

Vulkantieber wird erfolgreich als Ersatz des Gummis angewendet, es wird weder von der Hitze, noch vom Oele verdorben hält aber nur im nassen Zustande gut dicht.

Fig. H87—H88. Flache Metallplattenventile der Metal lie Valve Co., die an Stelle der Gummiventile der nassen Luftpumpen eingesetzt werden.

luf

Fig. 1487-1488.

FiS. 1489.

Metallventil mit Federbelastung.

Fig. 1489. Desgleichen in der Ausführung von C r e u z o t mit Federbelastung.

Schnitt A-C

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Fig. 1490—1491,

1492,

1498,

1494-1495.

In Fig. 1490—1495 sind Metallplatten ventile (sog. Corliss-ventile) dargestellt und zwar Fig. 1490—1492 mit Blattfeder Fig. 1493—1495 mit Rundfeder. Näheres hierüber s. „Haeder, Pumpen“.

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-.......-H

WÊA-

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Fig. 1498.

Horizontale Anordnung.

Ventil mit gewellten Metallplatten.

Vertikale Anordnung Fig. 1499.

Fig.1498. Gewelltes Metallplattenventil der Corrugated Valve Co. für horizontale Anordnung; man lobt diese Ventile wegen ihrer grösseren Sicherheit und den sich ergebenden Durchgangsquerschnitten, da die kreisförmigen Stege fortfallen können.

Fig. 1499 stellt die vertikale Anordnung dar, hierbei müssen die Hubfänger gelocht sein, der Schluss erfolgt durch den Wasserdruck und die Federbelastung.

Fig. 1500. Kugelventile mit rundgewalzten, etwa 10 mm dicken Stahlkugeln von G ent y angewendot.

Fig. 1500. Kugelventil von Genty.

Bei den kleinen Ueberdrücken, die in Luftpumpen herrschen, empfiehlt es sich, das den Ventilen zugeführte Wasser mit Ueber-druck zufliessen (nicht saugen) zu lassen, um die Eröffnung unter allen Umständen rasch zu gewährleisten.

Kolben der Luftpumpen.

Die bei Luftpumpen verwendeten Kolben sind entweder Scheiben- oder Mönchskolben. Letzteren folgt das Wasser bei höherer Geschwindigkeit leichter, wie den ebenen Scheiben-

Fig. 1502.

Labyrinthdichtung.

Fig. 1501.

Kolben mit Ilolzpackung.

kolben, und treten dabei weniger heftige Wasserstösse auf; gleichen Vorteil rühmt man den kegelförmig ausgedrehten Kolben, wenn auch nicht in gleichem Maasse, nach.

Fig. 1501. Kolben mit Holzpackung ist einer der billigsten, jedoch nur da anwendbar, wo sehr reines Wasser zur Ver-

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Fig. 1504. Mönchskolben.

Fig. 1508. Springring.

fügung steht; bei sandhaltigem Wasser setzen sich Sandkörner in das weichere Holz und schleifen die Cylinder rauh aus. Gleiches gilt von den Hanfkolben (Fig. 1502).

Bei reinem Wasser genügen lange Kolben mit eingedrehten Rillen (Labyrinthdichtung), wie solche in Fig. 1502 und 1528 dargestellt sind.

Fig. 1503 stellt einen Kolben mit Springringen dar, wie solche häufig in Luftpumpen anzutreffen sind. Sie bewähren sich besonders gut, wenn Ringe aus nicht rostendem Metall verwendet werden.

Fig. 1504. Mönchskolben mit aussenliegender Stopfbüchse sind bei sehr schmutzigem Wasser jeder anderen Konstruktion vorzuziehen.

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Fig. 1506.

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Fig. 1505.

Fig. 1505—1506. Scheibenkolben mit Lederdichtung für Luftpumpen , welche mit reinem Wasser arbeiten, zu empfehlen. (Bei schmutzigem Wasser gilt dasselbe, wie auf Seite 398 über Holzliderung gesagt.) Für kleine Durchmesser (Fig. 1505) werden die ausgeschnittenen, in der Mitte mit einer Oeffnung versehenen Scheiben über die Kolbenstange gestreift und mit der Kolbenstangenmutter fest zwischen zwei Kolbendeckel gespannt. Hierauf erfolgt das Abdrehen des Leders auf den Pumpendurchmesser.

Um bei grösseren Kolben an Leder zu sparen, nimmt man Lederringe von geringerer Breite (Fig. 1506), welche einen Gusskern umschliessen. Zwischen die Lederringe werden in gewissen Abständen schmiedeeiserne Ringe r gelegt.

Derartige Lederliderungen kann man auch aus Lederabfällen herstellen, indem einzelne zu Segmenten zurecht geschnittene Stückchen mit Holz- oder Eisenstiften auf- und nebeneinander befestigt werden.

Kolben mit FHzliderung soll sich auch gut bewähren (siehe Haeder’s Zeitschrift 1900, Seite 46).

Fig. 1507. Durchbrochener als Druckventil durchgebildeter Klappenkolben für stehende Luftpumpen.

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Tabelle 180.

Klappenkolben.

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Fig. 1512.

Ventilsitz mit parallelen Rippen

Fig. 1510—1511.

Ventilsitz mit radialen Rippen.

Je grösser die Druckhöhe, desto kleiner müssen die Felder im Klappensitz sein, um ein Durchdrücken des Gummi’s zu vermeiden.

Die Rippen radial nach Fig. 1510 oder parallel nach Fig. 1512 sind dem Wasserdurchfluss weniger hinderlich.

Anordnungen der Luftpumpen.

Bei horizontalen Maschinen findet man häufig die Kolbenstangen der Pumpe und des Dampfcylinders direkt miteinander gekuppelt, doch ist dieses nur bis 3 Mtr. Kolbengeschwindigkeit zu empfehlen.

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Fig. 1513-1526.;

Ausführung der Luftpumpe. ■

Horizontale Luftpumpen werden meist doppeltwirkend, v ertikale Luftpumpen einfach wirkend ausgeführt, in letzterem Falle ordnet man jedoch zwei einfachwirkende Luftpumpen an, dadurch wird der Gang ruhiger, und es werden verschiedene Saughöhen vermieden (s. Fig. 1532).

Der Luitpumpenkondensator (Fig. 1527) wird für Schiffsmaschinen sehr häufig angewandt, es ist die alte Watt sehe Anordnung, einfach und verlässlich, leidet nur an der schwierigen Zugänglichkeit zu den Säugventilen.

26

Fig. 1528 stellt die zuerst von Brown ausgeführte Konstruktion dar, bei welcher der Kolben als Säugventil dient. Beim Niedergange des Kolbens öffnet er die im Pumpenstiefel be-Haeder, Dampfmaschinen.

findlichen Oeffnungen, wobei das Wasser, die Luft und der Dampf in den inneren Kaum gelangen.

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Fig. 1527, für Schiffsmaschinen gebräuchlich, s. auch Seite 400.

Luftpumpe ohne Säugventile

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(Fig. 1528).

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Beim Aufgange werden die Oeffnungen geschlossen und die angesaugte Flüssigkeit, sowie Luft und Dampf durch die Druckventile gepresst. Da ein Teil des vom Kolben angesaugten Wassers beim Aufgange wieder zurückgepresst wird, so muss dieser Verlust bei der Ausmittelung des Luftpumpenvolumen²) berücksichtigt werden.

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Fig.1528.

Luftpumpe von G Kuhn. Z. d.Ver. d. Ing., 1891, Taf. 38.

Fig. 1529 und 1532, dieselbe Anordnung, durch ein Kunstkreuz getrieben. — Die Ersetzung der Säugventile durch vom Kolben geschlossene und wieder geöffnete Durchgänge im Pumpenstiefel wird auch bei liegenden doppelt wirkenden Luftpumpen ausgeführt.

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Fig. 1529. Luftpumpe von F. Tosi. [Dinglers Polyteclm. Journal 1901, S. 120.1

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Fig. 1530-1531. Luftpumpe unter Flur angeordnet.

Fig. 1533. Horizontale Luftpumpe u. A. von der Eisenhütte „Prinz Rudolf", Dülmen, ausgeführt, mit Scheibenkolben

26*

und Gummiklappen. Die Anordnung ist so getroffen, dass zuerst

die Luft durch das Druckventil ausgestossen wird. Der Pumpenstiefel ist gesondert eingesetzt und der Scheibenkolben mit M e t a 11 dichtung ver-S3hen.

Fig. 1535-1536. Zwei Luftpumpen von „Klein, Schanzlin & Becker, Frankenthal“ mit eingesetzten Pumpenstiefeln. Der Kolben in Fig. 1535 hat Metalldichtung, der in Fig. 1536 Labyrinthdich-Fig. 1532. [Z. d. Yer. d. Ing., 1892, Taf. 9.J 3 tung.

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Fig. 1533—1534. Ausführung gut und nicht teuer.

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Fig. 1535—1536. Luftpumpen von Klein, Schanzlin & Becker.

Fig. 1537. Luftpumpe von der Fabrik Oerlicon (Zeit-schr. d. Yer, d. Ing., 1890, Seite 811) zeichnet sich durch eine

gedrängte Konstruktion und durch die eigene, auch bei vertikalen Luftpumpen anzutreffende Ventilkonstruktion aus. Die

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Fig. 1537—1538. Luftpumpe von OerlicoD.

Kolben sind kegelförmig ausgedreht, um Wasserstösse möglichst zu vermeiden. Die Luft wird auch wieder zuerst vom Kolben durchs Druckventil ausgestossen.

Luftpumpe mit Mönchskolben (Fig. 1539).

Die Ventile sind in gesonderten, aufzuschraubenden Platten untergebracht.

man sollte bei

Der Kolben läuft in einem eingeschraubten Metallführungsringe mit Labyrinthdichtung und ist so konstruiert, dass sein Gewicht jenem des von ihm verdrängten Wassers entspricht, er lastet daher nicht auf dem Führungsringe ; einseitige Abnützung ist so vermieden. Bei schmutzigem Wasser kann eine im Luftpumpenraume liegende Stopfbüchse angewendet werden. Hohe Tourenzahl wegen der nach unten sich öffnenden Saugklappen nicht zulässig-möglichst geringem Klappenhub nur etwa bis 100 Touren zu-lossen.

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Fig. 1539—1543. Luftpumpe mit Mönchskolben.

Fig. 1544, ältere Ausführung der Dampf- und Spinnerei-Maschinenfabrik Chemnitz und Ed. König. Dieser Kondensator

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Fig. 1514-1545.

ist dem Hor n’schen^ähnlich (siehe Seite 407), hier muss jedoch auch die Luft die Wasserventile passieren.

Der Horn’sche Luftpumpen-Kondensator. Maschinenfabrik Gr. Brinkmann & Co., Witten.

In Fig. 1546 steht der Kolben rechts und beginnt seinen Lauf nach links. In diesem Moment ist der Kaum zwischen Säugventil, Druckventil und Kolben voll Wasser. Beim Gange des Kolbens sinkt, während das Druckventil unter ülb~4D dem Atmosphärendruck fest geschlossen bleibt, der Wasserspiegel und bildet innerhalb des Druckventiles ein Ya_ kuum; ist das Wasser so weit gesunken, dass die kleinen Luftventile L von ihm nicht mehr ganz berührt werden, so tritt infolge der im Vakuumraum herrschenden grösseren Spannung sofort Luft durch die Luftventile in den Kolbenraum, ohne die Wassersaugventile zu passieren, zu gleicher Zeit geht das Wasser aus dem Vakuumraum in den Kolbenraum durch die sog. Säugventile und zwar nach dem Gesetz der kommunizierenden Köhren, weil beide betreffenden Käume sofort unter gleichem Druck stehen, ein Ansaugen findet also nicht mehr statt.

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Fig. 1549. Luftpumpe der Betriebsmaschinen (550 X 075 X 700)

der elektrischen Untergrund bahn in Budapest, erbaut von L. Lang.

Die Luftpumpe ist unter Flur angeordnet u, wird vermittelst Kurbelzapfen , Zugstange und Winkelhebel trieben.

Der Kondensationsraum befindet sich direkt unter den Saugklappen.

Fig. 1549-1550. (1:50.)

Z. d. V. d. Ing. 1897, S. 1198.

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Fig. 1551. Luftpumpe zu einer liegenden Kompoundmaschine (450 X 750 Durchm., 700 Hub), Der Antrieb der unter Flur angeordneten Pumpe von der verlängerten Kolbenstange durch Kunstkreuz. Bemerkenswert ist das Fehlen des [Gelenks am unteren Ende der Luftpumpenkolbenstange. Der Ausschlag wird hierbei durch die Kolbenstange selbst aufgenommen. (Z. d. V. deutsch. Ing., 1896, Taf, 16,)

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Fig. 1551. [1:50. J

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Fig. 1552, Luftpumpe zur Dreif.-Expans.-Masch, (550 X 900 X 1800 Durchm., 1380 Hub. Antrieb durch verlängerte Kolbenstange. Unter Flur angeordnet. (Z. d, V, deutsch. Ing., 1895, Taf. 26.)

Fig. 1553. Luftpumpe zur Kompoundmaschine 380/570 Durchmesser, 500 Hub. Hochdruckcylinder liegend, Niederdruckcylinder stehend angeordnet.

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Fig. 1553. (1 : 40.)

Fig. 1554. (1:25.)

Fig. 1554. Luftpumpe zu einer stehenden Kompoundmaschine von 380 X 580 Durchmesser, 520 Hub. (Zeitschr. d. Ver. deutsch. Ing., 1897, Tafel 1.)

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Fig. 1555. (1 :120.)

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Luftpumpe zu einer liegenden Dreifach-Expansionsma-schine 700 X 1100 u. 2 X 1150 Durchmesser, 1600 Hub. Es sind 2 gleiche Pumpen angeordnet, welche je von einem Kurbelzapfen angetrieben werden. Die Maschine hat 2 Niederdruckcylinder. (Z. des V. deutsch. Ing., 1896, Tafel 3.)

Fig. 1556. Liegende, unter Flur angeordnete Luftpumpe zur Maschine 950Durchm., 1100 Hub. Antrieb erfolgt vom Kurbelzapfen aus. Bemerkenswert erscheint bei dieser Luftpumpe die eigenartige Anordnung der Plunger-Kolbenstangen - Befestigung. Die Pumpe baut dadurch in ihrer Gesamtdisposition etwas kürzer als mit Kreuzkopf.

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Der Plunger hat an jeder Seite eine rohrartige Verlängerung, in deren hinterem Ende das Lager für die Treibstange befestigt ist.

Die Stopfbüchsen erhalten allerdings [dadurch beträchtliche

Schwierigkeiten nicht bietet. f)er

Plungerdurchm. 425/165. Hub = 400 mm (1*: 80). S. auch Z. d.V. d. Ing., 1898, Tafel XV.

Abmessungen, deren Abdichtung jedoch

Vorkondensator

liegt hierbei in der Luftpumpe selbst und ist mit Rippen (siehe auch Seite 392) versehen.

Die Druckräume sind reichlich gross und als Windkessel durchgebildet. Die Verbindung der beiden Räume erfolgt durch ein Rohrstück, wie in Fig. 1536 bis 1537 dargestellt.

Fig. 1558—1559. Unter Flur liegende horizontale Luftpumpe; Antrieb vom Kurbelzapfen aus, Doppelhebel aus Stahlguss.

3. Das Kunstkreuz.

Antriebshebel für Luftpumpen brechen, wenn dieselben aus Gusseisen oder Stahlguss hergerichtet werden, häufig. Brüche bei Stahlgusshebeln dürften in erster Linie auf mangelhaftes Ausglühen und mangelhafte Fabrikation zurückzuführen sein.

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Fig. 1560—1564. £ Gebrochener Hebel aus Stahlguss.

Bei der Konstruktion muss man auf gute Materialverteilung achten, also möglichst gleiche Wandstärken im ganzen Stück und nicht zu scharfe Uebergänge.

Man findet deshalb Hebel aus Schmiedeeisen, wie z. B. in Fig. 1556, Seite 410, oder zusammengesetzte, wie in Fig. 1555, Seite 409.

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In Fig. 1565 — 1567 ist ein gusseiserner Hebel, mit schmiede* eisernen Stangen (Augsburg) kombiniert, dargestellt.

Durch letztere erhält man bei eventl. Stössen ein elastisches Bindeglied.

Der Antrieb erfolgt vom Kurbelzapfen aus, Angriff der Luftpump en-Treibstange bei A.

Ausführung sehr solide und zu em-j pfehlen.

Stehende, unter Flur angeordnete Luftpumpen werden gewöhnlich in Zwil-lingsapordnung

(2 einfach wirkende Pumpen) ausgeführt, wie in Fig. 1532, S, 404, dargestellt.

Zum Antrieb benutzt man einen Doppelhebel, welcher von der verlängerten Kolbenstange vermittelst kleiner Schubstangen angetrieben wird. Gebräuchliche Ausführung zeigt Fig 1568—1570 und Tab. 181.

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der verlängerten Kolbenstange aus angetrieben.)

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Tabelle 181. Schwinghebel für stehende Zwillings-Luftpumpen. Fig. 1568—1570.

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Tab. 181a. Horizontale Luftpumpe (der Horn’schen Ausführung, Seite 407, nachgebildet).

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Die für die Oeffnung o bestimmten kleinen Ventile bezwecken Luft und Warmwasser getrennt anzusaugen. Diese Ventilchen bedürfen eine ganz besonders sorgfältige Ausführung. Halten dieselben nicht ganz dicht, so bringen sie mehr Schaden als Nutzen* Mir sind eine Anzahl Ausführungen bekannt, bei welchen man die Luftventilchen infolge schlechter Wirkung fest verschlossen hat.

Der in Fig. 1533, Seite 404, dargestellte Luftpumpenkondensator (aber mit Rippen im Einspritzraum) dürfte in der Herstellung billiger und vielleicht ebenso zweckentsprechend sein.

¹

Vergl. Seite 435.

²

Berechnung s. Seite 427 u. f.

4. Konstruktive Grundsätze

für den Entwurf raschlaufender Kondensator-Luftpumpen unter Vermeidung

der Stösse.

Bei liegenden, doppeltwirkenden Luftpumpen hat man meistens mit Kolbengeschwindigkeiten von 2 bis 3 Mtr. pro Sek. zu tliun, jedoch hat man auch Ausführungen, bei denen die Pumpen mit 4 bis 4,5 Mtr.¹) anstandslos und ruhig arbeiten.

Mit der Durchflussgeschwindigkeit in den Ventilen gehe man nicht über 1 Mtr. pro Sek., obgleich der Grenzwert bei grösseren Kolbengeschwindigkeiten von über 3 Mtr. bei etwa 1,5 Mtr. pro Sek. liegt.

Stehende Luftpumpen mit 1,3 Mtr. grösster Kolbengeschwindigkeit haben Durchflussgeschwindigkeiten in den Druckventilen (im Kolben s. Seite 400) von 3 bis 4 Mtr. aufzuweisen.

Der Vorteil der stehenden Luftpumpen liegt hier in der direkten Wasserführung.

Bei liegenden Luftpumpen ist der Arbeitsraum der Pumpe so gross zu wählen, dass der Wasserspiegel beim Saugen nicht mehr wie 80 bis 100 mm fällt und jedenfalls die Cylinderbohrung stets mit Wasser angefüllt bleibt.

Bei der Konstruktion ist (nachv. Jhering) vor allem anzustreben:

a)    Möglichst ausgiebiger Querschnitt in den Ventilen. Durchflussgeschwindigkeit nicht über 1,2 Mtr. pro Sek. im Ventilsitze der Saug- und Druckventilklappen.

b)    Zweckmässige Anordnung der Wasserwege und der Ventile. Scharfe Bichtungsänderungen der Wassermassen, insbesondere Krümmungen der Wasserwege möglichst vermeiden.

c)    Getrenntes Absaugen von Luft und Dampf einerseits und dem Wasser andererseits (Bedingung für gute Wirkung der Kondensation ist dieses aber nicht).

d)    Anbringen von einstellbaren Schnüffelventilen, um bei Siössen die Möglichkeit zu geben, geringe Luftmengen einzuführen. Das Vakuum wird hierdurch zwar etwas verringert, doch ist das den Stössen gegenüber weniger von Wichtigkeit.

e)    Anbringen eines Windkessels im Ausgussraum und freier Ausguss des Warmwassers.

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f) Hochförderung (nach dem Gradierwerk) besser durch besondere Pumpe, am besten Centrifugalpumpe*bewerkstelligen.

Wenige Mtr. Druckhöhe beeinflussen den ruhigen Gang bereits ausserordentlich, da die Stösse hauptsächlich beim Oeff-nen der Druckventile durch das aufschlagende Wasser eintreten.

5. Kondensationsmaschine als Auspuffmaschine.

Jede Kondensationsmaschine soll so eingerichtet sein, dass dieselbe auch als Auspuffmaschine arbeiten kann.

Zu diesem Zwecke wird in die Uebergangsleitung ein Wechselventil nach Fig 1571 oder 1572 eingeschaltet.

Der Dampf tritt bei der Mittelflansche des in Fig. 1571 gezeichneten Eckventiles ein und kann durch Schließen der einen oder der andern Austrittsöffnungen ins Freie auspuffen oder jzum Kjondensator geleitet werden.

Fig. 1572.

Wechselventil, Anlassen.

-r 4ł$+r ^2ł4vjUoiJLfoiZcuip^

^17/

Fig. 1571. Wechselventile.

Das Anlassen der Kondensationsmaschine.

Bei grösseren Saughöhen findet man auch wohl Vorkehrungen getroffen, um bei Inarbeitsetzung der Dampfmaschine das schnelle Ansaugen des Wassers durch die Luftpumpe zu gewährleisten, was entweder durch eine Hülfseinspritzung oder durch Austreiben der Luft durch eine Hülfsdampfleitung (Fig. 1573) vor dem Anlaufen erfolgen kann, weil sonst der aus dem Dampfcylinder entweichende Dampf in den Kondensator unter Erhöhung des Gegendruckes gepresst wird, denn das Volumen der Luftpumpe ist kleiner als das der Dampfcylinder.

Uaeder, Dampfmaschinem

13/ f/lllfsdampfh

Ü bentrnmrühr^^h,^

!ë

Fig. 1573.

Hülfsdampfleitung.

27

6. Kühlwassermenge.

Die Menge des Kühlwassers richtet sich nach der niederzuschlagenden Dampfmenge und der Eintrittstemperatur des Kühlwassers.

Das KUhlwasserverhältnis m₎ also das Verhältnis des gebrauchten Kühlwassergewichtes zum Dampfgewicht ist bestimmt durch folgende Gleichung:

630 — f.

(325)

*i-*o

worin bedeutet : f₀E in tritts temperatur in Grad Cels.,

fj Temperatur des Abfluss was sers in Grad Cels.

wa sser*

Bei vorhandenen Anlagen misst man also einfach die Kühl-und Ab fl u ss wa sser temperatur und berechnet das Kühlwasserverhältnis m nach obiger Gleichung.

Das theoretische Vakuum wird beeinträchtigt durch Undichtigkeiten, durch Reibung des Dampfes in Kanälen und Rohrleitungen.

Legt man nun eine richtige Ausnutzung des Kühlwassers zu Grunde, indem die Temperatur des Abwassers um etwa 8° C, geringer, als die dem Vakuum entsprechende Temperatur angenommen wird (vergl. Tabelle 183), so erhalten wir die in Tabelle 183 enthaltenen Werte.

Tabelle 183. Temperatur und Gesamtwärme des Wasserdampfes

von 1 bis 0,02 Atm. abs.

0,8 0.7 0,6 0,5 0,4 0,35 0,3

Atm. abs. .

. p 1,0 0,9

Temperatur °C. . Gesamtwärme .

t 100 97 X 637 636

94    90    86    82    76    73    69

635    631    633    631    630    629 628

Atm. abs. .

p 0,25 0,2 0,15 0,12

0,08 0,06 0,04 0,02

Temperatur °C. . Gesamtwärme .

65    60    54    50    46    42    86    29    18

627    625    623    622    621    619    618    615 618

Beispiel: Welche Temperatur entspricht einer Luftleere von 0,2 Atm. abs.

Nach Tabelle 183 ist die entsprechende Temperatur 60 ⁶ C.

Beispiel: Eine Dampfmaschine von 500 indizierten PS. gebraucht pro Ni und Stunde 8 kg Dampf ; wieviel Kühlwasser ist nötig, um ein Vakuum von 0,2 Atm. bei 10° Einspritztemperatur zu erzielen?

Niederzuschlagende Dampfmenge 500 • 8 == 4000 kg.

Nach Tabelle 184- ist das vierzehnfache Wasserquantum nötig, also 14-4000 = 56 000 kg = 56 cbm pro Stunde,

Tabelle 184.

KUhlwasserverhältnis m

Kühlwassergewicht.

Dampfgewicht.

Gegendruck im Cylinder Temperatur des Warmwassers

Po = 0,4 0,35 0,3 0,25 0,2 0,15 0,1 tx = I 670 650 61° 57« 520 46« 38°

10°

Temperatur

15«

20°

des

30»

Kühlwassers i₀

400

500

600

g    g    £    S    5    ü    5

I    K    N    w    H    M

I    05    ic    03    0=    —    O

I SSÎKEE

I    I

I    I    USSS

I    I    I    3    8    -5    S

Wird weniger Wasser verwendet, so wird das Vakuum schlechter, wie ebenfalls aus Tabelle 184 ersichtlich ist.

Die obige Tabelle gilt nur für richtig ausgefUhrte Kondensation;

viele Luftpumpenkondensatoren gebrauchen das Doppelte und lassen die Verwendung von Kühlwasser über 30° C. überhaupt kaum zu.

Bei Berechnung der Neuanlagen nimmt man meistens:

m — 24 . . . .

7. Nutzen der Kondensation.

Wenn die Kondensation den grösstmöglichsten Nutzen bringen soll, so muss dieselbe:

1.    billig in der Herstellung sein,

2.    die grösstmöglichsten Dampfersparnisse geben.

Die Dampfersparnisse durch Kondensation betragen durchschnittlich:

bei schlechten Luftpumpenkondensatoren .    . 10—20°/o    (325)

bei richtiger Ausführung je nach Dampfdruck 20—38%    (326)

Unter richtiger Ausführung soll eine Kondensation verstanden werden, welche die auf Seite 389 u. 390 erwähnten Uebelstände nicht hat und mit welcher die in Tabelle 184 aufgeführten Werte erreicht werden.

Es seien in Folgendem richtig© Ausführungen zu Grunde gelegt.

Wie schon aus Tab. 184 ersichtlich, hat der KUhl-wasserverbrauch viel Einfluss auf die Ersparnisse der Kondensation.

Aber auch die Menge des Kühlwassers hat ihre

(325a)

•o'4

JU

*ta*M °

u,

25

,20

_____I________

20    25    30    55

Fig. 1574 (nach J. Weiss.)

*♦0 HS 50.71*1

27*

Grenzen. Gebraucht man zu viel Wasser, so wird zwar das Vakuum besser, aber der Gewinn steht in keinem Verhältnis zur verbrauchten Wassermenge. F. J. Weiss zeigt in der Zeitschr. d. Ver. deutsch. Ing., 1891, durch die in Fig. 1574 wiedergegebene graphische Darstellung, wie die Ersparnisse mit der verbrauchten Kühlwassermenge steigen. Man wird also im allgemeinen auf ein Vakuum nicht höher als 80—85®/o (0,2—0,15 Atm. ahs.) rechnen, dabei aber vorteilhafte Austritts Verhältnisse für den abziehenden Dampf in der Maschine wählen, dass das Vakuum auch hinter dem Dampfkolhen herrscht und nicht nur vom Vakuummeter am Kondensator angezeigt wird.

Nachstehende Tabelle zeigt den Einfluss der Endspannung des Voraustritts und der Dampfgeschwindigkeit unter Berücksichtigung der Tourenzahl auf den Druckunterschied pn, zwischen Kondensator- und Dampfcylindervakuum.

Tabelle 185.

Druckunterschied pn. Auslassorgan mit Excenterantrieb.²)

u Dampfgeschwindigkeit im Auslassorgan in Mtr, pro Sekunde, n Umdrehungen pro Minute.

Druck

aus

gleich:

falsch

V,

schwach

y\ f .i²

*fr Ij fr

normal    gesteigert

lAĄj

überlastet

Y!

richtig

1000

400-500 300 - 400 250-300 200-250 175 -200 150-175 125 - 150 100-125 80-100 60-80 40- 60 20-40 10 -20

Endspannung

0,5 -0,7 Atin. abs

Voraustritt

in Prozenten

»'i V

Endspannung

0,75 - 1 Atm. abs.

Voraustritt

in Prozenten

‘a'a '

Endspannung

1—1,5 Atm. abs. Voraustritt in Prozenten

0-3    4-7 | 8-10 || 0-3    4-7    8-10    0-3    4-7    8-10

0,5

0,45

0,4

0,35

0,3

0,25

0,2

0,18

0,15

0,13

0,1

0,07

0,05

S I S § S es 5 o-'Sj I- ! I-1

0,3

0,25

0,2

0,15

0,15

0,13

AL

0,08

0,06

0,05

0,04

0,03

0,02

0,06 0,05

0,1    0,08

0,07    0,06

I § S S I § S S S §- 51 ö 3

>² a ²

Etidspannung

1,5—2 _Atm. aha. _

Voraustritt in Prozenten

0-3    4-7    8 -1Ô

01

0,07    0,04    0,13 k 008    0,05

Beispiele zu Tabelle 99.

fei

___i-

>Ü0.30,= 90

250: 30«

n- u³ ___

1000 1000

1. Beispiel:

Eine^ Maschine macht » = 100 Touren und arbeitet mit 1,2 Atm. Endspannung bei 5% Voraustritt. Da» Vakuummeter zeigt 90% = 0,1 Atm. abs Die Dampf gescbwindigkeit im Auslass sei u = 30 m

Welchen Gegendruck wird das Diagramm zeigen? Hier ist also» » = 100, u = 30 fdëo:

»- u³_

l'ÖOO 1Ö0Ö

nach Tabelle 9. Zeile' von oben pn = O.i 8 hierzu Koodensatorspannung pe = 0,1

also Gegendruck p₀ — 0,28 Atu»

2. Beispiel:

Für eine Maschine-von derselben Grösse sei die Touren³ zahl rt = 250 tmd die Dampfgeschwindigkeit u = 30 m, dann ergiebt sich

- = 225

nach Tabelle 4. Zeile von obeo pn = 0,4 hierzu Kondensatorspłnnung ' pe =0,1

also Gegendruck p₀ = 0,6 Atm.

Tabelle 185 zeigt auch, dass man den Voraustritt je grösser nehmen sollte, je höher die Tourenzahl ist.

Ein zu grosser Voraustritt kann bei langsam gehenden Maschinen natürlich auch einen hässlichen Endverlauf der Expansionskurve hervorrufen, wie in Fig. 1585 angedeutet.

Fig. 1585. Zuviel Fig. 1586. Richtiger Voraustritt.

Voraustritt.

Wählt man den Voranstritt nach Tabelle 186, so lässt sich eine gute Form des Diagrammes nach Fig. 1586 erwarten.

Tabelie 186. Druckdifferenz pn hei 0,75—1 Atm. abs. Endspannung (Excenterantrieb).

Umdrehungen n =    50

Voraustritt = 3%

<1 ►— ^ ©

© i—³ ^ ©

200 250 300 10% 11% 12%

Druckdifferenz

bei u = 20 m ; pn — „ u = 30 m ; pn = „ u = 40 m ; pn =

0,07

0,11

0,16

0,08

0,13

0,20

P P p

k m b

Ü1 Ol 00

0,09 0,10

0,17 0,20

0,80 0,35

© © © 7^ te T-

O    bO

0,14

0,28

0,45

Kleinesbedingt aber grossen schädlichen Kaum. i/=28Mtr. kann als günstigster Mittelwert betrachtet werden.³) Wie sich pn mit u ändert, zeigt ebenfalls Tab. 186.

Beispiel: Welche Dampfgeschwindigkeit und welchen Voraustrit nimmt man für eine Kondensationsmaschine mit 150 Umdrehungen

Nach Tab. 186 ist zu wählen : Voraustritt ^ = 9°/₀, Dampfgeschwindigkeit im Auslasskanal u = 30 Mtr. pro Sek., dann ergiebt sich eine Druckdifferenz zwischen Kondensatorspannung und Spannung hinter dem Kolben von pn — 0,17 Atm.

Dieser Druckdifferenz zwischen Kondensatorspannung uni Spannung hinter dem Kolben haben wir Excenterantrieb des Auslasses zu Grunde gelegt.

Vorteilhafter und konstruktiv richtiger ist es, wenn man bei Ventilmaschinen den Auslass nicht mit Excenter nach Fig. 1587, sondern mit unrunden Scheiben nach Fig. 1588 antreibt.

Das Erheben des Auslassventils geschieht unter Anwendung derselben viel schneller als bei Excenterantrieb. Bei demselben Voraustritt hat das mit unrunden Schei-^ ben angetriebene Auslassventil viel früher ganz geöffnet als das mit Excenterantrieb.

Fig. 1587. Fig. 1588. Excenter- Unrunde antrieb. Scheibe (Daumen).

Zum vollständigen Anhub des Aus-lassventiles benötigt das Excenter einen Kurbelwinkel von 60°, der Daumen nur 30°.

Bei Anwendung eines Daumens ist das Ventil bereits im toten Punkt schon ganz geöffnet, während bei Excenterantrieb die volle Eröffnung des Auslassventiles erst in der Kurbelstellung E erfolgt (Fig. 1589).

V²

Kurbelkreh f Kurbelwinkel für Excenter 60< 1 „    „ Daumen 30° y

mt

Fis:.

1589.

mit Excenter

Fig.

1590.

Ventil-

eröffnung

Po

Fig.

1591.

Fig. 1592.

(Bei Schiebermaschinen wird der Auslass noch schleichender geöffnet als bei Ventilen mit Excenterantrieb.)

Welchen Einfluss eine rasche Eröffnung auf den Druckausgleich bezw. die Gegendrucklinie hat, zeigen vorstehende Diagramme (Fig. 1590—1592).

Sorgt man dafür, dass im toten Punkt der Auslasskanal bereits vollständig geöffnet ist (also unrunde Scheiben), so ergiebt sich selbst bei 30 Mtr. Dampfgeschwindigkeit (statt 28 Mtr. bei Excenterantrieb) noch ein geringer Druckunterschied; der schädliche Raum wird kleiner und dadurch der Dampfverbrauch geringer. Die andern Vorteile, bequeme Einstellung der Steuerung etc., sprechen ebenfalls für unrunde Scheiben.

8. Kraftbedarf der Luftpumpen.

Die Luftpumpe hat folgende Widerstände zu überwinden: Mittlere Spannungsdifferenz /?' vor und hinter dem Luft-immpenkolben, Wassersäule von Saugklappe bis Warmwasserabfluss, Reibungswiderstand der Luftpumpe.

Bezeichnet :

d den Durchmesser der Luftpumpe in Centimeter, c die Kolbengeschwindigkeit der Luftpumpe in Mtr. pro Sekunde,

p‘ = 0,2—0,6 (im Mittel0,4) die oben erwähnte Spannungsdifferenz in kg pro qcm, h die Förderhöhe des Warmwassers in Meter, so ist der Arbeitsaufwand in Pferdestärken

einfach wirkende Luftpumpe irfi.c.

doppelt wirkende Luftpumpe

# = 1,3- ⁴

(P‘ ⁺ lö)

#=1,3- ⁴

⁷¹ d‘-c-

(//+D

. . (327)

2 • 75    ’

Durchschnittlich kann man für den Kraftbedarf der Luftpumpe 0,5 —1,5% der Gesamtleistung der Maschine ansetzen (s. Seite 437).

75

9. Dimensionen der Luftpumpen.

m-S*) die KUhlwassermenge in Liter pro Stunde, m nach Tab. 184, Seite 419, oder nach Seite 418, Gleich. 325,

2, • m • S das mit zu fördernde Luft- und Dampfgemisch (herrührend vom Luftgehalt des Wassers, Undichtigkeiten der Luftpumpe und den sich bildenden Dämpfen) in Liter pro Stunde,

(p — 0,6 der volumetrische Wirkungsgrad der Pumpe,**) so ergiebt sich das für die Berechnung der Hauptdimensionén in Rechnung zu ziehende Förderquantum:

— (m -f- 2-m)-S = 5-m-S Liter pro Stunde .    . (328)

*) m das Kühlwasserverhältnis (s. Seite 418 u. 419) S =    die zu

Grunde liegende Dampfmenge in kg pro Stunde (Sf nach Seite 40 und 41) **) Die Kolbenläufe und Klappen der Nassluftpumpen leiden oft durch schlechtes Kiihlwasser, infolgedessen fällt der Wirkungsgrad klein aus.

Beispiel : Eine Kondensation soll niederschiagen pro Stunde 5 = 2050 kg Dampf, die Temperatur des Kühlwassers ist t₀ = 10°, die des Abwassers soll ^ = 35° betragen, also nach Gleich. 324, Seite 418:

24,

630 — 35 35 —10

die Leistung der Luftpumpe müsste sein nach Gleich. 328, Seite 423 : 5-24-2050^246 000 Liter = 246 cbm pro Stunde.

Für normale Verhältnisse nimmt man

. (329)

Förderquantum = 125 S . .

und man erhält für eine doppeltwirkende oder zwei einfachwirkende Pumpen :

125-5

3600

. (330)

und bezogen auf das Pumpenvolumen:

F- Hub =

125-5    60

3600    2 /7

— = 1,04 •

CO s:

.    .    (331)

worin F = Pumpenquerschnitt in qdm, Hub in dem, n Umdrehungen pro Min.

Gebräuchliche Ausführungen giebt nachstehende Tabelle 187.

Tabelle 187. Luftpumpenabmessungen.

Maschine

Eincyl.

Zweif.-Exp.

Dreif.-Exp.

Durchm. d. Luftpumpe =

0,3-fl

f>

0,25 • D

£)

0,25 -Z?

v/

(H Hub, D Durchm. des Niederdruckcyl. ; f) Hub der Luftpumpe.)

Bei künstlicher Wasserkühlung wählt man vorteilhaft d etwa 10°/o grösser.

Bei Oberflächenkondensation kann das vom Luftpumpenkolben beschriebene Volumen auf die Hälfte desjenigen bei Mischkondensation gesetzt werden.

Man soll auch hier wie bei den Schiebern u. s, w. nicht für jeden einzelnen Fall eine Luftpumpe konstruieren, sondern auf Verwendbarkeit der Modelle für gleichartige Maschinen Rücksicht nehmen.

Gebräuchliche Luftpumpendimensionen

stehender und liegender Bauart für Kompoundmaschinen giebt Tabelle 188, die Tabelle zeigt auch den Gang der Berechnung.

Man richtet die Modelle meist so ein, dass der Kolbenhub der Luftpumpe und der Kolbendurchmesser geändert werden können.

4)

*J

4>

-B

4>

0>

*s

Tabelle 188. Dimensionen für

Kolben

druck

kg

650

890

1160

1480

1760

2160

2550

tehende Pumpen

Flg. 1529, Seite 408.

Plunger- Kolben-F llurehm. Durch m

qdm mm j mm i

O    O

L>-    ł—I

Ol

135

4,3

145

5,9

§

co

155

7,7

©    à»    O

Oi    (M    l>

CO

O

10

165

180

195

210

9,9

11,7

nach

Mtr.

0,5

0,53

0,56

0,6

0,65

0,66

0,68

Hub

mm

185

210

240

270

300

330

360

Liegende direkt mit der Kolbenstange gekuppelte Luftpumpe

F Dnrchm.

qdm mm

iO    »O    O

CO    i®    !>•

S

03

§

03

1,34

1,82

2,25

2,95

3,6

4,3

Dampf Pampen-pro Tolumcn Stde. I pro Sek. S F-c kg I cdm

21,5

620

Dampf

u. Stde.

Si

kg

7,5

Leis

tung

bei

Ni

82

Umdre-j Kolben-hungen geschw. Min. J Mtr. |

1,6

80

31

43

59

76

95

115

006

1250

1700

2200

2730

3320

ŸL

7,3

7,2

VL

6,9

122

173

235

310

390

480

1,7

1,9

2,1

2,2

2,3

75

70

67

65

09

57 .

Kompound

maschine

Cylinder-Hochdr. 1 Niederdr,

II

520

620

700

0U

850

930

1050

350

400

450

500

650

009

680

Hub

009

700

800

006

1000

1100

1200

Tabelle 189. Vorläufige Hauptdimensionen für liegende Luftpumpen,

direkt gekuppelt.

Hub =

500

600

700 1 800

900

1000

1200 mm

ć/*) =

100

120

135

150

170

185

120

145

165

180

205

225

120

150

180

210

240

270

600

720

840

960

1080

1200

420

470

530

580

640

700

840

1020

1200

1370

1560

1740

2060 *

10. Ventil- und Rohrquerschnitte.

Die Berechnung der freien Durchflussquerschnitte erfolgt unter Zugrundelegung einer Geschwindigkeit von 1,5 Mtr. pro Sekunde. (Trockene Luftpumpen gestatten 20 Mtr. Durchfluss-Geschwindigkeit.)

Tabelle 190. Zulässiger Klappenhub*)

für nach unten öffnende Saugklappen. Seite 406.

Touren

.    .    50    75    100    150    200    250

Zulässiger Klappenhub .    12    10    9    8    7    6    mm.

(Bei den schrägen Klappen, S. 396, der mittlere Hub).

Berechnung der Rohrquerschnitte.

Alle Bohre, in welchen sich Wasser bewegt, sollen solche Querschnitte erhalten, dass die Durchflussgeschwindigkeit 2 Mtr. pro Sekunde nicht übersteigt; vielfach wird der Querschnitt des Ueberlaufrohres gleich der lichten Durchflussfläche der Ventile genommen.

Die Wassergeschwindigkeit in den gewöhnlich angewendeten Eckhähnen für die Einspritzleitung steigt infolge der durch die Konstruktion bedingten Querschnittsverengung bedeutend, ohne auf die Wirkung grossen Einfluss zu haben, wenn die Anschlüsse gleich dem Bohrdurchmesser sind.

Man kann annehmen für den Querschnitt d. Einspritzrohres

unter gewöhnlichen Verhältnissen qf = 0,25*c* ~ d¹ qcm (332)

bei langer Leitung u. grosser Saughöhe </ = 0,4*c- ⁷* d² qcm (333) (c Kolbengeschw. in Mtr., d Durchm. der Luftpumpe in cm).

Das Ueberlaufrohr macht man im Durchmesser etwa 1,3 mal so gross als das Einspritzrohr.

*) Nach oben öffnende Klappen können den 1,3 fachen Hub erhalten und schliessen dann noch rechtzeitig.

11. Stehende Luftpumpen ohne Säugventile.*) Wirkungsweise und Berechnung.

(s. Fig. 1508 Seite 402.)

Nach Prof. H. Berg *) ist die Wirkungsweise dieser Pumpen, welche in Fig. 1594 — 1603 dargestellt, folgende:

Fig. 1596.

Fig. 1594, hoch. Fig. 1595.

Fig. 1597. Fig. 1598.

-LSSJ

Jj

Fig. 1601.

Fig. 1599, tief. Fig. 1600.

Fig. 1602. Fig. 1603.

In Fig. 1594 befindet sich der Kolben in seiner höchsten Stellung. Bei seinem Aufgang hat er die im Pumpenraum vorhanden gewesene Luft und eine gewisse Wassermenge durch die Ventile hinausgedrückt. Das Wasser reicht im Pumpenraum bis an die Ventilklappen. Der Wasserspiegel im Gehäuse habe die in Fig. 1594 gezeichnete Höhenlage.

Bewegt sich der Kolben abwärts, so sinkt der innere Wasserspiegel, und zwar rascher als der Kolben, weil der Verdränger aus dem Wasser austaucht. Gleichzeitig steigt der äussere Wasserspiegel, indem der Kolben das unter ihm befindliche Wasser in den ringförmigen Kaum des Gehäuses hinausdrückt.

Fig. 1595 zeigt die Kolbenstellung, bei welcher der innere Wasserspiegel sich soweit abgesenkt hat, dass er auf gleicher

*> Ausführlich behandelt von Reinhardt, Z. d. V. d. Ing. 1898, S. 257, und von Prof. Beig, Z. d. V. d. Ing. 1899, Seite 92 und 280.

Höhe mit dem oberen Kolbenrande steht; der äussere Wasserspiegel ist um einen gewissen Betrag gestiegen.

In Fig. 1596 hat der Kolbenrand die obere Kante der Schlitze erreicht. Im nächsten Augenblick werden diese geöffnet, und es tritt ein Ausgleich zwischen Luft- und Dampfspannung im Gehäuse und im Pumpenraum ein.

Der fortwährend steigende äussere Wasserspiegel erreicht sodann in Fig. 1597 die Höhe des niedergehenden Kolbenrandes ; das Wasser beginnt in die Pumpe einzuströmen.

In Fig. 1598 ist der äussere Wasserspiegel bis zur oberen Kante der Schlitze gestiegen. Von Stellung Fig. 1597 bis Stellung Fig. 1598 bildet jeder Schlitz einen rechteckigen Ueberfall.

Der Kolben bewegt sich noch weiter abwärts und erreicht in Fig. 1599 seine tiefste Stellung; der äussere Wasserspiegel nimmt seine höchste Lage ein und ist noch um die Strecke Cj von der Decke des Pumpengehäuses entfernt. Während der Bewegung von Kolbenstellung Fig. 1598 bis Fig. 1599 findet das Einströmen durch rechteckige Oeffnungen unter Wasser statt.

Bei dem nun folgenden Kolbenaufgang senkt sich der äussere Wasserspiegel wieder und erreicht in Fig. 1600 wieder die gleiche Höhe wie der Kolbenrand ; das Wasser hört auf in die Pumpe einzuströmen. Der Luftraum des Gehäuses und derjenige der Pumpe stehen wieder in Verbindung.

In Fig. 1601 schliesst der Kolben die Schlitze ab. Der innere Wasserspiegel steht jetzt höher als bei der gleichen Stellung des Niederganges in Fig. 1596, und zwar um den Betrag /2> welcher der Menge des eingeströmten Wassers entspricht. Der innere Wasserspiegel hat den Kolbenrand noch nicht erreicht, es ist also ersichtlich, dass kein Wasser aus dem Pumpenraum nach dem Gehäuse vor Abschluss der Schlitze zurückgeströmt ist.

Geht der Kolben nun weiter, so wird zunächst die im Pumpenraume befindliche Luft zusammengedrückt, da sie nicht mehr nach dem Gehäuse entweichen kann. Ist die Pressung-genügend weit gesteigert, so öffnen sich die Ventile, und die Luft strömt aus dem Pumpenraum.

aus

In Fig. 1602 hat der innere Wasserspiegel die untere Kante der Ventilsitze erreicht, in Fig. 1603 gelangt er an die Ventilklappen. Die ganze in Fig. 160! zwischen dem inneren Wasserspiegel und den Ventilen vorhanden gewesene Luftmenge ist dem Cylinder hinausgedrängt, und das Wasser beginnt auszuströmen.

Ist der Kolben wieder in seine höchste Stellung (Fig. 1594), gelangt, so hat er die von Stellung Fig. 1597 bis Fig. 1600 eingeströmte Wassermenge aus dem Pumpenraum verdrängt.

Eine obere Grenze für die Höhenlage des äusseren Wasserspiegels, und hiermit gleichzeitig für die Wassermenge, welche die Pumpe aufnehmen kann, ergiebt sich aus der Bedingung, dass für die tiefste Kolbenstellung (Fig. 1599), der äussere Wasserspiegel noch einen gewissen Abstand von der Gehäusedecke hat. Wird diese Bedingung nicht erfüllt, so entsteht Wasserschlag.

Betr. der theoretischen Entwicklung des Berechnungsganges sei auf die erwähnten Abhandlungen (Fussnote Seite 425) verwiesen. An dieser Stelle soll nur ein der Praxis entnommenes Beispiel (vom Eisenwerk Carlshütte, Alfeld a. d. Leine) Aufnahme finden. An Hand dieses Beispiels können Pumpen für andere Verhältnisse leicht nachgerechnet werden.

Beispiel. Es ist der Dampf von einer Eincylinder-Ventilmaschine von 550 mm Cyl.-Durchm., 1100 mm Kolbenhub, n = 68 Touren pro Min. zu kondensieren. Normalleistung N{ = 200 indiz. PS., Dampfverbrauch Si — 12 kg pro Ni und Stunde.

40 kg.

In der Minute zu kondensierende Dampfmenge 12*200

60

Das von der Pumpe zu fördernde Wasser, Dampf- und Luftgemisch ist für einfach wirkende, nasse Luftpumpe für Mischkondensation mit Parallelstrom bei einer Kühlwasser-Eintritttemperatur von 15° Cels. und einer Temperatur des kondensierten Dampfes von 40° Cels.

0,16* /77

pc — pd

• C in cbm pro Minute . (334)

worin m == Kühlwasserverhältnis =a

630 — 40

40—15

— = 24 nach Gleich. 325.

pc = Kondensatorspannung, angenommen zu 0,15 Atm. abs.,

pd = Spannung des kondensierten Dampfes, für das Beispiel bei 40° Cels. pd = 0,072 Atm. abs. und wir erhalten:

)-40 =2,97 cbm,

K = 0,001 (-24 + 1 -f

0,16*24 0,15—0,072

davon ist Wasser: IV = 0,001 (24 + 1)*40 = 1.0 cbm,

Luft und Dampf: L = 0,001*

• 40 = 1,97 cbm.

0,16*24 0,15 — 0,072

Die Luftpumpe wird von einem Vorgelege aus angetrieben und macht aï = 90 Umdrehungen pro Min.

Man erhält hiermit und für (p = 0,75 (s. Seite 423) als Förderquantum für eine einfach wirkende Pumpe:

0,044 cbm pro Umdrehung⁴)

297

0,75-90

davon Wasser W₁

0,75-90

0,015    „

*)

Luft und Dampf Ll =

1,97

0,75-90

0,029    „

99

*)

Die zur Aufstellung gelangende von der Transmission durch Riemen angetriebene Luftpumpe erhielt folgende Dimensionen:

Plunger-Durchm. .    .    . c/— 440 mm

„ -Hub .    .    .    .5 = 390

Schlitzbreite .

Förderhub s = 390 — 100 = 290 Umdrehungen

. =100

. n = 90 pro Min.

und wir erhalten:

Leistung: V — q> ■ ^ • d² ■ s ■ n = 0,75 • j • 0,44⁴■ 0,29 • 90 ~ 2,97 Cbm JT-Mill.-also ist die Pumpe gross genug.

Für eine Umdrehung ist die Leistung:

*i =

°° 0,044 cbm,

2,97

0,75-90 davon Wasser = 0,015 cbm pro Umdrehung.

0₃ = 415 mm angenommen, also = 0,1352 qm, z=0,05 Mtr., m⁴ = 0,0105 cbm = Raum zwischen den Ventilstegen -|- Raum über der höchsten Stellung des Kolbens bis zur Unterkante Ventilstege, Wx = 0,015 cbm, s=0,29 Mtr., dann wird

^2 =

F₃.z + m' + W₁ __ 0,1352-0,05 + 0,0105 + 0,015 0,29 + 0,05

= 0.094 qm

= 345 mm Durchm. des Verdrängers.

Dx = d -f- 0,044 = 0.484 Mtr,, Fx = 0,184 qm.

Schlitzhöhe s‘ = 0,1 Mtr., dann ist Gesamthub 5 = 0,1 + 0,29 = 0 39 Mtr.

= 1,17 Mtr.

Mittl. Kolbengeschwindigkeit c =

öU

0,39-90

Der freie Durchgangsquerschnitt eines Ventilsitzes ergiebt sich unter der Annahme, dass die Wassermenge W₁ in der Zeit von J/s Um-drehung hindurchfliesst, aus der Beziehung:

worin /—Anzahl der Ventile, f= freier Durchgangsquerschnitt eines Ventiles, v die mittlere Durchgangsgeschwindigkeit des Wassers,

die Zeit einer Umdrehung in Sek., also für das Beispiel : n

60

f=

8-0,015

10-2-0,666

Gesamtventilquerschnitt = 890 qcm.

0,0089 qm.

Graphische Ermittlung.

5 4    6 7 8 9 10 11 12 15 14 15 11

-!uwb-    4--;-j-

-f-t— —;—I—■!—I—Î-    T— J- 4 -b

J i    ;    i    !    i,i    i i Pr

\ i    | '    !    !    |    ! e !    ! /! '

l\ I    ¹    '    i    '    ■ ■ '    , / | I

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I \l

a’¹

-L

j+ä434x’K‘**

W//*-

S’

hJ

i/EX^

V*

M’

|M"

Fig. 1604 [Maassstal) 1:15].

Mit r= 0,195 Mtr. halber Gesamthub ist die Kurve K‘, Af , K“1 gezeichnet und stellt diese Kurve die Bewegung des Plungers dar.

Die Kurve M\    Mu‘ ist mit dem Radius r'— 0,155 Mtr.

(halber Förderhub) gezeichnet und stellt die Bewegung des Wassers im Pumpengehäuse dar.

Der Drehwinkel ip zum Kurvenstück EMu wird mit

a‘ = 8,6 u. a = 26,6 *) ip =

8,6

26,6

. 180 = 58 ⁰ 30', cos ip = 0,522,

dann ist

r‘ =

e'" - s — e

0,014 + 0,29 — 0,23

1 - COS Ip

1 — 0,522

= 0,155 Mtr.

Es folgt dann der Durchmesser des Pumpengehäus.es aus der Beziehung :

F,, = F~ + Ft = 0,152-

r>

0,195

0,155

- + 0,184 = 0,375 qm,

woraus Dc< — 690 mm Durchm.

*) d und a aus Fhj. 1604 gemessen [a = halbe Diagrammlänge].

Die Länge des Diagramms ist in 16 gleiche Teile geteilt, es entspricht also der Abstand zweier Ordinaten der Zeit t= =

0,666

16

0,042 Sek. Die einströmende Wassermenge ergiebt sich alsdann mit den, aus dem Diagramm entnommenen mittleren Höhen h' und />" und bei 10 Schlitzen à 123 mm breit aus folgender Tab. 190:

¹

Auf einem Eisenwerk in Völklingen a. d, Saar befindet sich eine Eincylindermaschine mit 8 Atm. Betriebsdruck, 1) = 1350, H = 1500 mm, n — 130 Touren pro Min., Kolbengeschwindigkeit t>V₂ Mtr. pro öek., deren direkt die Kolbenstange gekuppelte Luftpumpe stoßfrei und mit einem Vakuum von 90°/₀ arbeitet

²

Antrieb mitj unrunder Scheibe (Daumen) gestaltet sich günstiger (s. Seite 422).

³

Ausführlich behandelt in Band II „Steuerungen“.

⁴

Für doppeltwirkende Pumpe die Hälfte.

Kurbel-

Drehung-

q = ²/₈-0,6v/j-g (A, 1-5 _ h \fi)-b-i — ²/s-0,6 n/19,6 (V’b — Aal.5) 1,23-0,042

6 — 7 7-8 6-8

0,11

0,155

0,027

0,05

= 0,0028 = 0,0045

2 • (0,0028 + 0,0045) ~ 0,0146 cbm p.Umdr.

In Wirklichkeit ist die Einströmmenge noch grösser, da das Teil £' bis x‘ resp. £" bis x“ nicht mit in die Rechnung eingeführt ist.

Die Wasseraufnahme der Pumpe ist also genügend, sofern 0,015 cbm Wasser pro Umdrehung erforderlich sind.

Die Kolbenstellung für den Augenblick, wo das Wasser die Ventile erreicht, ist

0,0148

F 0,152

= 0,0974,

der zugehörige Kurbelwinkel folgt aus

0,0974 = 0,29 (1 — cos ip)t woraus ip = 48° 40' und die entspr. Kolbengeschwindigkeit 3,14-90

Cx —

30

•0,29-sin 48° 40'

2,05 Mtr.

Die Wassergeschwindigkeit in den Ventilsitzen zu Beginn des Ausströmens

Vx —

0,152-2,05

10-0,0089

3,5 Mtr. pro Sek.

Diese Geschwindigkeit sinkt auf Null in der Zeit r-48    0,666-48

f' -

360

360

0,09 Sek.

Diese Kondensationsanlage erfüllte die gestellten Anforderungen vollkommen.

Einige andere Systeme von Kondensation.

Gegenstromkondensator

der Sangerhäuser Maschinenfabrik und F. J. Weiss.

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HP /f=

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Fig. 1605. Weiss sehe Gogenstromkondensation.

Durch das Dampfrohr /? tritt der Dampf dem durch die Kaltwasserpumpe resp. das Kaltwassersteigrohr S zugeführten Wasser entgegen und wird allmählich niedergeschlagen. Der Gegenstrom bedingt, dass mit dem heissesten Wasser der heisseste Dampf in Berührung tritt. Die mit dem Wasser eintretende Luft wird an der Eintrittsstelle frei und wird durch eine trockene Luftpumpe an der obersten Stelle abgesaugt (£), während das Wasser durch das Barometerrohr entweicht.

Um Schwankungen in dem Barometerrohr zu vermeiden, ist an der Ablaufstelle des letzteren eine Klappe £, ein Ventil K¹ und ein Steigrohr S eingebaut.

Die mechanisch mitgerissene Luft entweicht durch das Entlüftungsrohr F.

28

Durch die Ableitung der Luft an der kältesten Stelle ist eine kleinere trockene Luftpumpe nötig, um so an Betriebskraft und Unterhaltungskosten zu sparen.

Ha e der, Dampfmasdünen.

Schwagersche Gegenstromkondensation.

Durch Anwendung einer Mischdüse wird die abströmende Luft von der nassen Luftpumpe abgesaugt oder auch Fallrohre mit trockener Luftpumpe verwendet. Grossen Wert legt Schwager auf grosse Durchgangsquerschnitte des zu kondensierenden Dampfes, weswegen auch wendeltreppenförmige Wasserverteilungsplatten angeordnet sind.

Strahlkondensatoren

dienen zum Niederschlagen der Dämpfe ohne Anwendung von Luftpumpen. Ihre Wirkung ist ähnlich jener der Injektoren; durch die Mischung von Dampf und Wasser wird ein Teil der lebendigen Kraft des Abdampfes zur Bewegung des Wassers und der nicht kondensierbaren Gase verwendet.

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Fig. 1606.

Fig. 1607.

Der Wasserverbrauch bei allen diesen Anlagen ist naturgemäss

gross.

Fig. 1606. Universalkondensator von Körting zum Ansaugen des Wassers bei periodisch wechselnder Maschinenleistung.

Fig. 1607. Für durch Gefälle zugeführtes Wasser bei wechselnder Maschinenleistung oder für konstante Leistung ohne Gefällwasser, wobei der Kondensator höchstens 3 m über dem oder unter dem Wasserspiegel zu stehen kommt.

Bezüglich der weiteren Ausführungen kann auf die Preisliste von „Körting“ verwiesen werden.

Bei nicht ganz sorgfältiger Montage und Wartung liegt die Gefahr des Wassereintretens in den Cylinder (Wasserschlag) sehr nahe. Eine Bückschlagklappe zwischen Kondensator und Abdampfleitung unbedingt erforderlich.

Oberfläch'enkondensation.

Bei der Oberflächenkondensation kommt der Dampf mit dem Kühlwasser nicht in Berührung und unterscheidet sich erste re im wesentlichen von einer Mischkondensation, dass zum Fördern des Kühlwassers eine besondere Kaltwasserpumpe dient, da das Vakuum nur innerhalb der den Dampf aufnehmenden Bäume herrscht und somit ein Ansaugen des Kühlwassers durch die Luftpumpe unmöglich ist.

Der in Fig. 1608 dargestellte Oberflächenkondensator hat 32 qm Kühlfläche und ist für =160 PS. bestimmt. Die Bohre sind aus Messing und haben 1 mm Wandstärke.

Die Dichtung geschieht mittelst Stopfbüchsenpackung, net pro indizierte PS. etwa 0,2 qm Kühlfläche.

Die Konstruktion der horizontalen Kondensatoren sind den Beceivern mit Bohrsystem S 481 ähnlich.

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Fig. 1608—1610. Oberflächenkondensator.

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Fig. 1611.

Schematische Darstellung einer Oberflädienkondensation.

0 Oberflächenkondensator. L Luftpumpe. K Kaltwasserpumpe. F Filtrierbassin & Speisebassin.

Der Kondensator 0 ist mit einer grösseren Anzahl Böhren zur Erzielung einer möglichst grossen Kühlfläche durchzogen. Die Kaltwasserpumpe K drückt das Kühlwasser durch die Böhren.

Auf diesem Wege nimmt das Wasser die dem Dampf entzogene Wärme in sich auf. Dadurch wird der Dampf verdichtet bezw. er kondensiert. Dieses Kondensat fliesst nun zur Luftpumpe L und wird, da es sich infolge Fehlens von kesselsteinbildenden Substanzen und einer Temperatur von ca. 40° gut zur Kesselspeisung bewährt, behufs Reinigung von Oel zunächst zum Klärbassin F

geleitet. Nach vollzogener Reinigung hat das Wasser immer noch 35° und kann nun ohne weiteres zum Speisen benutzt werden.

Bei der Ausführung nach Fig. 1612 wird der Kondensator 0 durch schlangenförmig wundene Röhren dargestellt, und ist derselbe in einem Gradier werk aufgestellt. Das Prinzip ist dasselbe wie vorstehend beschrieben und auch ohne weiteres aus der Fig. 1612 ersichtlich.

V/0W.

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ÖS

Fig. 1612.

Oberfläch enkondentator mit Gradierwerk.

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Theisenscher Oberflächenkondensator.

Der zu kondensierende Dampf tritt in einen horizontalen Röhrenkondensator und wird durch das denselben umgebende Kühlwasser niedergeschlagen. — In das Kühlwasser tauchen eine Reihe rotierender Scheiben ein, an welchen das Wasser anhaftet und durch den von einem Ventilator hervorgebrachten Luftwechsel gekühlt wird.

Eine in neuerer Zeit sehr beliebt gewordene Anordnung bei Oberflächenkondensation zeigt Fig. 2 und 3 (Z. d. V. d. Ing. 1893 Seite 940). Eine Anzahl hohler plattenförmiger Körper werden durch je einen Stutzen mit dem Abdampfrohr verbunden und wird der in diese Hohlplatten geleitete Dampf durch Berieseln der Aussenwände mit Kühlwasser kondensiert. Das Kondensat wird durch eine gemeinschaftliche Leitung von einer gewöhnlichen Nassluftpumpe abgesaugt.

In zweckmässiger Weise ist der Oberflächenkondensator in Verbindung mit einem Gradierwerk gebracht, welches über demselben steht. Das von dem Gradierwerk auf ca. 18—25° C. gekühlte Wasser rieselt auf die Platten nieder, erwärmt sich hierbei auf 35—40° C. und wird durch eine besondere Cirku-lationspumpe wieder auf das Gradierwerk befördert.

Die Kühlwassermenge dieses Oberflächenkondonsalors beträgt nur das 14 bis 16 fache der Speisewassermenge, weil beim Berieseln der Platten ein Teil ihrer Wärme unmittelbar an die Luft abgegeben wird. Das heisse Kondensat wird nach sorgfältigem Durchfiltrieren im Oelfilter zum Kesselspeisen verwendet und gelangt immer noch mit ca. 40— 45° C. Temperatur in den Kessel.

In der Gewinnung dieses kesselsteinfreien heissen Speisewassers ohne weitere Anwendung von Chemikalien liegt der Hauptvorteil der Oberflächenkondensation.

Ein weiterer Vorteil liegt in dem geringen Kraftbedarf für Wasser- und Luftförderung.

Kiesselbach hat nach einer Reihe von Versuchen ermittelt (s. Z. d. V. d. Ing. 1896 Seite 1315):

Tabelle 191. Kraftbedarf der Kondensation.

Gewöhnliche Einspritzkondensatoren 0,6 bis 2°/0 „    „ mit Rückkühlung 1    „ 3,5°/₀

Oberflächenkondensation mit immer

frischen Kühlwasser ....    0,2 s „ 0,7°/₀

Oberiiächenkondensation mit Rückkühlung

der

Maschinen-

Leistung.

• 0,6 „ 2,2 °/₀

Bei Anwendung von Oberflächenkondensatoren ist thunlichst reines Mineralöl für die Cylinderschmierung zu verwenden, da dieses Oel aus dem Kondensator abfliesst, ohne Rückstände zu hinterlassen. Oele pflanzlicher oder tierischer Herkunft belegen die Wände mit einer wenig leitenden Fettschicht, die ge* gebenen Falls durch Auskochen mit Soda zu entfernen ist.

In die Abdampfleitung kann auch vor dem Kondensator ein Entöler eingebaut werden, der nach Art der Wasserabscheider durch eingelegte Wände das Oel sehr energisch und auch leichter aus dem Dampf absondert, als es bei oelhaltigen Kondenswasser geschehen kann.

Fig. 1613, nächste Seite, zeigt einen einzelnen Kondensatorkörper von 3,2 qm Kühlfläche ; der Abdampf tritt oben ein, das Kondensat unten aus. Um die Geschwindigkeit des herabrieselnden Kühlwassers zu verzögern, sind kleine Wulste angebracht.

In Fig. 1615₎ nächste Seite, ist ein Bündel von 14 KUhlelerrienten

von je 3,2 qm Kühlfläche, also insgesamt 14 x 3,2 ~ 45 qm zusammengestellt.

Fig. 1615-1616.

Reinigen des Wassers von Oel.

Das mit Oel durchsetzte Wasser wird in ein mit Kies von verschiedener Korngrösse gefülltes Bassin (Fig. 1617) geleitet, sickert durch und gelangt in ein Speisebassin.

In Fig 1617 bedeutet :

I    Feiner, aber nicht scharfer Kies, 1mm Korngrösse,

II    Grober Kies,

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Fig. 1613-1614.

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Das Gewicht eines Elementes beträgt ca. 450 kg. Die einzelnen Platten werden durch Anker mit z wischenliegenden Distanzrohren (Gasrohrstücken) zusammengehalten.

Pro N{ rechnet man als Kühlfläche 0,32 bis 0,38 qm.

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IV

Sehr gut eignet sich auch Koks von verschiedener Korngrösse, da dieser das Oel gut aufsaugt, wobei die fettige Masse, unter dem Kessel

verfeuert, noch nutzbar gemacht wird. Der Filter ist jedenfalls häufiger zu reinigen und nachzusehen, weil das Wasser sich gern Kanäle schafft und so die Filtermasse überflüssig wird.

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Fig. 1617—1619.

Für 400 PS. und 5000 kg Oelwasser pro Stunde.

Künstliche Wasserkühlung.

Um an jenen Orten, wo Wassermangel herrscht, Kondensation anwenden zu können, bedient man sich schon seit längerer Zeit der

a) Kühlteiche,

in welchen das von der Luftpumpe ausgeworfene heisse Wasser durch Y e r d un sten eines Teiles desselben wieder gekühlt wird.

Trotz der Einfacheit dieser Anlagen sind sie gegenwärtig verlassen worden ; da die Kühlwirkung der fast ruhenden Oberfläche eine geringe ist; man rechnet pro Quadratmeter Oberfläche 0,3 Pferdestärken.

b) Reisiggradierwerke

sind in Fig. 1605, 1620 und 1629 angedeutet. Durch das von dem Reisig herabtropfende Wasser wird die Oberfläche des Wassers bedeutend vergrössert, ferner die mit Wasser gesättigte Luft leichter entfernt als bei Kühlteichen.

Dimensionen der Gradierwerke:

Höhe............«

Grundfläche pro Pferdekraft. ......

Herstellungskosten pro qm Grundfläche . Der Wasser Verlust beträgt.......

7—10 Mtr., ca. 0,5 qm, ca. 12 Mk., ca. 5—15%.

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-UJUM

Fig. 1620. Gradierwerk.

Bei Raummangel kann das Gradierwerk auf irgend ein Dach montiert werden.

Fig. 1620 stellt ein Reisiggradierwerk von 20 m Höhe dar, wie es im Solbad Oynhausen zur Salzgewinnung angewandt ist. Die gebräuchlichste Höhe der Gradierwerke ist jedoch, wie schon erwähnt, 7—10 Mtr.

c) Kaminkühler.

Zu einer KamFnklihler an 1 a ge benötigt man etwa:

50    100    150    200    250    500 PS.,

25    35    40    50    60    100 qm,

für .    .    .

Grundfläche

Preis des Kühlers .... 1500 19002250 2650 3000 4900 Mk. „ eines gemauertenBassins 800 1100 1450 1750 2000 3000 „

Freistehende Gradierwerke mit Reisig oder Brettern belästigen die Umgebung durch den dem warmen Wasser entströmenden Schwaden (Dämpfe) und darf man solche nur an abgelegenen Orten aufstellen. Anlagen in bewohnten Gegenden werden deshalb mit Kaminkühler ausgerüstet, diese sind 15 bis 20 Mtr. hoch.

Fig. 1621. Schematische Darstellung einer Kondensationsanlage mit Kühlturm, bei welcher das Warmwasser von der Luft, pumpe in den Turm 'gedrückt wird-

Kamin

Kihler

W W.

KW. pj

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Fig. 1621, ohne Warmwasserpumpe.

Liegt die Kondensation unter Flur, und hegt man Bedenken, die Luftpumpe das Warmwasser selbst in den Kühlturm drücken

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Fig. 1622, mit Warmwasserpampe.

L Luttpumpe, D Dampfleitung, KW Kaltwasserleitung, KB Kaltwasserbassin, J WB Warmwasserbassin, P Centrifugalpumpe, WW Warmwasserleitung, M Maschinenhaus.

zu lassen, so wird eine Centrifugalpumpe angeordnet. (Der Eintritt des Warmwassers in den Kühlturm liegt meistens 4 Mtr. über Flur,) Man kann natürlich auch eine Oberflächenkcndensation mit dem Kaminkühler verbinden, indem eine Anzahl schlangenförmig gewundener Köhren, wie in Fig. 1612, S, 436, angegeben im unteren Teil des Kaminkühlers angeordnet werden.

Klein’sche Wasserkühlung.

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Fig. 1623. Klein.

Das zu kühlende Wasser rieselt über senkrechte Latten, dem ein Luftstrom zugeführt wird. Auf 1 qm Grundfläche kann mani bis 30 PS. rechnen.

Kühlwerke (Patent Zschocke), Seite 440—441,

der Holzindustrie Kaiserslautern, Albert Munzinger in Kaiserslautern.

Das zu kühlende Wasser wird in einen auf dem Kühlwerke befindlichen Verteilungstrog gehoben und läuft aus demselben durch feine Köhrchen in darunter befindliche Verteilungskästen.

Die Ausführung der Kästen erzielt eine Verteilung des Wassers in dünnen, feinen Strahlen auf die darunter angeordneten roststabförmigen Patenthorden*

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Offenes Kühlwerk,

Kühlwerk auf dem Dach aufgestellt.

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(System

Zschocke).

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Unterflurkühler.

Das zu kühlende Wasser läuft dem Kühlvverk ohne Pumparbeit zu. Die innere Einrichtung und Wasserverteilung in diesen Kühlwerken ist gleich der der oberirdischen. Auch hier wird durch einen Kamin der erforderliche Luftzug erzeugt und das ge-kühlteWasser durch das Yakuum im Kondensator (ca. 7 Mtr.) hoch gehoben.

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Fig. 16i8d, Oberirdischer Kaminfeubjer yop Balcke&Co., Bochuip,

Die Kaminkühler arbeiten unabhängig vom Winde, bei der Wahl ihres Aufstellungsortes braucht nicht auf den natürlichen Luftzug Rücksicht genommen werden.

Eine Abart des oberirdischen Kaminkühlers ist der Unterflurkühler. Dieselben unterscheiden sich lediglich in der eigen-

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Pig. 1628b. Unterflurkühler von Balcke & Co., Bochum.

artigen Anordnung der Rieselböden und der Art der Luftzuführung von den oberirdischen Kaminkühlern. Die Rieselböden liegen in einem gemauerten Bassin, und wird die Luft meist nur von einer Seite zugeführt; ihr Weg in den Rieselböden ist relativ lang. Der Unterflurkühler, welcher naturgemäss in der Konstruktion sowohl, wie in der Fundamentierung wesentlich teurer ist als ein gewöhnlicher oberirdischer Kaminküliler, sollte nur bei Nassluftpumpen-Kondensation Verwendung finden,

Centralkondensation.

Unter Centralkondensation versteht man eine Anlage, bei welcher der Dampf von mehreren Maschinen in ein und demselben Kondensator niedergeschlagen wird. Selbstverständlich hat man es hier auch nur mit einer Einspritz- und Abwasserleitung und einer Luftpumpe zu thun.

Der Durchmesser des Dampfcylinders zur Luftpumpe ist mit Rücksicht auf den kleinsten vorkommenden Dampfdruck zu berechnen, dagegen soll man die grösste niederzuschlagende Dampfmenge in Betracht ziehen, damit auch einer eventuellen Vergrösserung der Anlage Rechnung getragen wird.

•:

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Fig. 1629. Centralkondensation.

Die Abdampfleitungen mehrerer Walzenzugmaschinen gehen nach dem gemeinschaftlichen Kondensator, meist einem Behälter aus Eisenblech (alter Dampfkessel etc.) mit eingenieteten Rippen, wie in Fig. 1466, versehen. In diesen Behälter mündet das Kühlwasser, wie Fig, 1465 auf Seite 391 gezeigt. Bei ungleichmässigem Betrieb, wie in Walzwerken, ordne man zwei Behälter an; der eine dient als Niederschlagsraum, der andere als Vorratsraum für Luftleere.

Fig. 1629 zeigt auch die Anordnung eines Gradierwerkes für künstliche Wasserkühlung.

Abschnitt XII.

Die Massenwirkung**

in der Dampfmaschine.

Die Massenwirkung kann besonders bei schnellgehenden Maschinen

grossen Einfluss auf den Gang der Maschine haben und gebührt Radinger**) das Verdienst, hierüber einige Klarheit geschaffen zu haben, obwohl die Schlüsse, welche derselbe aus seinen Untersuchungen zieht, nicht allgemein geteilt werden. Viele Konstrukteure z. B. vermeiden es absichtlich, den Druckwechsel des Gestänges in den toten Punkt zu legen.

Es sei :

P das Gewicht der hin- und hergehenden Massen in Kilogramm, f die wirksame Kolbenfläche in Quadratcentimeter, H der Kolbenhub in Meter, so kann man annehmen Tabelle 192:

für Hochdruckmaschine Hub bis 700 Hub über 700

für Niederdruckseite der Mehrfach-Expansionsmaschine Hub bis 900 Hub über 90

-j =0,2 kg y = 0,22//kg

7 =0,4//kg

f =0,28 kg

Beispiel: Die hin- und hergehenden Teile der Eincylinder-maschine von 500 mm Durchmesser, 900 mm Hub würden wiegen:

/>=50²^ 0,4 0,9 = 707 kg.

Bezeichnen wir ferner mit

r den Kurbelradius in Meter, n die Zahl der Umdrehungen pro Minute, 2rnn

die mittlere Umfangsgeschwindigkeit im Kurbelkreis in Meter pro Sekunde,

60

(336)

a) Treibstange unendlich lang.

Der Beschleunigungsdruck ist der Horizontal-Kom-ponente der Centripetalkraft für die zugehörige Neigung des Kurbelarmes gleich. Am toten Punkte ist diese Komponente gleich der vollen Centripetalkraft gleich der Fliehkraft, d. h. jener Teil vom Gesamtdampfdruck auf den Kolben, welcher zu

*) Vergl. auch „Schnellläufer“. (Ausführlicher in Haeder, Indikator.)

**) Radinger, Maschinen mit hoher Kolbengeschwindigkeit.

Der von der Kolbenflächeneinheit beanspruchte Druck zur Beschleunigung im toten Punkt ist nach Gleich. 338 :

qi = i

— =1,08 kg pro Quadratcentimeter.

40 ²

Beginn der Bewegung zur Beschleunigung der Massen verwendet wird, ist gleich der Fliehkraft

F—

(337)

Dieser Druck muss auf der ganzen Kolbenfläche geäussert werden, daher entfällt auf die Flächeneinheit der Druck

(338)

qi =T

Am höchst enPunkt der Kurbel ist die Komp on ent -gleich Null, d. h. es wird gar kein Druck mehr zur Beschleunigung der Massen verzehrt, da der Kolben dieselbe Geschwindigkeit mit dem Kurbelzapfen erlangt hat, es ist also hier q~0.

An einem mittleren Punkte ist der von der Kolbenflächeneinheit beanspruchte Druck zur Beschleunigung :

(339)

q— — cos w

worin iv den Neigun gswinkel des Kurbelradius gegen seine tote Lage bedeutet.

Im weiteren Verfolg findet Eadinger, dass man die Beschleunigungsdrücke als Ordinaten einer geraden Linie darstellen kann, welche im Punkte k (Fig. 1630) die Ab seissen-achse schneidet, hier ist q=0.

q.JppppSi^

f*

---0,5 H------*>

Fig. 1630.

Beispiel: Die Einwirkung der Massen der Maschine D = 0,4 Mtr., //= 0,7 Mtr., n = 100 ist zu bestimmen für unendlich lange Treibstange. Es ist:

nach Tab. 192 : P= 0,28 • 40 ² j = ~ 350 kg, 2 • 0,35 -8,14-100

nach Gleich 336: v =

Die Fliehkraft nach Gleich. 337:

P_P K²_350 • 3,66 ²

g r 9,81 • 0,35

60

— = 3,66 Mtr.

= 1365 kg.

b) Die Treibstange von endlicher Länge. L sei die Länge der Treibstange,

-j~ das Verhältnis des Kurbelarmes zur Treibstangenlänge ,

so ist der Teil des Dampfdruckes, welcher zur Beschleunigung der Massen verwendet wird, wenn die Kurbel unter dem Winkel w gegen ihre tote Lage geht, pro Flächeneinheit:

cos 2 w

.    .    (340)

F (    r

9 = y \^cos w+ j-

also am toten Punkte:

9i

■ (,+^)

(341)

für den Hingang des Kolbens gegen das Kurbellager,

<7/1 = 7

-r)

(342)

für den RUckgang des Kolbens.

Der Weg, welchen der Kolben beim Neigungswinkel w der Kurbel zurückgelegt hat, ist:

V₂ “£"sin , .

.    .    (343)

s == r^sin vers w -j-

Der Weg s lässt sich am besten durch direkte Konstruktion erhalten.

Nehmen wir nun durchschnittlich ~j~ = x!h, so ist Fig. 1631

für Hingang des Kolbens gegen

Rückgang des Kolbens . (344) qi = «/.y    • • (345)

das Kurbellager

9i = ⁶U ~f •

w= 180° w = 79°

• (347)

7/j = T * * <³⁴⁶)    to=~ö/5 7

q = 0, s = 0,46 H (348)    q = 0, s = 0,54 H (349)

Den positiven Wert links Den positiven Wert rechts

abwärts auftragen. Beispiel: Für das auf voriger Seite angegebene Beispiel würden wir also mit Berücksichtigung der endlichen Länge der Treibstange, bei

abwärts auftragen,

j- = ¹/₅, erhalten für den Hingang des Kolbens :

1365

nach Gleich. 344: qf =⁶/b-

⁴⁰² T 4

348: q =0 bei s = 0,46 //,

= 1,32 kg pro Quadratcentimeter,

346:    <7/r = Vs '

1365

Haeder, Dampfmaschinen.

40a —■ 4

= 0,88 kg pro Quadratcentimeter .

29

Diese Werte sind in Fig. 1631 massstäblich (5 mm = 1 Atm.) aufgetragen und in Fig. 1632 mit dem Dampfdiagramm einer Volldruckmaschine für 5 Atm. abs. Admissionsdruck vereinigt. Man sieht aus diesem Druckdiagramm, dass bei Beginn des Kolbenhubes, wenn der Kolben gegen das

hinten

h-

vorn

J-

Jü

h- —

r*---s-o,4«(H)--M

Fig. 1631.

-»j

~r

lii

Vs

Fig. 1632.

fr

l<T|i

T<h

TT

Po=‘/¹⁵

I ,w

jr

Fig. 1633.

Kurbellager zu geht, nicht der ganze Admissionsdruck auf den Kurbelzapfen wirkt, sondern nur der Druck p—qf—p₀₎ also in unserm Falle 5 — 1,32 — 1,2 = 2,48 Atm. Der Druck qT =1,32 Atm. wird eben zum In gang s e tz e n der hin- und hergeh enden Massen verwendet.

Am Ende dieses Kolbenhubes dagegen ist der auf den Kurbelzapfen übergehende Kolbendruck :

= p-\-qil~    = 5 -j~ 0,88—1,2 = 4,68 Atm.

Flg. 1633 zeigt den Einfluss der Massen für dieselbe Maschine, jedoch mit Expansion von 0,25 Cy lin derfüllung und p = 5 Atm. abs. Admissionsspannung. Aus dem Diagramm ist ersichtlich, dass unter Umständen bei schnelllaufenden Maschinen, welche mit grossen Füllungen arbeiten, Massen und Dampfdruck am Ende des Kolbenhubes den Admissionsdruck weit überragen und fast seine doppelte Grösse annehmen können. (S. auch Flg. 1635.)

l|

Da kommt uns nun die Kompression sehr gut zu statten, und es erscheint für den ersten Augenblick am vorteilhaftesten, dieselbe so zu wählen, dass in dem toten Punkte der Enddruck der Kompression gleich dem Enddruck des Dampfes plus dem Mass en druck ist {Flg. 1634), dass also das Gestänge im toten Punkte vollständig entlastet ist und dort der Druckwechsel stattfindet, dass also (s. Fig. 1634)    1 r

C — wĄ-qn .    .    .    (³⁵⁰)XqT

Bei der Steuerung (Seite 328) r ł

findet dieses statt bei einer Admissions- __^

Fig 1634.

Spannung von 7 Atm. abs.

Nach neueren Untersuchungen soll man

den Druckwechsel nicht im toten Punkt

erfolgen lassen. Man muss den günstigsten Stosswinkel ermitteln. Dieses ist ausführlich behandelt in „Haeder, Indikator, III.Aufl.“ Kann man, wie bei den meisten Kondensationsmaschinen, mit Hülfe genügend hoher Kompression den Druckwechsel nicht vor dem toten Punkt eintreten lassen, so wähle man grosses Voreilen.

Bei Maschinen mit Doppelschiebersteuerung und grossen schädlichen Bäumen ist es schwierig, genügende Kompression zu erzielen, die meisten Konstrukteure scheuen die sich durch die grosse äussere Deckung ergebenden grossen Schieber und Excenter.

Immerhin sollte man darauf achten, dass der Enddruck der Kompression bei Auspuffmaschinen mindestens die Hälfte des Admissionsdruckes beträgt und bei Kondensations-maschinen soviel eben erreicht werden kann. Für schnelllaufende Maschinen muss Kapitel „Schnellläufer“ beachtet werden.

Man wende deshalb auch für Auspuffmaschinen die in den Normalien Seite 347 angegebene Steuerung an.

Werte des Massendruckes qx

für den Hingang (also grösster Wert); für den Rückgang wird

5    4    2

der Massendruck qn = — • —• qz = — qr

Die oberen Zahlen der Tabelle gelten für Hochdruckmaschinen, „ unteren „    „    „    „    „ Niederdruck ,,

also Niederdruckseiten der Kompoundmaschinen.

Tabelle 193.

Kolben

hub

Umdrehungen n pro Minute

80

100

120

150

175

200

300

400    500

100

200

300

400

500

600

700

800

900

1000

1100

1200

1400

1800

»g 2g -s-2 -: - S 5 s-r -2-2 fig S-2 -2g -2g -SS fig -2-2

g'l öS- s-s 5S- g-s n-s- 2- 2s- s-3- g-3- s-s §s 5S-S-5

£ *g -g «5 gg 5" -SS -SS -:S    SS §S S-o fig

es 5g -SS sœ «& fig    «g -eg -SS    §g s-2

5 s ^'S »S 'S'S SS SS “'S -ss cs 5 s

ES ⁵⁰ »’S “'S

>—■    OO V3 ht*

^    OO V OO

Ol tO

Ol

pfir

i-i

_L

Fig. 1635.

B eis piel. Es sei :

U = 900, n = 150, so ist nach Tabelle 193 qj = 4,8 kg pro qcm für den Hingang und 2

qj = 4,8 . — = 3,2 kg für den Rück g an g;

wenn p = 7 Atm. abs., h = 0,02 Füllung, s = 6% schädl. Raum, so ergiebt sich das Druck-diagramm Fig 1635 und zwar horizontal schraffiert für den Rückgang und vertikal schraffiert für den Hingang.

Wenn irgend möglich, lege man auch hei den Niederdruckseiten der Mehrfach - Expansionsmaschinen den Druckwechsel vor den toten Punkt. Es muss dann die Eintrittsspannung mindestens den in Tab. 194 angegebenen Wert haben, welcher erforderlich ist, die Massen in Bewegung zu setzen (angenommen p₀ = 1,2 für Auspuff, p₀ = 0,3 für Kondensation). Die fettgedruckten Werte entsprechen üblichen Dampfdrücken. — Es gelten in Tab. 194 die oberen Werte für Hockdruckmaschinen,

„ unteren „    „ Niederdruckseiten von Mehr

fach-Expansionsmaschinen mit Kondensation.

Tabelle 194. Kleinste zulässige Dampfspannung p.

Kolben

hub

Umdrehungen n pro Minute.

80    100    120 I 150 I 175 I 200 | 300 ] 400 I 500

100

200

300

400

500

600

700

800

900

»'**■ -~*5° > « -r-!° >-î°    ~ ~

ęOCO^»OlClK.CO00fccOl CO Qo OD Ü

~-*co    “

Or    Ol    ht. 00

So⁰⁵

1000

1200

1600

rH

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Sr* jk 5> ^    5° F J»

^ Oirfi». Oc CO O OT» Nato Oj io»-¹

So

Wir sehen also aus Tab. 194, dass bei sehr schnelllaufenden Maschinen der übliche Dampfdruck ausser Stande ist, die Massen in Bewegung zu setzen.

Beispiel: Eine Maschine von 700 Hub (Druckwechsel vor dem toten Punkt) sollte nach Tabelle bei 5 Atm. etwa 150, bei 6 Atm. etwa 200 Umdrehungen nicht übersteigen.

Auf den Druckwechsel vor dem Totpunkt hat aber nicht nur der verfügbare Dampfdruck, sondern auch die Kompression und das Voreilen Einfluss. Um den Druckwechsel vor den Totpunkt zu legen, soll man die in nachstehenden Tabellen angegebenen Tourenzahlen nicht zulassen.

Bei kleineren Tourenzahlen (als Tab. 195 zeigt) erfolgt der Druckwechsel vor dem toten Punkt, hei grösseren Tourenzahlen (als Tab. 195 zeigt) erfolgt d. Druckwechsel nach dem toten Punkt, auch letzteres ist nach Ansicht mancher Konstrukteure zulässig.

Tabelle 195.¹) Niederdruck.

Die fettgedruckten Werte zeigen die Gegend gebräuchlicher Receiverspannungen.

Kolbenhub

Eintritts- bezw. Receiverspannung. Atm. abs.

0,5    0,75    1    1,25 | 1,5    1,75

500

600

700

800

900

1000

1100

1200

sssggggg

170 205 160 195 155 185 140 170 125 155 115 140 105 120 100 110

Bei den Eincylinder-Auspuffmaschinen (und den Hochdruckseiten der Mehrfach-Expansionsmaschinen), bei welchen meist C = p, erfolgt der Druckwechsel stets vor dem toten Punkt, sofern man unter den in Tab. 196 angegebenen Tourenzahlen bleibt. ,Te kleiner C, desto weniger Touren zulässig, wenn der Druckwechsel vor dem toten Punkt erfolgen soll. Hier hat man nach den auf Seite 451 angegebenen Kegeln zu verfahren.

Tourenzahl für Hochdruckmaschinen,²) bei denen p ■= q + w ist.

Die oberen Werte gelten für Auspuff, die unteren für Kondensation.

Tabelle 196.³) Hochdruck.

Kolbenhub

Atm. abs.

¹

Bei Anwendung dieser Tourenzahlen erfolgt d. Druckwechsel im i Punkt, wenn d. Kompressionsenddruck gleich d. Eintrittsspannung ist.

²

Unter Zugrundelegung gebräuchlicher Gestängegewichte nach S.447.

³

Bei diesen Tourenzahlen erfolgt der Druckwechsel im toten Punkt,

3 14    5    6 17    8 | 1«    12 I 14

100

200

300

400

500

600

700

800

000

1000

1100

1200

ss !§ gg || §g gg gg |g || i©

§1 gl il il il ns §1 §1nl ©s il il ii §1 ni i- §1 n§ §1    §1

500

350

400

400

440

300

800

260

280

235

260

210

230

190

210

170

185

150

165

135

150

120

135

110

120

340

835

280

300

255

280

230

260

205

230

185

200

170

180

150

165

135

150

125

135

ü §g i§ i| lg lg lg lg Is lg §| I I

§§ §! §§ !§ lg lg §§ §s sl ig l § I l

440

460

480

500

375

400

350

370

310

335

280

300

250

280

225

260

200

230

180

200

165

180

440

460

375

400

350

370

310

335

280

300

250

280

225

260

200

230

180

200

wenn C = p ist.

-U-

■H >~

Zur Erklärung des Begriffes Druckwechsel im toten Punkt diene folgendes:

V ^

** -

J_ A Ś&fe

Tiïmlir Öi—fei i

-i h-

i.:-:.-;

r^sr

&

»*

-, u

Nötiger Dampfdruck zum Beschleunigen der hin-

und hergehenden Massen und zur Ueberwindung

des Gegendruckes p₀ muss sein p‘ = qu -f- p₀ (9n aus

Ph

co

-<!

?H

<*

52

(M | CO

a?

rP

(M

Tł<

CO

rg

0,3 für Kondensation). Als Enddruck der Kom-

pression ist nötig C = qj -J- w (m Massen Wirkung am

Ende des Hubes nach Gleichung 341 :

-A

<52

CO |<N

<52

-H |0

*- I"⁴

Hingang*

<o

k--•>?

- i »-

:<&7

"finir

Nötiger Dampfdruck zum Beschleunigen der hin-

•v:';

<<V'V

ÄJL

und hergehenden Massen und zur Ueberwindung

des Gegendruckes p₀ muss sein /?' = q\ + p₀ {qj

1,2 für

aus Gleichung 341 oder Tabelle 193; p₀

AuspufF und 0,2 für Kondensation). Als Enddruck

der Kompression wäre nötig C = qn + w, ((/nMassen-

Wirkung am Ende des Hubes nach Gleichung 342:

Pi | co

•M

tH I O

*■ I-*

Abschnitt XIII.

Verschiedene Maschinengattungen.

Allgemeines

über die Wahl des Systems der-.-'Dampfmaschinen.

In den vorhergehenden Kapiteln sind in der Hauptsache die Details der Dampfmaschinen wiedergegeben. Die Form bezw. Eigenartigkeit derselben ist unabhängig von dem System der Maschine. Wohl aber ist die Dimensionierung in Bezug auf Festigkeit vom System-der Maschine abhängig, ganz abgesehen dabei von der Tourenzahl der Maschine, welche bei allen Systemen schon auf höhere Grenzen hinaufgetrieben wird, als noch vor Jahrzehnten üblich war.

Man findet z. B. ausgeführt „Einfach-, Zweifach- und Dreifach-Expansionsmaschinen.

Die Eincylindermaschinen mit einstufiger Expansion führt man auch in Zwillingssystem aus (s. Seite 471).

Zweifach-Expansionsmaschinen mit zweifältiger Expansion (s. S. 6) finden sich ausgeführt als Kompound- und Tandemmaschinen. Letztere baut man auch als Zwillings-Tandemmaschinen.

Die Dreifach-Expansionsmaschine mit dreifältiger Expansion hat, wie die Zweifach-Expansionsmaschine, die verschiedenste Anordnung der Dampfcylinder (s. Seite 7. u. 61).

Die Wahl der Steuerung,

ob Schieber- oder Ventilsteuerung, dürfte nicht schwer fallen. Wir erwähnen hier nur diese beiden Steuerungen, da dieselben in Deutschland fast ausnahmsweise zur Ausführung gelangen. Wie weit die verschiedenen Schiebersteuerungen Anwendung finden können, ist in Kapitel „Fressen der Schieb erspiegel*4 Seite 377 u. f. ausführlich behandelt. Maschinen bis zu etwa 15 Pferdestärken erhalten meist einfache Schiebersteuerung, von hier an aufwärts Doppelschiebersteuerung mit Flach- oder Kolbenschieber.

Mit der Ausführung der Ventilsteuerung beginnt man bei etwa 50 Pferdestärken und führt sie bis zu den grössten Leistungen aus. Die Ventilsteuerung kennt keine Grenzen in Bezug auf Dampfdruck bis 15 Atm., wohl aber in gewissem Sinne in Bezug auf die Tourenzahl.*)

Jedes der Maschinensysteme hat rationell seine Grenzen mehr oder weniger nach oben oder nach unten.

In erster Linie spielt hierbei

die Leistung der Maschine

eine Rolle. Bei der Anlage einer Maschine wird also immer zu entscheiden sein, ob es rationeller ist, eine Ein-, Zwei- oder Dreifach-Expansionsmaschine anzulegen. Dabei kommt es dann auch auf die Rentabilität der Anlage, also auf die Sicherheit des anzulegenden Kapitals an. Es kostet z, B, eine Kompoundmaschine von 150 Pferdestärken mehr als eine Eincylinder-maschine gleicher Leistung. Zieht man nun die Oekonomie dieser Maschinen in Betracht, so benötigt diese Kompoundmaschine weniger Dampf und insgesamt weniger Unterhaltungskosten als die Eincylindermaschine, sodass die Kompoundmaschine auf die Dauer der Zeit ein Kapital ersetzt, vergleiche Tabelle 197 mit Beispiel.

Eincylindermaschinen werden nur ausnahmsweise bis zu 500 Pferdestärken ausgeführt, Kompoundmaschinen von 80 bis 1500, Dreifach-Expansionsmaschinen von 120 bis 4000 PS, und weiter.

Diese Umstände kann man berücksichtigen durch Beachtung der Tabelle 197.

Ferner ist auch der

Zweck und die Art der Anlage

von Einfluss auf die Wahl des Maschinensystems, ln solchen Anlagen, welche z. B. nur während eines Teiles des Jahres arbeiten wie Ziegeleien, Zuckerfabriken u, dergl. muss in erster Linie berücksichtigt werden, dass Betriebsstillstände nicht Vorkommen. Man findet hier vielfach Zwillingsmaschinen, sodass beim Versagen einer Maschinenseite die andere als Eincylindermaschine allein weiter arbeitet.

Kompoundmaschinen eignen sich weniger hierzu, da nur ausnahmsweise die Steuerung des Niederdruckcylinders vom Regulator beeinflusst werden kann, und der Maschinist am Dampfeinlassventil stehend, die Tourenzahl bezw, die Leistung der Maschine regulieren müsste. Auch wäre bei diesem System die Rohrleitung von vornherein darauf einzurichten, dass Frischdampf (durch Druckreducierventil) direkt in den Niederdruck cylinder geleitet werden kann.

*) Neuerdings baut man auch schnelllaufende Ventilmaschinen.

Tabelle 197. Kosten des Dampfbetriebes.

Aufgestellt vom „Magdeburger Verein für Dampfkesselbetrieb.“ Für die Kosten des Dampfes sind als Mittelwert 25 Pfg. pro 100 kg zu Grunde gelegt, die letzte Spalte geben die Gesamtkosten der Krafterzeugung pro PS. und Stunde.

Maschine

Für 1 Pferdekraft und Stunde

Art

Zinsen,

Ab-

schreib,

Preis Reparat

Mark*) I Pf. ] kg \ Pf.

Dampf

War- Gesamt-tung, kosten Schone- des rung Betriebes-

Pf.

Pf.

Eincylindrige Auspuffmaschine bis 5 PS. 5 „    10    „

10 ,, 20 20    ,,    40    ,,

40 „ 70 „ 70 „ 110 „ 110    „    150    „

1500

2700

4200

6000

8500

12000

15000

)-*■    1-1    to    to    to    to    to

Ol    00    O    tO    4^    Ol    00

04 CO Ol CO l>

rs    »n    »s    r.    »s    ^

OO t>. SO SO iG LÄ ^

Eincylindrige Kondensationsmaschine

bis 30 PS. 30    „    60    „

60 „ 100 „ 100 „ 150 „ 150    „    200    „

Verbundmaschine mit Kondensation bis 50 PS. 50    „    100    „

100 „ 200 „ 200 „ 300 „ 300    „    400    „

400    „    500    „

5200

10000

14000

18000

23000

12000

18000

27000

36000

44000

50000

M CO    (N (N

0*0 0 0 0

in ^    co 04    h

l-H I    r—I    —1    1—4

CO CO CO CO 00 O tO O 00

0,37 4,4 0,33 4,1 0,32 3,8

0,3

3,5

0,27    3,2

^ « ©1 ©l ©i ©i o o o o o o

CO

oc

0,25 3,2 0,23 2,9 0,22 2,7

0,21

2,5

0,20    2,4

0,18    2,2

*) Die Kosten der kompleten Anlage (einsclil. Kessel) betragen das lache.

Aus Tabelle 197 ergiebt sich z. B. folgender Vergleich für eine 100pferd. Dampfanlage:

Preis

Kosten des Betriebes der Maschine pro PS. und Stunde j pro Tag

1. Eincylinder Auspuff ,, Kondensat.

3 Kompound „

2.

12000 M. 14000 „ 18000 „

bO Ctf CO 00 ^

s - (IQ

51 M.

38 „

29 „

Ersparnis 3 gegen 1 demnach jährlich (51—29) *300 = 6600 Mk. Bei künstlicher Wasserkühlung für die Kondensation werden die Unkosten etwas höher, also die Ersparnis um etwa 10% geringer.

Je nach dem zur Verfügung stehenden Kaum giebt man der Maschine

liegende oder stehende Bauart.

Ferner wird man, wo eben angängig, also wo reichlich Wasser vorhanden ist,

Kondensation

anlegen. Jedoch giebt es Fälle, wie in Zuckerfabriken, Brauereien etc., wo die Maschinen meistens als Auspuffmaschinen arbeiten, weil man den Auspuff dampf zu Heiz- und Kochzwecken benutzt. Man hat aber neuerdings Einrichtungen, wo der Abdampf zuerst durch ein Warmwasserreservoir geführt wird, dort einen Teil seiner Wärme zur Heizung abgiebt und dann der noch übrigbleibende Dampf im Kondensator niedergeschlagen wird. Man kann auf diese Weise Wasser auf etwa 35° vor-wärmen.

Nutzen der Kondensation.

Ueber die Vorteile bei Anwendung von Kondensation findet man sehr häufig eine falsche Auffassung. Man sagt: „Eine Maschine mit Kondensation leistet mehr“, und diese Aulfassung giebt zu Irrtümern

nur im Dampf-

man

Veranlassung. Die Vorteile der Kondensation soll verbrauch suchen. Nehmen wir z. B. zwei gleich grosse Eincylinder-maschinen (6 Atm. Ueberdruck) an, von 680 mm Durchmesser, so ist nach Seite 465 die Normalleistung der Maschine mit Auspuff = 280, mit Kondensation = 240 5 die Kondensationsmaschine leistet also weniger. Um also den grösstmöglichen Nutzen durch Kondensation zu erzielen, muss die Maschine für die betreffende Leistung auch gross genug sein. Wenn aber an eine vorhandene Auspuffmaschine eine Kondensation angehängt wird, so sind die zu erhoffenden Dampfersparnisse in Prozenten aus nachstehender Tabelle ersichtlich. Die fettgedruckten Werte gelten für normale Belastung (als Auspuffmaschine).

Tabelle 198. Dampfersparnisse in Prozenten durch Anlage einer Kondensation an einer vorhandenen Auspuffmaschine. (Bei Neuanlagen sind die Ersparnisse etwas grösser, weil man, wie schon erwähnt, die Kondensationsmaschine grösser macht.)

p*) Füllung**) w h oder hi

Dampfdruck in Atm. Überdruck

9 | 10 | 11 | 12

d* d d

CO CO Cl co

03 tH rHI

^    O*    00    O    Oi    CO O    00

(O    W    w    w    ^    ^    O'

oooroosoM^oo^

tototorococohf^i^

CO^CiCDtOCiOCî

torotororococo^ OtOGO .f*    <1 O ^ O

t-'-i-'-tOLorototoco

kOOOOt>COiO^CO

Ol Ol    t—ł    v-H t-H    tH

COCT>COlO^CO<MtH 03t—I    T-1 1—il—lT-11—I

OlOOOCOOlT-iO—, IM r- h H H r-I t-4 W

OJ Y—    ł—I    T—I •»—¹    T—I

*) ~ = Expansionsverhältnis =

E intrittssp annung Endspannung

*•) Bei Mehrfach-Fxpansionsmaschinen die reduzierte (ideelle) Füllung. Die fettgedruckten Werte entsprechen normalen Leistungen.

Vergrösserung der Anlage.

Auch ist schon im Voraus zu erwägen, ob z. B. bei einer Eincylindermaschine eventl. später ein zweiter gleicher Cjdinder (Zwillingsmaschine) oder ein grösserer Cylinder (Kompoundmaschine) angebaut werden soll. In diesem Falle ist bei den Abmessungen der Kurbel wellen darauf Kücksicht zu nehmen und eine Verlängerung zum späteren Aufziehen der zweiten Kurbel vorzusehen* Vielfach wird auch diese zweite Kurbel schon von vornherein aufgezogen und die Fundamentankerverteilung des hinteren Lagers so vorgenommen, dass der zweite Kähmen ohne weiteres passt.

Bei Zweifach-Expansionsmaschinen kommt es vor, dass dieselbe zwecks etwaiger späterer Vergrösserung der Anlage für Dreifach-Expansionsmaschine vorgesehen und der dritte Cylinder dann angebaut wird.

Ist nun eine spätere Vergrösserung ins Auge gefasst, so sind die Maschinenfundamente hierfür direkt zu mauern, und die der Hand nicht benötigten Fundamentklötze vorläufig als

vor

Trägerauflage für die Maschinenhaus-Bodenlage zu benutzen. Das Schwungrad oder die Seilscheibe sind also jetzt schon für die Vergrösserung zu berechnen. Die Anzahl der Seile richtet sich natürlich vorläufig nur für die entspr. Kraftleistung.

A. Eincylindermaschine.

Die Eincylindermaschine wird mit und ohne Kondensation, horizontaler, vertikaler und (selten) s c h i e f e r Oylinderachse ausgeführt, und steht an Mannigfaltigkeit in Bezug auf Steuer angsanordnungen und Dampf Verteilungselementen ihren andern Schwestern in keiner Beziehung nach.

Die Hauptvorteile der Eincylinder-Maschine sind ihre geringen Anlagekosten, geringer Raumbedarf, das Vorhandensein eines einzigen Kurbelmechanismus.

Ihre Nachteile sind der höhere Dampfverbrauch (bei grösseren Anlagen) und die Schwierigkeit, sie an allen Stellungen anlaufen zu lassen. Sie ist daher nur dort zu empfehlen, wo:

1.    auf grosse Ökonomi e verzichtet wird, wie bei kleineren und mittleren Anlagen;

2.    wenige Stillstände Vorkommen und ein Wechsel in der Bewegungsrichtung nicht bedingt ist;

3.    der Dampfbetrieb nur als Aushülfe verwendet wird (wie bei Wasserkraftanlagen) oder das Brennmaterial billig ist.

I. Die horizontale Eincylindermaschine.

Die horizontale Anordnung hat den Vorteil der Billigkeit und leichten Zugänglichkeit, während die vertikale Anordnung weniger

i- —

:Q- -]—e_

je

J4

Fig. 1642—1645.

Horizontale Eincylindermaschine, D = 250, H = 400.

Maassstab 1:40

Grundfläche beansprucht und der Oylinder nicht einseitig ab sclileisst.

Tabelle 199. Raumbedarf der Eincylindermaschinen mit und ohne Kondensation.

U-

CQ

--¹

r*- *

iu---b -}—v

Q- *■

“T l

--Â----

•*---b---h

--pq- -

----i

Mg

±_

Hub

Ohne Kondensation Fig. 1646

Mit Kondens. FJg. 1647

400 3445 500 4105 600 4775 700 6495 800 7275 900 8080 1000 8890 1100 9765 1200 10680

2200

2450

2700

2950

3340

3700

4070

4450

4850

800

900

1000

1100

1200

1300

1400

1500

1600

1600 500 1700 500 1800 600 1900 600 2000 700 2100 700 2200 700 2300 800 2400 800

,-.00000000

ï^oooioomfQH

W I t-4 t-H i—11—! T-t i—I t-H

5000 10880 10030 12830 5470 11790 10930 13830 5950 12865 12000 15100 6450 13880 13000 16200

Wenn irgend angängig, mache man die Maasse a, 6, F, G und L noch grösser. Ein grosser IVIaschinenraum bietet immer besondere Vorteile. Bei vorhandenen Räumen ist man oft gezwungen, a und 6 noch etwas kleiner zu nehmen als in obiger Tabelle angegeben. Wird Maass 6 sehr klein, so muss die gegenüberliegende Wand eine Oeffnung erhalten, damit der Kolben ein-und ausgebaut werden kann.

Die in Tabelle 200 angegebenen Annäherungsmaasse sollen das Projektieren der Dampfmaschinen erleichtern und das Nach -suchen in den'Zeichnungen dadurch erspart werden.

Tabelle 200.

Hauptmaasse

der Eincylinderdampfmaschinen mit und ohne Kondensation.

laßf“

- -fr iv - -

IST

HEI

A

cc

□c

öl

— — f-

..............di-e

-----J.——L

=śi1T"

Hubl|__________

H a b c\d\ e f \ g h

400

500

600

700

800

900

1000

1100

1200

1400

1600

1800

2060235 700 2400 275 800 2760310 880 3165350 970 35503951100 39704401200 4395 485 1350 4820 5451490 52806151610 5860 725 1850 6600 800 2000 7350 900 2200

13002200

1450

1600

2700

3200

17503700

2000

2250

4100

2500

4500

2750

4900

5400

29505700

3300]

3700

6500

7300

4100

8100

570 975 480 710 1090 550 830 1260 610 980 1430 670 11001615 730 12201800 790 13301990 850 14402180 910 1560 24101020 1850 2^50 1140 2100 2950 1250 2400 3250 1360

1800

1950

2100

2500

2750

3000

3250

3550

4200

4750

5300

iüsflüsii i

850

1000

1200

1250

1650

1650

1800

2000

2300

2600

2900

Leistung, Gewichte, Preise.

Die Gewichte und Preise der Dampfmaschine schwanken je nach Güte und Ausführung bis zu 40%. Die nachstehenden Angaben gelten für solid ausgeführte Maschinen, welche sich billiger kaum verkaufen lassen. Die Leistung ist in indizierten PS. angegeben. Die in den Tabellen angegebene gesteigerte Leistung kann man ohne Aenderungder Steuerung bequem erreichen.

Tabelle 201. Kleine Dampfmotore (6 Atm. Ueberdruck)

mit einfacher Schiebersteuerung u. Drosselventil. Hub

Durchmesser d Touren n

Leistung ^ normal PS. indiz. / gesteigert Gewicht d. Masch. m. Schwungr.210 400    700 1100

Preis

300 500    800    1100

mit Expansion.

300, 350 mm

150    135pro Min.

190    225

1600 mm.

tt

900

410

099

570

220

290

200

260

50

2,7

465 PS.

700

23000 kg 54000 „

JL

31500 „ 33500 ,

7300 kg 6300 JL

1200 1300Ü400

sio

75< •

680

009

550

370

580

350

520

200

260

180

230

53

2,5

340

440

510

18200

40000

25000

26500

5900

5200

550

490

185

240

165

210

55

2,4

290

435

15500

35000

21500

28000

5300

4600

310

08f

280

445

170

210

150

190

57

2,3

240

310

360

13200

30000

18500

20000

4700

4000

420

390

150

185

130

991

09

2,2

170

255

11000

26000

16000

17500

4100

3500

250

380

350

135

170

120

150

65

2,2

180

210

8900

20500

12000

13000

14000

3500

3000

die Normaleistungen etwas höher, pro 100 kg Mehrgewicht etwa 30 JU

Tabelle 202. Eincylindermaschinen, horizontal.

II = II 400 500 600 700 800 900

d =    250    300    350    400    450    500

Kolbenhub . Durchmesser .

120 140 160 180 210 230 180 210 240 280 310 350 140 160 210 240 285 310

65    75    85    95    110    125

80    95    105    120    140    155

55    65    75    85    100    110

80    90    100    110    125    140

120    106    95    85    77    70

1,6    1,7    1,9    2    2,1    2,1

115

150

170

gsg

$se§

O IC l£5

nSSSS

1000 1500 2800 3300 4700 6600 3100 5000 7500 9750 13500 17000

2600    8600    5000    6500    8000    10000

—    —    5500    7000    8700    10700

—    -    6000    7500    9500    11500

700    1100    1500    1950    2500    8000

700    1050    1450    1800    2200    2600

r=

Hauptlager (b = 0,46 d)

Welle in der Mitte

Kreuzkopfbolzen) b = (b = 0,22 d) ) l =

K ur b elzapfen (b = 0,25 d)

Genügt

für

Touren pro Min. ..... Kolbengeschwindigkeit .    .

H a e d er, Dampfmaschinen.

feT

^11

2 .SP S

111

Ö tx:p

r.s

11

b»

ë ii

a-

Gewicht des Schwungrades**) . .

„ mit Schwungr. ohne Kond.

Flachschieber-St.

Kolbenschieber-St.

Preis mit \

Schwungrad >

ohne KondensatJ Ventil-St. . .

Gewicht der Kondensation extra . . Preis

<(

30

*) Die Leistungen gelten für Kondensationsm., als Auspuffm **) Für schwerere Schwungräder, als oben angegeben, kann ansetzen, ebensoviel für leichtere Schwungräder abziehen.

Berechnung der Eincylinder-Dampfmaschine.

1. Leistung.

a) Ueberschlagsrechnung.

Am häufigsten tritt an uns die Aufgabe heran, für eine gegebene Leistung und Dampfspannung eine passende Maschine zu wählen, oder für eine gegebene Maschine die Leistung zu bestimmen.

Ist die effektive Leistung gegeben, so rechnen wir zunächst

Np

nach Gleich. 11, Seite 28, die indizierte Leistung/l^ =------

rJ

Den Wirkungsgrad rj bestimmt man nach Tab. 11, Seite 28.

Ferner wäre zu wählen der mittlere Kolbenüberdruck pm*) für normale Leistung nach Tab. 12 oder 13, S. 28 bezw, 29.

Als vorläufige mittlere Kolbengeschwindigkeit c**) nehme man die Werte der Tabelle 204 und ermittle nach Gleich. 12, Seite 29,

75 Ni

den Dampfcylinderquerschnitt Q

c-pm

qcm.

Aus dem gerechneten Querschnitt Q bestimmt man den

Cylinderdurchm. D, wählt den Kolbenhub // = 1,7 bis 2 D und

30-c

ermittelt die Tourenzahl nach Seite 23, Gleich. 3, n

Die so gefundenen Werte werden entsprechend abgerundet, indem man dieselben den Werten der Tabelle 201 bezw. 202

anpasst. Dann bestimmt man nochmals den mittleren Kolben-

Ib-Ni

Überdruck nach der Gleich, pm =

o-⁹⁸-T

Dieses neue pm darf man von den Werten der Tabelle 203 bis etwa 8°/₀ nach oben oder unten abweichen.

• D²'C

*) Pm kann

nich aus Tabelle 208 nehmen :

Tabelle 203. WoSjto des mittl. Kolbenüberdruckes pm [NormalleistungJ.

Dampdruck p —

Auspuff pm —

Kondensat, pm =    1,6    1,8    2    2,1    2,3    2,4    2,6 „

**) Die Werte der mittleren Kolbengeschwindigkeit c in Tabelle 14 Seite 29, sind etwas niedrig gesetzt, man nehme zweckmässiger die Werte der nachstehenden Tabelle 204.

Tabelle 204. Vorläufige Kolbengeschwindigkeiten c. für 10 25 50 100    150 200    300    400    500    600    700 PS

1,5 1,6 1,9 2,1    2,2    2,3    2,4    2,6    2,7    3

1,9    2,2    2,5    2,8

3,2

10 Atm. abs.

6,4 ,,

3,3 Mtr. pr. Sek.

b) Genauere Bestimmung der Leistung einer gegebenen oder einer als vorhanden gedachten Maschine.

Wirksame Kolben fläche Q in qcm nach Gleich. 10, S. 27.

Mittl. Kolbengeschwindigkeit c in Mtr. pro Sek. nach Gleich 9, Seite 27.

Endspannung w¹) in Atm. abs. nach Tab. 12 u. 13, Seite 28 u. 29 oder nach Tabelle 205.

Der schädliche Raums wird an Hand der etwa vorhandenen Zeichnung von Dampfcylinder und Steuerung ermittelt, oder nach Tab. 9, Seite 25, geschätzt. Der schädliche Raum wird bezogen auf Hub = 1 (giebt z. B. Tabelle 9 als schädlichen Raum 8°/₀, so ist zu setzen s = 0,08. Man erhält dann aus Eintrittsspannung p und Endspannung w in Atm. abs.

nach Gleich. 7, Seite 27, Füllung h =

1+ s

w---s

Gleich. 4, zu Ni —

Aus h und s ergiebt sich nun nach Seite 24 Tab. 8, der Spannungskoeffizient £, ferner nach Tabelle 10, Seite 26, der Arbeitsverlust und Gegendruck -f- <7 und man erhält nach Gleich. 5, Seite 23, als mittl. Kolbenüberdruck pm= k>p — (Po 4" ff)¹ Di⁰ indizierte Leistung bestimmt sich nun nach S. 23, Q• c •pm

75

Richtiger ist es jedoch, wenn man mit Hülfe der Werte w, p und s das Dampfdiagramm aufzeichnet, wobei man sich, je nach der Art der Steuerung, mit Kompression und Voraustritt möglichst den Werten der Gleich. 1, la und lc, Seite 14, und Tabelle 186, Seite 421 anpasst.

2. Der Dampfverbrauch Si

pro indiz. PS. und Stunde setzt sich zusammen aus :

Nutzbarer Dampfverbrauch Sn und Dampfverlust Sv also : Si = Sn + Sv. Sn kann aus dem gezeichneten Dampfdiagramm ermittelt werden (s. Haeder, Indikator, III. Aull., S. 143). Sv muss man schätzen nach Tabelle 30 u. 31, Seite 40.

*)

Dampdruck p —    4

Auspuff

3. Die Details der Eincylindermaschinen.

Man hat zuerst festzulegen :

Durchmesser des Hauptlagers, des Kurhelzapfens und des Kreuzkopfbolzens.

Nach Seite 51 sollte man immer 8 Atm. abs. Eintrittsspannung zu Grunde legen, auch wenn die Maschine für niedrigeren Dampfdruck bestimmt ist.

Vorteilhaft wählen wir die Zapfen nach Tabelle 38, Seite 52, oder schon abgerundet nach Tabelle 80, Seite 162 oder Seite 465 ; bestimmen dann nach Gleich. 17, 18 und 20 (Seite 42, 43 u. 44), Gegendruck p₀ nach Gl. 1 und la, Seite 14:

Gestängedruck P = Q (p — p₀) für Kurbelzapfen und Kreuz

kopfbolzen.

Hauptlagerdruck    1,2* P für das Kurbel wellenlager

und prüfen: auf :

Kreuzkopfbolzen

Kurbelzapfen

nach Seite 112

Hauptlager

Festigkeit nach Seite 105 Heisslauf.

Auch Seite 162 bis 163 kann man beachten, diese Tabelle giebt die Dimensionen bei gegebenein Gestängedruck.

Nach Feststellung dieser Hauptmaasse wählen wir die Details und zwar nach folgenden Seiten-

V₂ bis 25 PS.

Tab.

206

85

112

nach Seite 157

über 25 PS.

Gegenstand

Ausführung

Seite

102

Berechnung

Seite

100

Ausführung

Seite

110

Berechnung

Seite

108

93

85

107

106

94 über 80 PS. nach Fig. 281 Seite 96.

85

Treibstange .    .    .

„    m. Gabel

Kreuzkopf .    .    .

„ f. Gabel

132

120 u. f.

134

138

151 u. 161

140 u. f.

152

154

120 u. f.

126

140 u, f.

70

87

74

87

217

217

190

187

190

187

174

169

178

175 u. 181

209

222

281

289

294

J 94

218

249 u. f.

210 u. 213

222

282 u. 284

290

294

194

218

249 u. f.

Betr. der anzuwendenden Steuerung kann man annehmen:

7a bis 5 PS. einfache Muschelschieher ; 5 bis 10 PS. fixe Expansion ;

Regulator auf Drosselklappe wirkend,

12 bis 80 PS. Rider-Flachschieber vom Regulator beeinfluss oder nach folgender Zusammenstellung:

Gegenstand

V₂ bis 10 PS.

eint. Schiebersteuerong Ausführung Berechnung

Seite Seite

12 bis 80 PS. Doppelschieberateuerung Ausführung Berechnung

Seite

Seite

Kanalquerschnitt .    .    .

Daten zur Steuerung. . Schieber ......

326

326

329

330

St. 152²) 328 u. St. 146²)

347

St. 152²)

348 u. St. 186²)

346

231

229

233

229

372

360

372

364

323

325

370, 372

362

374

372

360

362

372

374

356, 364 309 bis 319

299 bis 320

356

370, 372

375

Maschinen über 80 PS. erhalten Kolbenschiebersteuerung oder Ventilsteuerung. Letztere ist etwas teuerer, vergl. Tab. 202, Seite 465.

Rider-Kolbensteuerung :    Schieber nach Bd. Steuerungen

Seite 202 u. f. Daten zum Schieberdiagramm Seite 347, Cylin-deranschluss Bd. Steuerungen Seite 203 u. f. und Tafel 38, äussere Steuerungsteile (werden etwas anders als Seite 355) nach Tafel 35, Regulatorgrösse nach Seite 322 (Büchsenschieber).

Ventilsteuerung: Dampfgeschwindigkeit nach JBand ,,SteuerungenSeite 35,Auslass va =28 bis 30 Mtr., Einlass Seite 28² ve = 35 Mtr. Austrittskanal nach Seite 17², Eintrittskanal nach Seite 25², Steuerräder nach Seite 4², Steuerwelle nach Seite 80², Steuergestänge Seite 31 u. /.², Lagerböcke nach Seite 79², Regulatorgrösse nach Seite 322.

¹

belle 205. Endspannung w für normale Leistung.

5    6    7    8    9    10    Atm.    abs.

w=.    1,7    1,75    1,8    2    2,1    2,2    2,8    „    „

Kondenat.    w =    0,8    0,85    0,85    0,9    0,95    0,95    1    „    „

²

Band Steuerungen.

Kondensation.

Man bestimmt die niederzuschlagende Dampfmenge S=S{. Ni in kg pro Stunde, Si nach Seite 40 bezw. 41, wählt Kühlwasser-verhältnis m = 24 nach Seite 419 und erhält als

KUhiwassermenge in Liter nach Seite 423,

Förderquantum der Luftpumpe = 125 5 nach S. 424 Gleich. 329.

Man wählt nun den Hub, je nachdem die Luftpumpe direkt mit dem Dampfcylinder gekuppelt, oder unter Flur angeordnet wird. Diese ganze Rechnungsweise zeigt auch Tabelle 188, S. 425.

Durchm. der Kühlwasser- und Ueberlaufleitung werden nach Seite 426, Gleich. 332 und 333 bestimmt.

Ausführungsmaasse der Luftpumpe nach Tabelle 181a, S. 415 u. Tab. 188, S. 425, sowie Tafeln.

Diagonale Anordnung (s. S. 60) wird nur in besonderen Fällen fast ausschliesslich für Raddampfer entworfen; sie bedarf fast

Fig. 1649. Schiffsmaschine.

derselben Grundfläche wie die Horizontalmaschine, ist weniger zugänglich in allen ihren Teilen und schwerer zu montieren wie die horizontale und vertikale Anordnung.

Stehende Maschinen bauen infolge kleineren Hubes kürzer und beanspruchen weniger Raum als horizontale Maschinen. Im allgemeinen laufen stehende Maschinen schneller als horizontale, wir haben deshalb die verschiedenen Systeme im Abschnitt Stehende Maschinen Seite 533 u, f. näher behandelt.

B. Zwillingsmaschine.

Die Berechnung der Leistung der Zwillingsmaschine geschieht in derselben Weise, wie hei der Eincylindermaschine. Die indizierte Leistung der Zwillingsmaschine ist die doppelte der Eincylindermaschine mit demselben Cylinder-durchmesser und Hub. Eine Eincylindermaschine hat weniger Reibungswiderstände als eine Zwillingsmaschine von denselben Abmessungen. Dagegen hat eine Zwillingsmaschine weniger R eib ungswi der s t än d e als zwei Eincylin der maschinen; demnach ist die effektive Leistung einer Zwillingsmaschine ca. 2,1 mal so gross, als die einer Eincylindermaschine von denselben Verhältnissen.

Zwillings- und Drillingsmaschinen finden am meisten da Anwendung, wo ein entsprechendes Schwungrad nicht angewendet werden kann und die Maschinen ohne grossen Zeitverlust umgesteuert werden müssen, wie z. B. bei Fördermaschinen.

Tabelle 209. Achsen für Zweicylindermaschinen.

r~

~\

CM

rr

i-.—i

rä?

fit

Hub

Die Kurbelachsen für Zwillings- und Kompoundmaschinen erhalten meist dieselben Zapfenstärken (/wie die Eincylinder-maschinen (s. Seite 52J, Durchmesser der Achse in der Mitte ć/₈=1,3 bis 1,5 d.

Man findet Ausführungen mit zwei Regulatoren, je einen auf jeder Maschinenseite, und solche mit einem Regulator. Im ersteren Fall muss jedoch das Regulatorgestänge, im anderen Fall das Gestänge der Expansionsschieber durch Hebel bezw Zugstangen verbunden sein.

C. Mehrfach-Expansionsmaschinen.

I. Die Kompoundmaschine (Verbundmaschine).

(2-kurblige Zweifach-Expansionsmaschine.)

Mit der Anwendung der mehrstufigen Expansion sucht man den Dampfverbrauch herabzumindern durch Anwendung hoher Expansionsgrade. Die wirksame Druckdifferenz auf den Dampfkolben ist bei der Mehrfach-Expansionsdampfmaschine nicht so starken Schwankungen unterworfen, als bei der Eincylinder-dampfmaschine.

Ein weiterer Vorteil ist der geringere Druckunterschied in den Cylindern, hierdurch kleineres Temperaturgefälle (weniger Dampfverluste durch Niederschlagen an den Cylinderwandungen),

Bei der Kompoundmaschine (sprich „Kompaundmaschine“) liegen Hoch- und Niederdruckcylinder nebeneinander und wirken auf zwei Kurbeln, welche um 90° versetzt sind.

fin 0

: I ; fłf U

r-a

[Holzschnitt der Görlitzer Maschinenbauanstalt.]

Fig. 1651. Grundriss einer Kompoundmaschine mit Kondensation.

Der Raumbedarf.

Die Maasse a und b, also auch F und nehme man, wenn irgend möglich, so gross als in Tabelle 210 angegeben, vergl. Seite 463 unten.

Tabelle 210. Raumbedarf der Zweicylindermaschine mit und ohne Kondensation.

-1

—r-h--

^T-

i-i-

icr

i.

d-

:r

CQ +

____j___

ns=l'

JJ

■i

Zill

.1-

Hab

Ohne Kondensation.

Mit

Kondens.

400

500

600

3130 2200    800    1600    500    930 4730

3420 2400    900    1700 500 1020 5220 6100 8300 3800 2700 1000 1800 600 1100 5800 7000 9400

700 6495 4180 3000 1100 1900    600 1180 6380 7900 10400 800 7275 4450 3200 1200 2000 700 1250 6850 8950 11650

900 8080 4850 3500 1300 2100 700 1350 7450 10030 12830 1000 8890 5230 3800 1400 2200 700 1430 8030 10930 13830

1100 9765 5530 4000 1500 2300 800 1530 8530 12000 15100 1200 10680 5910 4300 1600 2400 800 1610 9110 13000 16200

Das Maass ckann auch = Null oder negativ genommen werden, in letzterem Falle ist die Mauer für das Schwungrad ausgespart,

Gewichte und Preise.

giebt Tabelle 211 nächste Seite.

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Schnellläufer u. Veitikal-

maschinen sind bei der-

selben Leistung billiger.

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ohne Kondensation weniger

Zum Vergleich mit Maschinen anderer Hauptdimensionen legt man zu Grunde:

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für die Leistung Cylindervolumen X Umdrehungszahl (also J>⁸

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Preise die Cylindervolumen (also J>*

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* ° s

WH

Berechnung der Kompound-Dampfmaschinen.

1. Leistung.

a) Ueberschlagsrechnung.

Um bei gegebener Leistung und Dampfspannung die Haupt-dimensionen zu bestimmen, verfahren wir folgendermassen :

Aus der effektiven Leistung rechnen wir nach Gleich. 11

Seite 28 die indiz. Leistung =

Tab. 11 Seite 28.

Wir wählen den mittleren Kolbenüberdruck (pm)i

; Wirkungsgrad tj nach

nach Tab. 17 u. 18, Seite 31 u. 32.*) Die vorläufige Kolben-ges chwindigkeit nimmt man nach Tabelle 19, Seite 33, und ermittelt nach Gleich* 13, Seite 33, den Querschnitt des

N i e d er druck cylin d ers # =

75 Ni

0 • (p m) i

Wir wählen jetzt das Volum Verhältnis V \v, für Auspuff

nach Tab. 17, Seite 31, für Kondensation nach Tab. 18, Seite 32 und berechnen den Querschnitt des Hoc hdru ck cylin ders zu

v

= Q.^Aus diesem Querschnitt Qx bestimmen wir den Durchmesser des Hochdrnckcylinders rf und ermitteln den Kolbenhub, indem wir vorläufig setzen wie auf Seite 466

H — 1.7 bis 2*«/. Die Tourenzahl ergiebt sich dann nach

30-c

Gleich. 3, Seite 23, zu n =

H *

Die so gefundenen Werte werden entsprechend abgerundet, indem man dieselben den Werten der Tab. 211 anpasst. Dann bestimmt man nochmals den mittleren Kolbenüberdruck aus der

Gleichung {pm^ =

75 • Ni

0,99 Ą-D²-c

Q = O,99--~-0² ist nach Gleich. 10 a, Seite 27, der wirksame

Querschnitt des Niederdruckcylinders,

Dieses neue {pm)i darf von den Werten der Tabelle 212 bis etwa 8°/₀ nach oben oder unten ab weichen.

*) Auch nachstehende Tabelle kann benutzt werden :

Tabelle 212. Mittlerer Kolbenüberdruck (pm) i

Dampfdruck Auspuff (pm),

Kondensat. (pm=

5    6    7    8    9    10    11    12    Atm. abs.

-    —    1,9    2,3    2,6    2,8    2,9    3

1,3    1,45    1,6    1,8    2,1    2,3    2,4    -b) Genaue Bestimmung der Leistung einer gegebenen oder als vorhanden gedachten Kompoundmaschine.

Wirksame Kolbenfläche Q des Niederdruckcylinders in qcm nach Gleich. 10a, Seite 27, mittl. Kolbengeschwindigkeit c in Mtr. pro Sek. nach Gleich, 9, Seite 27, Endspannung w"*) in Atm. abs. nach Tab. 17 u. 18, Seite 31 und 32 oder nach Tab, 213.

Die schädlichen Räume s' und s" vom Hoch- und Nieder-druckcylinder werden an Hand der etwa vorhandenen Zeichnungen von Dampfcylinder und Steuerung ermittelt, oder nach Tab. 9, Seite 25, geschätzt. Die schädlichen Räume s' bezw. s" werden bezogen auf Hub =1, d, h, für s' bezw. s" = 8 °/₀ ist zu setzen s' bezw. s" = 0,08.

Der ideelle schädlicheRaum nach Gleich. 12b, Seite 31

s"

Si — V.v

Verhältnis der Cylindervolumen V:v nach Seite 31 und 32.**)

hi =

Man erhält dann aus Endspannung w“ und Eintrittsspannung p in Atm, abs. nach Gleich. 12 a, Seite 31, die ideelle Füllung ■*"•(1 +si)

p ~Si

Aus hi und S{ ergiebt sich dann nach Tab. 8, Seite 24, der Spannungskoeffizient Ar, ferner nach Tab. 10, Seite 26, der Arbeitsverlust und Gegendruck pQ-\-(j und man erhält nach Gleich. 12 c, Seite 31, als mittl, reduzierten Kolben-überdr uc k {pm)^ = k-p — {p₀ + a). Die indizierte Leistung bestimmt sich nun nach Gleichung 12 d Seite 31 zu Q*c (/?«,)•

Ni = - ₇₅—

Richtiger jedoch ist es, wenn man mit Hülfe der Werte w“, p, V:v, s' und s" das rankinisierte Dampfdiagramm aufzeichnet, wobei man sich je nach Art der Steuerung mit Kompression und Voraustritt den Werten der Gleich. 2, Seite 16, und Tabelle 186 Seite 421, anpasst. Wie man beim Aufzeichnen des Diagramms

*) Tabelle 213. Endspannung wn für normale Leistung.

Dampfdruck p = 5    6    7    8    9    10    11    12 Atm. abs.

Auspuff w“ = —

Kondensat, w“ = 0,6

1,9    2    2,1    2,2    2,8    2,4

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ff

ff

verfährt, ist auf Seite 16 u. f. angegeben. Ferner kann auch festgestellt werden, wie sich die Gesamtleistung der Maschine auf beide Cylinder verteilt. Für den gleichmässigen Gang der Maschine und Beanspruchung der Kurhelwelle ist möglichst gleiche Verteilung der normalen Leistung von Vorteil.

2. Der Dampfverbrauch Si

pro indiz. PS. und Stunde setzt sich zusammen aus: nutzbarer Dampfverbrauch Sn und Dampfverluste Sv also Si = Sn -f- Sv

$nkann man ermitteln aus dem gezeichneten Dampfdiagramm (nach Haeder, Indikator III. Aufl., Seite 158).

Sv muss man schätzen nach Tabelle 32 und 33, Seite 41.

Für Auspuff nehme man Sv um 50 °/₀ grösser als in Tabelle 32 angegeben.

Volumendiagramm.

a) Hochdruckcylinder.

Die Diagrammlinien, welche uns die jeweiligen Spannungen während der Eintritts- und Expansionsperiode und die des abziehenden Dampfes im Hochdruckcylinder angeben, werden beeinflusst durch :

Eintrittsspannung des Dampfes, Füllungsgrad, Kompressionsweg und Grösse des schädl. Baumes im Hochdruckcylinder,

Receiverspannung und Grösse des Aufnehmers.

b) Niederdruckcylinder.

Auf die Diagrammlinien der Eintritts- und Expansipnsperiode haben Einfluss:

Endspannung im Hochdruckcylinder,

Grösse des Aufnehmers,

Füllungsgrad und schädlicher Raum im Niederdruckcylinder.

Will man mit der Wirklichkeit möglichst übereinstimmende Diagramme aufzeichnen, so wählt man das Volumendiagramm nach Seite 478 bis 479.

Je grösser der Aufnehmer, desto gleichmässiger erscheint die Gegendrucklinie im Hochdruck- und die Eintrittlinie im Niederdruckdiagramm. Mit der Grösse des Aufnehmers wächst aber die Mantelfläche desselben und demnach auch der Verlust durch Ausstrahlung. Man kann setzen, wenn R = Inhalt des Aufnehmers einschl. Rohrleitung vom Hochdruck nach Niederdruck, v — Hochdruck cylindervolumen

R = 0,5 bis 1,5 v. im Mittel R = v .    .    .    (352)

1. Gegendrucklinie des Hochdruckcylinders.

Auf den wagerechten Verbindungslinien beider Kurbelabwickelungen sind die jeweiligen Dampfvolumina v₂ etc. (siehe Fig. 1653) abzumessen und daraus die entsprechenden Dampfspannungen zu bestimmen, z. B. b' & Kompressionskurve (Kon-

struktion von B aus) pl =

w¹ (k+s'4- R)

von

z. B.: p₂

c‘ ist die entsprechende Kolbenstellung im Hochdruckcylinder c“ resp. Ve“ Beginn des Eintritts imNiederdruckcylinder. Von c‘—d‘ gemeinsamer Vorgang in beiden Cyl indem einschliesslich der schädlichen Räume und dem Receiver. Konstruktion nach dem Gesetz vx •pl = v₂»p₂ = vs-p₃ etc., also ₌ Pim¥i

V2

Volumendiagramm für Kompoundmaschinen.¹)

(Kurbeln unter 90° versetzt.) v Volumen des Ho c hdr u c k cylinders,

,, schädlichenRaumes desHochdruckcylinders, ,, Receivers, s. Seite 477 unten.

„ schädlichen Raumes des Niederdruckcylinders,

,, Niederdruckcylinders,

s'

s"

7/ T₂ TJ Abwickelung des Kurbelkreises des Hochdruckcylinders,

V¹ T%"\“

„    „    „    „ Niederdruck „

(Konstruktion aus der Figur ersichtlich.)

V V V Totpunkte des Hochdruckcylinders,

„ Niederdruckcylinders,

W T“ y

hJ = a! E\‘ = der aus dem angenäherten Diagramm ermittelten Füllung.

Ex¹ Val Expansionskurve (Konstruktion von A aus),

Va‘ 6' U eb e r ström kur ve nach dem Receiver.

2.    Kompression im Hochdruckcylinder.

f d‘ Kompressionskurve dem jeweiligen Zweck entsprechend (Konstruktion von A aus).

Schnittpunkt d¹ der beiden letzten Kurven giebt den Kompression sbeginn im Hochdruckcylinder an.

3.    Eintritt des Niederdruckcylinders.

Kurve c‘ dl in das Niederdruckdiagramm übertragen = c“ d' (Konstruktion siehe Figur).

du Ex“ Expansion (Niederdruckcylinder und Receiver, Konstruktion von A aus).

4. Expansion im Niederdruckcylinder.

Ex“ Va“ Expansion i. Niederdruckcyl. (Konstruktion von B aus).

5. Gegendruck und Kompression im Niederdruckcylinder.

Bis C“ Gegendruck p₀,

von C“ bis c“ Kompression im Niederdruckcylinder.

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Fig. 1653. Volumendiagramm einer Kompoundmaschine. Kurbeln unter<j90° versetzt.

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Das Niederdrudediagramm ist nur richtig, wenn der Enddruck der Kompression gleich Pi wird, andernfalls fällt die Expansionskurve etwas tiefer, vergl. Fig. 1691, Seite 492.

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* Spannungsabfall

Fig. 1654. Ermittelung des Füllungsgrades im Niederdruckcylinder beim Spa nnuns a bf al 1.

Die punktierten Kurven decken sich mit den entsprechenden in Fig. 1665, Seite 484.

3. Die Details der Kompound-Dampfmaschine.

Man hat zuerst festzulegen: (wie bei der Eincyl.-Maschine Seite 468) Durchmesser des Hauptlagers, des Kurbelzapfens und des K reuzk o p f b o lz e n s.

Nach Seite 51 sollte man immer 9 V* Atm. abs. Eintrittsspannung zu Grunde legen, auch wenn die Maschine für niedrigeren Dampfdruck bestimmt ist. Auch schon deshalb, weil dann die einzelnen Details ohne weiteres für Eincylinder- und Kompoundmaschinen mit gleichem Hochdruckcylinder-Durchm. und Kolbenhub dieselben sind (also Ersparnis an Modellkosten).

Vorteilhaft wählen wir die Zapfen nach Tab. 38 Seite 52 oder schon abgerundet nach Tab. 211, Seite 474, und bestimmen dann nach Gleich. 17 a, 18 und 20 (Seite 42 bis 44) :

Gestängedruck P = Qj (p—pr) bezw. Q (pr — p₀) für Kurbelzapfen und Kreuzkopf bolzen,

Hauptlagerdruck =1,2 P für Hauptlager.

Den Receiverdruck pr nehme man aus Tab. 21 u. 22, Seite 34 u. 35 oder rechne noch besser den Druck im toten Punkt nach den Angaben in Tab. 21 bezw. 22 Spalte b.

Gegendruck p₀ nach Gleich. 2a Seite 16.

Die Prüfung für Hauptlager, Kurbelzapfen und Kreuzkopfbolzen in Bezug auf Festigkeit und Heisslaufen erfolgt nach den in Tab. 206, Seite 468, angegebenen Seiten für Eincylinder-maschinen.

Auch Seite 162 und 163 kann man beachten, diese Tabelle giebt die Dimensionen bei gegebenem Gestängedruck.

Nach Feststellung dieser Hauptmaasse wählen wir die Details und zwar nach den Angaben auf Seite 468 unten für Ein-cylindermaschinen.

Für die Niederdruckseite bleiben, abgesehen vom Dampf-cylinder und Kolben, die Details dieselben. Der Fundamentrahmen muss jedoch im Modell so hergerichtet werden, dass derselbe links und rechts abgegossen werden kann. Der grössere Flansch zum Anschluss an den Cylinder wird besonders aufgesetzt im Modell.

In die Uebergangsleitung vom Hoch- zum Niederdruck-cylinder wird ein Receiver (Aufnehmer) eingeschaltet. Man findet hierbei die verschiedenartigsten Ausführungen, von denen_in Nachstehendem einige erwähnt werden sollen.

Der Receiver (Zwischendampfleitung).

Obwohl die meisten Versuche ergehen haben, dass die Heizung der Zwischendampfleitung keine grossen Vorteile bringt, findet man doch die teuersten Ausführungen, von denen im Fig. 1655 bis 1664 einige ausgeführt sind. Die Grösse der Heizfläche findet sich häufig gleich der zweifachen inneren Mantelfläche des Niederdruckcylinders oder gleich 0,025 qm pro indiz. Pferdekraft der Maschine.

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Fig. 1655—1656. Receiver für stehende Wasserwerksmasdiine. d = 430, D ='660, H = 1000.*)

Das Volumen des Receiver inki. Rohrleitung kann gleich dem 0,6fachen Volumen des Niederdruckcylinders gewählt werden.

Häufig wendet man überhaupt keine Erweiterung an, als Volumen des Receivers dient dann die Uebergangsleitung.

Je grösser der Receiver, desto gl eichmässiger werden d e r Anfangsdruck im Ni ed e r d ruck cy lin d er sowie der Gegendruck imHochdruckcylinder ausfallen.

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Fig. 1657—1658. Receiver für Tandemmasdiine. d = 625 ; D = 1080; 11 = 1250 ; n = 56 **)

*) Z. d. V. d. Ing., 1890, Taf. 22. **> Z. d, V. d. Ing. 1888, Taf. 15. II a c d e r, Dampfmaschinen.

31

Kompoundmaschine.

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Fig. 1659-1660. Receiver I zur Dreifach-Expansionsmaschine. 200/380/520 X 70 Hub.*)

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Fig.r 1661—1662. Receiver II zur Dreifach-Expansionsmaschine. ,    200/330/520X700 Hub.*)

Fig. 1663. Receiver amerikanischer Konstruktion.**)

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^ c>)s d

Fig. 1664.

Zur Ausrüstung eines Keceivers gehören: Anschlüsse für Mano-Vakuummeter und Sicherheitsventil, letzteres soll bei einem gewissen Druck (0,3 bis 0,5 Atm. höher als in Tab. 21 u. 22, Seite 34 und 35, Spalte c) abblasen, um schädliche Drücke im Niederdruckcylinder zu vermeiden. Ferner muss vorhanden sein, wenn Heizung vorgesehen: Anschluss für Heizdampf und zum Ablassen des Kondensates, letztere für das Keceiver-innere und den Mantel. Dann ist noch ein Frischdampfanschluss anzuordnen, um beim Anlassen eventuell

*) Z. d. V. d. Ing. 1888, Taf. 44. '

**) s. Engineering 1891, S. 750.

etwas

3. Die Steuerung der Kompound-Maschine.

a) Hochdruckcylinder.

Betr. der Hochdrucksteuerung gilt dasselbe wie auf Seite 469 für Eincylindermaschinen gesagt. Wegen Ausführung und Berechnung beachte man die auf Seite 469 in der Tabelle angegebenen Quellen.

b) Niederdruckcylinder.

Man findet hier Ausführungen mit einfacher Schiebersteuerung (häufig Trick-Schieber) und Steuerungen mit von Hand verstellbarer Expansion. Letztere sind vorzuziehen, um gegebenen Falls die Füllung des Niederdruckcylinders der jeweiligen Maschinenleistung anpassen zu können, und zu starken Spannungsabfall oder Schleifenbildung im Diagramm am Ende der Expansion im Hochdruckcylinder zu vermeiden. Besonders bei solchen Maschinen, welche einer vorgesehenen späteren Ver-grösserung des Betriebes wegen anfänglich nur schwach belastet sind, hat man es bequem in der Hand, die zweckmässigste Füllung des Niederdruckcylinders bei veränderlicher Expansion einzustellen.

Des besseren Aussehens und der einheitlichen Bedienung wegen, ordnet man möglichst gleichartige Steuerungen an beiden Maschinenseiten an, also entweder beiderseitig Schieber- oder V entilsteuerung.

Bei einigen Ausführungen findet man am Niederdruckcylinder auch Corliss-Steuerung (s. Band „Steuerungen“ Seite223) angewandt.

Da bei mittleren Maschinen der Trick’sche Kanalschieber (s. auch Bd. „Steuerungen“ Seite 191) noch vielfach zur Anwendung gelangt, sei derselbe hier nochmals erwähnt in Verbindung mit Schieber- und Dampfdiagramm.

Das Aufzeichnen des Schieberdiagramms des Trick sehen Schiebers geschieht genau wie für den einfachen Schieber

sowie im Abstand a eine

(Fig. 1665), Ziehe im Abstand

31*

Parallele zu VeEx, mache (n) = n etc., so giebt der schraffierte Teil die Dampfverteilung für den Eintritt an.

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Fig. 1665. Sdiieberdiagramm der Kompoundmaschine.

Statt des hier [gewählten Müll ersehen Diagramms kann selbstverständlich auch das Ze un er sehe benutzt werden.

Die Reihenfolge der Kurbeln ist von Einfluss auf die Dampfverteilung in beiden Cylindern.

In Nachstehendem sei deshalb kurz angegeben, in welcher Weise die Füllung des Niederdruckcylinders Einfluss auf die Dampfverteilung im Hochdruckcylinder hat.

Kompound (zweikurbelig).

vorni

vf

Fig. 1666—1667.

N eilt (wie meist üblich) vor. Hintere Seite H arbeitet auf hintere Seite N.

Eilt die Niederdruckkurbel {wie meist üblich) um 90⁰ vor, so wird stets die Spitze und die Gegendrucklinie des Diagramms der vorderen {also Kurbelseite) des Hochdruckcylinders direkt beeinflusst durch entsprechende Veränderung der Füllung des Niederdruckcylinders auf der vorderen {[also Kurbelseite).

Eilt die Hochdruckkurbel um 90° vor, so wird stets die Spitze und die Gegendrucklinie des Diagramms der vorderen (also Kurbel-

vent

Fig. 1668—1669.

H eilt vor. Vordere Seite H arbeitet auf hintere Seite N.

Seite) des Hochdruckcylinders beeinflusst durch entsprechende Veränderung der Füllung des Niederdruckcylinders auf der hinteren Seite.

Kompoundmaschinen werden auch in stehender Anordnung ausgeführt. Näheres hierüber s. unter „Stehende Maschinen

*) Vergrössern der Füllung im Niederdruckcylinder ergiebt weniger Gegendruck im Hochdruckcylinder, Verkleinern der Füllung bedingt höhern Gegendruck. Es wird natürlich der Anfangsdruck im grossen Cylinder auch beeinflusst, so dass man durch zweckmässige Einstellung eine gute Arbeitsverteilung für beide Cylinder erreichen kann [s. Haeder’s Zeitschr. 1894, S 84].

2. Oie Tandemmaschine

(einkurbelige 2-fach Expansionsmaschine).

Von letzterer

Die Tandemmaschine (sprich Tändemmaschine) ist ebenfalls eine Kompoundmaschine (s. Seite 472 u. f.). unterscheidet sie sich jedoch dadurch, dass die Cylinder nicht nebeneinander, sondern hintereinander liegen (Fig. 1680, Seite 489). Dadurch erhält die Tandemmaschine nur einen Kurbelmechanismus.

Ausser den, auch für die Tandemmaschine zutreffenden,

auf Seite 472 erwähnten Vorteilen der Kompoundmaschine kommt hier noch das Vorhandensein eines einzigen Kurbel-mechanismus hinzu.

Die Preise

stellen sich kaum billiger als die der Kompoundmaschine, denn:

a)    Haupllager, Kurbelzapfen, Kreuzkopibolzen erhalten grössere Dimensionen, s. Tabelle 38, Seite 52,

b)    das Schwungrad wird schwerer als bei der Kompoundmaschine, s. Seite 246 und 250.

Betr. Gewichte und Preise beachte man Tab. 211, Seite 474.

Berechnung der Tandemmaschine.

1. Leistung.

Die Berechnung der Leistung erfolgt in derselben Weise wie auf Seite 475 u. f. für die Kompoundmaschine angegeben.

2. Der Dampfverbrauch Si.

Der Dampfverbrauch der Tandemmaschine ist gleich dem der Kompoundmaschine, s. Seite 477.

3. Die Details der Tandemmaschine.

Zuerst bestimmt man nach Tabelle 38 Seite 52:

Durchmesser des Hauptlagers, des Kurbelzapfens und des Kreuzkopfbolzens.

Nach Seite 51 lege man für Normalkonstruktionen immer 9 Vg Atm. abs. Eintrittsspannung zu Grunde.

Die gerechneten Zapfendimensionen werden entspr. abgerundet und dann nach Gleich. 17 b, 18 und 20 (Seite 42 bis 44) bestimmt:

Gestängedruck P— Qx (p — pr) -f Q (pr — p₀) für Kurbelzapfen und Kreuzkopfbolzen.

Haupt lag e r druck = 1,2 •/> für Hauptlager.

Die Prüfung für Hauptlager, Kurbelzapfen und Kreuzkopfbolzen in Bezug auf Heisslaufen und Festigkeit erfolgt nach den auf Seite 468 in Tab. 206 angegebenen Seiten für Eincylindermaschinen.

Auch Seite 162 u. 163 kann man beachten, diese Tabelle giebt die Dimensionen bei gegebenem Gestängedruck.

Der Rahmen muss besonders kräftig konstruiert und solide verankert werden, eine geeignete Konstruktion für Maschinen über 800 mm Kolbenhub zeigt Fig. 1684 und Tab. 215.

Für kleinere Maschinen ordne man den haibaufliegenden Rahmen Fig. 199—203, Seite 83, an.

Die Reihenfolge der Dampfcylinder ist verschiedenartig, man findet Ausführungen, bei denen der Hochdruckcylinder vorn und der Niederdruckcylinder hinten liegt und umgekehrt.

Ersterer Ausführung ist der Vorzug zu geben, da das Verbindungsstück so konstruiert wird (s. auch Fig. 1679, Seite 488), dass eine Demontage der Kolben erfolgen kann, ohne den hinteren Cylinder zu entfernen.

Liegt dagegen der Niederdruckcylinder vorn, so muss meistens die Kolbenstange aus zwei Stücken hergerichtet werden, um den Niederdruckkolben zwischen den Cylindern herausnehmen zu können, zuweilen eine recht umständliche und zeitraubende Arbeit.

Ein sehr wichtiger Konstruktionsteil ist demnach die Verbindung der beiden Cylinder unter sich.

Bei kleineren Maschinen (Lokomobilen) findet man wohl die Ausführung Fig. 1670. Man tröstet sich damit, dass die Undichtigkeit des Zwischendeckels inso- r fern keine grossen Verluste brin gt,    |

weil der Dampf im Niederdruck- I cylinder noch Arbeit verrichtet. —

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Man findet auch Ausfüh-

nach Fig. 1671—1678.

rungen

Fig. 1670.

Doch sind diese nicht zu em-

empfehlen. Das Dichthalten der

Flansche durch die steife Verbindung bringt häufig Schwierigkeiten, welche sich schwer beseitigen lassen.

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Fig. 1671—1674. Verbindungsstücke. Fig. 1675—1678.

Eine gute Ausführung ist in Fig. 1679 gezeichnet, hei welcher die Cylinderdeckel extra aufgeschraubt sind. Die hier

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Fig. 1679. Zwischenstück 2-teilig, damit es seitlich abgenommen weiden kann.

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angewandte Lagerung der Kolbenstange soll Schutz bieten gegen einseitiges Aus-schleissen der Stopfbüchse und des Cylinders. Lässt man jedoch nach Seite 176 den Kolben tragen, so dürfte die Lagerung der Kolbenstange zwecklos sein, vergl. auch Seite 192.

Betr. Ausführung des Receivers (Aufnehmer), welcher in die Uebergangsleitung vom Hoch- zum Niederdruckcylinder eingeschaltet wird, sei auf Seite 480—482 verwiesen.

Das Schwungrad erhält, wie schon erwähnt, ein grösseres Gewicht als dasjenige einer Kompoundmaschine gleicher Leistung. Berechnung und Ausführung s. Seite 235—287.

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Fig. 1680—1683. Tandemmaschine mit Kondensation. Z. d. V. d. Ing., 1885. Taf. 31.

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Fig 1688.

Damit der Kähmen dem Fundament eine grosse Auflagefläche bietet, sind, wie in Fig, 1688 angedeutet, nur die zum Stützen und Herausholen des Kernes erforderlichen Oeffnungen vorgesehen.

Als Vorbild für die allgemeine Form dieses Kähmens diente die Kiesselb ach’sche Ausführung (Z. d.V. d. Ing., 1890, Seite 935).

Fig. 1684-1687.

Kahmen.

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Tabelle 215. Rahmen für schwere Maschinen (Tandemmaschinen und Eincylinder mit kurzem Hub).

Maschine

d d fo 1° 'o o u w y

I I Ig° : ; 1    !

d D a b c e*) f g h i

420 270

12011801240

480 300

140 210 280

520 [330

620 [420

730 480

830 1540

930 1600

1030)660

160 2301300

180 280 370

200 320 420j

220 370 490

240 410 540

26014601600

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65

70

80

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700

770

860

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1160

1320

1480

1650

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COCO^OCOD-OCO

22

23

24

28

30

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45

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52

154

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OGO(MCOiOOÛO»a Ol (M CO CO    O O CO

GOOICO^OOO^O (NCOCO-?fiOiOCOl>

500 230 40

2000 500 600 1000

1100

450 250 465

450 700

800

530 250 45

2250 540 640 1130

1220

500 280 515

500 ! 770

006

560 270 50

620 310 60

1360 2500 580 680 1260

1620 3000 680 770 1500

1900 3500 780 850 1750 670 350 70

380 i 80

400 90

[420 100

2200 40001 880 930 12000 730

2400 4500 980 1000 2200 780

2700 5000 1100 1080 2400|850l

550 320 570

660 380 680

720 450 740

820 !500 840

920 550 950

1020 600 1050

550 850

700 [1050

800 1250

900 1400

1000 1550

1100 [1700

1000

1200

1400

1600

1800

2000

*) Maass e und x sind nur Annäherungswerte, die genauen Werte müssen bei der Konstruktion ermittelt werden.

Den zulässigen grössten Cylinderdurcbm. für Eincyl.-Masch. kann man an Hand der Tab. 35, S. 51, aus dem Lagerdurcbm. leicht bestimmen.

3. Die Steuerung der Tandemmaschinen.

Für die Steuerung beider Cylinder gilt dasselbe wie auf Seite 483—184 für Kompoundmaschinen Gesagte.

Die Dampf Verteilung im Niederdruck cylinder hat Einfluss auf den Verlauf der Gegendrucklinie im Hochdruckdiagramm. Es sei deshalb hier angegeben, wie von der Füllung des Nieder-druckcylinders die Dampfverteilung im Hochdruckcylinder abhängt.

Tandem (einkurbelig).

H Hochdruck, N Niederdruck, v vorn, h hinten.

{üf

vor n.    -

Fig. 1689—1690.

Hier arbeitet stets H vorn auf N hinten. Die Umdrehungsrichtung hat keinen Einfluss.

An Tandemmaschinen wird stets die Spitze und die Gegendrucklinie des Diagramms der vorderen (also Kurhelseite) des Hochdruck-cylinders direkt beeinflusst durch entsprechende Veränderung der Füllung des Niederdruckcylinders auf der hinteren Cylinderseite.*)

Volumendiagramm für Tandemmaschinen.

Woolfsche Maschine mit Receiver (vergl. Volumendiagramm für Kompoundmaschinen Seite 477 u. f.).

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Fig. 1691. Volumendiagramm für Tandemmaschinen.

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Fig. 1691a

*) S. Fusseote Seite 485.

Wegen der immer gleichgerichteten Kolbenbewegung in beiden Cylindern kann hier die Kurbelkreisabwickelung als geneigte, gerade Linie dargestellt werden.

Anzunehmen ist der Enddruck der Kompression des Hoch-druekcyJinders, also /',

f‘ d‘ Kompressionskurve (Konstruktion von A aus),

d* & Kompressionskurve (Konstruktion von B aus dl in Höhe),

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V2

w'c'6' gleicher Vorgang in beiden Cylindern p₂

6"c" Eintrittslinie im Niederdruckcylinder (wie in Figur übertragen),

von c"Expansion imNiederdruckcylinder (Konstruktion vonBaus).

Enddruck der Kompression kleiner als w‘ ergiebt Füllung hxn um das Stück (o) kleiner = Aa", Expansionslinie des Niederdruckcylinders liegt in diesem Falle etwas tiefer, weil ein Teil des Dampfes den schädlichen Raum ausfüllen muss.

¹

Yergl. auch „Hütte“ 1899.

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Fig. 1692.

Mit Spannungsabfall wird die Füllung im Niederdruckcylinder grösser = h₃iJ.

Zur Vervollständigung des Kapitels „Mehrfach-Expansionsmaschinen sei hier noch der ersten Maschinenart mit ungleichgrossen Dampfcylindern gedacht. Es ist dieses

3. die Woolfsche Maschine.

Die Woolfsche Maschine hat keinen Receiver, also ununterbrochene Expansion.

I. Beide Cylinder wirken auf eine Kurbel. Gleichgerichtete Kolbenwege (Fig. 1693).

3ZII

Der Kesseldampf tritt (Fig.1694) bei K in den kleinen Cylinder, entweicht bei A aus dem grossen Cylinder ins Freie oder in den Kondensator.

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Fig. 1698—1694. Gleichgerichtete Kolbenbewegung.

Die Wege, welche der Dampf passiert, sind durch Pfeile gekennzeichnet. Der Dampf geht von der einen Seite des Hochdruckcylinders nach der entgegengesetzten Seite des Niederdruckcylinders.

Der schädliche Raum des Niederdruckcylinders ist sehr gross.

II. Jeder Kolben wirkt auf je eine Kurbel, welch letztere um 180° versetzt sind. Ununterbrochene Expansion. Entgegengesetzt

gerichteter Kolb en weg    (Fig.

1695.)

Den Kesseldampf denke man sich hier bei K in den Hoch-

druckcylinder tretend, während der Austritt aus dem grossen Cylinder bei A stattfindet. Der Dampf geht von der einen Seite des Hochdruckcylinders nach derselben Seite des Niederdruckcylinders. Der schädliche Raum fällt hierbei kleiner aus, als unter I.

In beistehendem Diagramm (Fig. 1696) hat der Hoch-druck cylinder 0,4 und der N ie der d r u c k cyli n d e r 0,8 Füllung ; mit der A b s p er* rung des grossen Cylinders beginnt die Kompression im kleinen Cylinder. Der Druck hinter dem kleinen Kolben ist infolge Reibungs- und Kontraktionswiderständen stets etwas grösser, als vor dem grossen Kolben.

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Fig. 1695.

Entgegengesetzte Kolbenbewegung.

Fig. 1696. Diagramm.

Expansionssteuerung an Woolfschen Maschinen.

Es ist vorteilhaft, dem kleinen Cylinder variable vom Regulator beeinflusste Steuerung und dem grossen Cylinder eine von Hand verstellbare Expansion zu geben.

Die Woolfsche Maschine wird als Betriebsmaschine heute fast nie angewandt, weil dieselbe in der Herstellung nicht billiger als die Kompound- und Tandemmaschine ist, dagegen einen grösseren Dampfverbrauch aufweist.

4. Die Dreifach-Expansionsmaschine.

Die ökonomischen Vorteile, welche man mit der Kompoundmaschine gegenüber der Eincylindermaschine erzielte, trugen wesentlich zur Einführung der Dreifach -Expansionsmaschinen mit bei, schon deshalb, um hochgespannten Dampf von 10 bis 14 Atm. vorteilhaft auszunutzen.

Dreifach-Expansionsmaschinen werden ausgeführt bis zu den grössten Dimensionen in den verschiedenartigsten Zusammenstellungen.

Als Nachteil gegenüber der Kompoundmaschine könnte man die grössere Zahl der bewegten, als oder Abnutzung unterworfenen, Teile betrachten.

Ein allgemeines Bild einer Dreifach-Expansionsmaschine zeigt Fig. 1697, Seite 496.

Liegende Dreifach-Expansionsmaschinen werden meistens mit 2 Kurbelmechanismen ausgeführt, wie in Fig. 117 und 118, Seite 61 dargestellt.

Tab. 216. Dreifach-Expansionsmaschine, horizontal, 2kurblig.

Hub Hochdruck d = 265 MitUldr. dm = 400

Niederdr.

H — 700 800 900 1000 1100 1200130014001600 mm

für

p- 15

Hauptlager b = 180

Kurbelzapf.fo —    95

85

210 230 250 280 310 110 125 135 130 170 ICO 110 120 130 150

350 370 410 185 200 220 165 180 200

Touren n —

a.

1$.

Leistung

ï la Sil

85    82    80    78    76    73    69    65    62    p. Min.

Gew. Schwungrad. 2900 3600    4700    5700    6800 8400    10700    13000    17.00    kg

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Querschnitt A-B

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Querschnitt durch den kleinen Cylinder

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Grundriss

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Fig. 1697—1700. Z. d. V. d. Ing., 1888. Taf. 44.

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Berechnung der Dreifach-Expansionsmaschine.

1. Leistung.

a) Ueberschlagsrechnung.

Dreifach-Expansionsmaschinen ohne Kondensation werden seltener ausgeführt, es sei deshalb von einer Berechnung derselben abgesehen.

Um bei gegebener Leistung und Dampfspannung die Haupt-dimensionen zu ermitteln, verfahren wir folgendermaassen :

Aus der effektiven Leistung rechnen wir nach Gleich. 11,

Ne

Seite 28, die indiz. Leistung Ni =-, Wirkungsgrad tj nach

V

Tab. 11, Seite 28.

Wir wählen den mittleren K olbenüb erdruck (pm){ nach Tab. 25, Seite 38.*) Die vorläufige Kolbengeschwindigkeit nimmt man an nach Tab. 26, Seite 38 und ermittelt nach Gleich. 16 a, Seite 38, den Querschnitt des Niederdruckcylin-75 Ni

C • (pm)-

Wir wählen jetzt das Volum Verhältnis III : II nach Tab. 218**) und berechnen den Querschnitt des Mitteldruck-

cylinders zu

men wir den Querschnitt des Mitteldruckcylinders dm nnd ermitteln den Kolbenhub, indem wir vorläufig setzen (wie auf Seite 466) für horizontale Maschinen H = 1,7 bis 2* dm* Die Tourenzahl ergiebt sich dann nach Gleich, 3, Seite 23,

30-c zu n = —.

ders zu Q =

Aus diesem Querschnitt Q₁ bestim-

Der Querschnitt des Hochdruckcylinders wird, Volumver-

Q    A

woraus der

hältnis III :I aus Tab. 25, Seite 38,**) q Durchm. leicht bestimmt werden kann.

Die so gefundenen Werte werden entspr. abgerundet, indem man dieselben den Werten der Tab. 216 anpasst. Dann bestimmt

III : I

*)

Tabelle 217. Mittlerer Kolbenüberdruck (pm)i. Dampf druck . p —    10

Kondensat. (pm)i =    1,6

11    12    13    14    15 Atm.    abs.

1,8    2    2,2    2,4    2,7 Atm.

**)

Volum

verhält-

Dampfdruck p = II: 1 = III : I = 111 : IIr>o

nisse

Haeder, Dampfmaschinen,

Tabelle 218. Volumverhältnisse.

10    11    12    13    14    15    Atm.    abs.

32

man nochmals den mittleren Kolbenüberdrück aus der Gleichung

(pm)i =

Ib-Ni

0,99 •~-D²-c

4

Q = 0,99 ~ • D² ist nach Gleich. 10a, Seite 27, der wirksame Querschnitt des Niederdruckcylinders.

Dieses neue (pm)i kann von den Werten der Tab. 217 um 10% nach oben oder unten abweichen.

b) Genauere Bestimmung der Leistung einer gegebenen oder als vorhanden gedachten Dreifach-Expansionsmaschine.

Wirksame Kolbenfläche Q des Niederdruckcyl. in qcm nach Gleich. 10 a, Seite 27,-¹

mittl. Kolbengeschwindigkeit c in Mtr. pro Sek. nach Gleich. 9, Seite 27,

s"

si

Endspannung w“**) in Atm. abs. nach Tab. 25, Seite 38, die schädlichen ßäume s', s" und s'" vom Hoch-, Mittelund Niederdruckcylinder werden an Hand der etwa vorhandenen Zeichnungen von Dampfcylinder und Steuerung ermittelt, oder nach Tab. 9, Seite 25, geschätzt. Die schädl. Bäume s s" bezw. s'" bezieht man auf Hub = 1, d. h. für s bezw. s'" = 8°/o ist zu setzen s', s" bezw. s'" = 0,08, der ideelle schädliche Raum nach Gleich. 14, Seite 37, s'"

III : Ï

Verhältnis der Oylindervolumen II : I, III : I u. III: IT nach Tab. 25, Seite 38 und Tab. 218, Seite 497.

Man erhält dann aus Endspannung und Eintrittsspannung p in Atm. abs. nach Gleich. 15, Seite 25, die ideelle Füllung

si

Ul 1 + s{ hi = mt" —--

Aus hi und si ergiebt sich dann nach Tab. 8, Seite 24, der Spannungskoeffizient k} ferner nach Tab. 24, Seite 37, der Gegendruck und Arbeitsverlust p₀    17, und man

erhält nach Gleich. 16, Seite 37, als mittleren reduzierten Kolbenüb erdrück {pm)i = k-p — (p₀ -J- <j).

Seite 38, zu Ni =

Die indizierte Leistung bestimmt sich nun nach Gleich. 16a, Q • (pm){ • c

75

*)

Tabelle 219. Endspannung w'" für normale Leistung.

Dampfdruck    p = 10    lt 12    13    14    15 Atm. abs.

Kondensation =0,65    0,7    0,75    0,8    0,85    0,9    „    „

Richtiger jedoch ist es, wenn man mit Hülfe der Werte w'", p, III : I, II : I, s', s" und s'" das rankinisierte Dampf diagramm aufzeichnet, wobei man sich je nach Art der Steuerung mit Kompression und Voraustritt den Werten der Gleich. 2d, Seite 19, und Tab. 186, Seite 421 anpasst. Wie man beim Aufzeichnen des Diagramms verfährt, ist auf Seite 19 u. f. angegeben. Ferner kann auch festgestellt werden, wie sich die Gesamtleistung der Maschine auf die drei Cylinder verteilt. Für gleichmässigen Gang der Maschine und Beanspruchung der Kurbelwelle ist möglichst gleiche Verteilung der normalen Leistung von Vorteil.

Ueberschlagswerte für Füllungen, Aufnehmerdruck u. s. w. s. Seite 39.

2. Der Dampfverbrauch Si

pro indiz. PS. und Stunde setzt sich auch hier zusammen aus: nutzbarer Dampfverbrauch Sn und Dampfverluste Sv, also Si = Sn + $v • Sn kann man ermitteln aus dem gezeichneten Dampfdiagramm (nach Haeder, Indikator, III. Aufl., Seite 175), Sv muss man schätzen nach Tab. 34, Seite 41.

3. Das Volumendiagramm.*)

Allgemeine Erklärung und Zweck s. Seite 477.

In Flg. 1701, Seite 500, ist ein Volumendiagramm für eine Dreifach-Eypansionsmaschine mit 3 Kurbeln dargestellt. Reihenfolge der Kurbeln wie in Fig. 1701 angegeben. Verschiebung der Kurbelbewegungen entspr. den Kurbelstellungen zu einander.

In Flg. 1701 bedeutet:

Ex* b* Expansion im Hochdruckcyl., bl c* Kompression im Hochdrukcyl. und ersten Aufnehmer. Mariott’sche Linie s. S. 13, bezogen auf Punkt A. c‘ d' bezw. c" dil gemeinsamer Vorgang in beiden Cylindern (Hoch- und Mitteldruck). d‘ C‘ Kompression im Hochdruckcyl. und ersten Aufnehmer. C‘ f* a‘ Kompression und Voreintritt im Hochdruckcyl. Von d¹¹ ab Expansion im Mitteldruckcyl. allein.

In ähnlicher Weise verfolgt man das Zusammenarbeiten von Mittel- uud Niederdruekcyl, Hierbei ist jedoch zu beachten, dass die Absperrung des Austrittdampfes im Mitteldruckcyl, im Punkt C" erfolgt, die Absperrung der Admission im Nieder-

32*

*) Vergl. auch Hütte 1899, Seite 779.

druckcyl. aber erst in ditl. Von c'" bis </"' deshalb Expansion im Niederdrnckcyl« und zweiten Aufnehmer. (Mariott’sche Linie s. Seite 13 von Punkt B aus.)

Fig. 1701.

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Fig. 1702. Ermittelung der Mittel- und Niederdruckcyl. = Füllung bei Spannungsabfall, vergl. Seite 479 unten.

4.    Die Details der Dreifach-Expansionsmaschine.¹)

Zunächst bestimme man auch hier:

Durchmesser des Hauptlagers, des Kurbelzapfens und des Kreuzkopfbolzens.

Nach Seite 51 sollte man immer 15 Atm. abs. Eintrittsspannung zu Grunde legen, auch wenn die Maschine für niedrigeren Dampfdruck bestimmt ist. Auch schon deshalb, weil dann die einzelnen Details ohne weiteres für Eincylinder-, Kompound- und Dreifach-Expansionsmaschinen mit gleichem Hochdruck- bezw. Mitteldruckcylinder und Kolbenhub dieselben sind 'also Ersparnis an Modellkosten).

Vorteilhaft wählen wir die Zapfen nach Tab. 38, Seite 52, oder schon abgerundet nach Tab. 216, Seite 495, nnd bestimmen dann den Druck im toten Punkt (also Gestängedruck) nach Tab. 28, Seite 39, Reihe VI, Spalte b.

Die Prüfung für Hauptlager, Kurbelzapfen und Kreuzkopfbolzen in Bezug auf Festigkeit und Heisslaufen erfolgt nach den in Tab. 206, Seite 468 angegebenen Seiten für Eincylinder-maschinen.

Auch Seite 162 u. 163 kann man beachten, diese Tabelle giebt die Dimensionen bei gegebenem Gestängedruck.

Die Anordnung der Cylinder bei liegenden Dreifach-Expansionsmaschinen kann man aus Fig. 117—118, Seite 61, ersehen. Eine besondere Konstruktion (Görlitz) ist in Fig. 119, Seite 61, dargestellt.

Betr. Ausführung der Receiver (Aufnehmer) beachte man Seite 481 u. 482.

Eine geeignete Verbindung der hintereinander liegenden Cylinder zeigt Fig. 1679, Seite 488.

5.    Die Steuerung der Dreifach-Expansionsmaschine.

Für Hoch- und Niederdruck cylinder gilt dasselbe wie auf Seite 483 für Kompoundmaschine Gesagte.

Der Mitteldruckcylinder erhält eine ähnliche Steuerung wie der Niederdruckcylinder,

Die Füllungen der einzelnen Cylinder beeinflussen in ähnlicher Weise, wie bei der Kompoundmaschine Seite 485 angegeben , die Gegendrucklinie und die Spitze der Diagramme unter sich.

Eilt die Niederdruckkurbel der Kurbel der beiden anderen Cylinder nach, wird stets die Gegendrucklinie und die Spitze des Mittel-druckdiagramms der hinteren Cylinderseite beeinflusst durch ent-

iv rn.

Fig. 1703—1704. Horizontale Anordnung. Niederuckkurbel eilt nach.

sprechende Veränderung der Füllung auf der vorderen (also Kurhelseite) des Nieder-druckcylinders.

Betr. der Aenderung der Füllung im Mitteldruck-Cy-linder und deren Einfluss auf die Diagramme desHoch-druckeylinders beachte man Tandemmaschinen, Seite492.

In nachstehender Tabelle sind eine Anzahl ausgeführter Maschinen wiedergegeben. Die Angaben über Dampfverbrauch u. s. w. sind von den betreffenden Maschinenfabrikanten gemacht.

AusgefUhrte Dreifach-Expansionsmaschinen mit Kondensation.

Tabelle 220. (Horizontale Anordnung.)

n p Ni

(i)

Dampf Kes-pro Nj sel

gar. erm. qm

200 325 500 600 95    14    100 5,6 5,4

1    2,67 6,42    1,9

(275)

Erbauer

Empfänger

Pokorny & Elektr. Centr. Wittekind Hamburg

200 — 5,68 104 Maschinenf. (23Ö)__5,37____ AQS8burg

280 450 700 1000 70 11

1    2,7    6,5

250 380 570 800 85    13    200    6,5 6,1 119 Masch.-A.-G.

(äiä)    Nürnberg

1,4    2,3

Eigener

Werkbetrieb

280

2,4    5,4    i,4 JMÎ

400 600 700 85    15    225 6,5 6,1 150

2,1    4,8 “O

(407)

dito

C. Schlenk Roth a. S.

N. Wiederer Fürth

375

550 800 1000 70    11    240 6,0

2,3    4,9 i2ö 2,8

(Ü12)

Masch.-A.-G. K. Munitionsf. Görlitz

Spandau

275

380 600 760 iqq i₂ 250 6,2

(301)

2    5    1,3    2,5

186

G. Kuhn

B. Baruch Hechingen/

880 500 800 760 90    13    250    5,8 — 135

2,8    5,9    0,95    2,3

(222)

dito

L. Fink Kehl a. Rb.

300 450 750 900

1    2,25    6,2    1,2

360 550 880 1000

1    2,32    6

to | 05 CH ü,    **>

250 6,1

(*52)___

300 5,8

(210)

Theod. Wiedes P. Hoffmann Maschinen f. Lissitschanck

dito

Baumwollweb.

Mittweida

300 475 750 950 72 12,5 300 5,9 — 1    2,7    6,6 ~TJ~ 2,3

(300)

dito

Schneider & Zimmer Lissa i. P.

340 550 855 1000 70 11,5 330 5,9 5,6 —

1    2,3 6,8 i,n 2,3    (255)

Masch.-A.-G.

Görlitz

Hansamühle

Bremen

350 540 865 920 80    11    350    6    5,7 500

(243)

G. Kuhn

Hildebrand

Weinheim

350    5,5

(310)_

Masch.-A.-G.

Nürnberg

K. Gewehrf. Amberg

360 575 900 1100 70 11    400 6,0 —.

1    2,7    6,8 —T" 2,6

(447)

Masch.-A.-G. L. Löwe & Co Görlitz

Berlin

e I ^ b fe|hs ta

n p Ni Dampf Kes-/ Ni \ Pro Nj Wc)

sei

Erbauer

Empfänger

gar erm. qm

360 550 880 1000

1    2,32    6 ~ÏJT

82 12,5 400 5,8

2,7

0*0)

Theod. Wiedes Cementwerk Maschinenf. Lissitschanck

380 575 930 1000

1    2>3    ⁶ ~W

82    14    425 5,58 — 180

(257)

2,7

G. Kuhn.

Cementwerk

Allmendingen

475 750 1100 1050

1    2,6    5,7    o,95

70    11    450    6,0 5,45 —

(194)___

25

Gebr. Sulzer

Gr. Kinkindaer Dampfmühle

400 6 2 0 970 1200

1    2,7    6,5 T^r

380 610 950 1100

1    2,6    6,2 TÿT

70 12    500 5,6

(14») _

80 13    550 5,5

(2o6)

2,8

2,9

IßO Theod. Wiedes Gebr. Schüller Maschinenf. Venusberg

Masch.-A.-G.

Görlitz

Hoffmann

Neu^ersdorf

470 710 1150 1300

1    2,2    6    1,13

74    12    700 5,7 5,5 368

(316)

3,2

G. Kuhn

Baumw.-Spinn.

Eilermark

500 750 1200 1400

1    2,3    6,1 1,17

550 850 1250 1200

1    2,5 5,5    0,9ö

600 9 00 1350 1600

1    2,3    5,3    1,19

65    11    700 6,25 5,65 582 Maschinenf.

çàîû)____Augsburg

68    11    700    5,5 5,35 —

(316)_____

65    11    1000 5,5 5,27 —

(3U6)

Zwirnfabrik

Göggingen

2,7

3.5

Gebr. Sulzer

Haggenmacher

Budapest

dto.

Braunschw.

Flachsind.

500 740 1040 1100

1    2,2    4,4    1,06

105 13    1000 5,5

3,9

Masch.-A.-G. Allg. El.-Ges. Görlitz    Berlin

2X

700 1100 1150 1600 60    11    1500

l 2,48    5,4    1,39 3,2

(235)

Maschinenf.

Augsburg

Kammgarn

spinnerei

Augsburg

700 1100 1150 1600

1    2,48    5,4    1,39

72    12    1600

3,84

(196)

Maschinenf.

Augsburg

Ausstellung Paris 1900

2X

620 9 40 1400 1500

1    2,35    5,2 ~T&r

65    12    2000 5,7

3,25

(*66)

Crimmit-

— schauer Masch.-Fabrik

Spinnerei Gronau i. W.

Stehende Dreifach-Expansionsmaschinen

werden bis zu den grössten Dimensionen ausgeführt. Näheres hierüber s. unter „Stehende Maschinen“.

Eine besondere Ausführung von Dampfcylinder und Rahmen einer liegenden Dreifach-Expansionsmaschine von 120 PS. zeigen nachstehende Abbildungen.

Die Kurbelwelle ist gekröpft, der Rahmen sowohl als auch der Cylinder sind aus je einem Stück gegossen.

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j.

Cylinder für Dreifach-Expansionsmaschine.

Die hier gezeichnete direkte Schraubenstellung der Lager ist zwar billiger, aber nicht so gut als Keilstellung. /

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Rahmen für Dreifach-Expansionsmaschine, 500 Hub (Cylinder hierzu S. 125), siehe Zeitschrift des Vereins deutscher Ingenieure, 1888, S. 226.

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D. Die Schiffsmaschinen.

a) Kompoundmaschinen.

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Fig. 1707.

Fig. 1708.

Horizontale und schrägliegende Maschinen

finden bei den Raddampfern der Flussschiffahrt Anwendung, während die Seeschiffe mit Schrauben und stehenden Mehrfach-Expansionsmaschinen ausgerüstet sind. In Flq. 1705 ist die allgemeine Anordnung der Maschine für einen Raddampfer mit den üblichen Dimensionen gezeichnet«

Tabelle 221. Kompound-Schiffsmaschinen für Raddampfer

(1Flg. 1705—1108) für 7 Atm. Ueberdruck.

600

310

500

600

370

60U

800

460

800

1000

660

1000

1200

660

1400

760

1600 880

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2,5

2,5

2,5

1200 2,5

1400 2,5

1600 I 2,5

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40

2200

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500

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Blech

Well.

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Lager

Kurbel-

zapfen.

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150

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200

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60

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1800

1600

600

700

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145

220

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3400

1450

2000

750

850

300

200

170

240

130

220

15000

38

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82

80

210

350

5 00

700

4200

5000

6900

6800

1600

2400

920

1000

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10

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290

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260

28000

1700

1800

1900

2800

1100

1100 500

11

300

250

840 200

820

47000

8200

8600

1800

1500

1200 650

1800 800

12

18

350

300

400 240

380

70000

400

350

460 280

430

100000

Der Rahmen besteht aus einem gusseisernen U-förmigen Gerippe, auf welchem, wie in den Zeichnungen angedeutet, Bleche von 8 bis 13 mm festgenietet sind. (Häufig besteht der Rahmen nur aus Schmiedeeisen.)

Die Kurbelwelle* Das mit Kröpfung zum Antrieb der Luftpumpe versehene Mittelstück der Hauptachse darf mit den

Fig. 1709—1710. Kurbel für Maschine Seite 505.

Seitenachsen für die Raddampfer nicht starr befestigt sein (vergl. Fig. 1709),

Bei sehr gedrängt bauenden Maschinen wendet man auch sog.

Schleppkurbeln an.

In nachstehenden Figuren sind derartige Ausführungen dar

gestellt.

>.

Anordnung der Kurbeln. Massstab 1:18.

H bedeutet Hochdruck-, N Niederdruckkurbel.

vßruch einer Welle bei a s. Haeder, Kranke Dampfmaschine, II. Aufl., Seite 46.)

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Bruch durch a-b

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Mitte Niedendr

(D

525

Cylmd

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! Mitte Hochdr. Cyitnd

Kurbel undyZapfen sind aus einem Stück geschmiedet, in der Zeichnung also unrichtig angegeben.

(Bruch der Welle bei ab s. Haeders Zeitschrift 1894 No. 3.)

Steuerung. Hier findet man die meisten der in Band „Steuerung“ unter Umsteuerungen behandelten Systeme vertreten, am häufigsten die Stephensonsche Coulisse, welche bei kleinen Maschinen mittelst Handhebels, bei grossen wie in der Zeichnung angedeutet, mittelst Handrad und Schraubengang bethätigt wird.

Als Kondensationsraum wird häufig das gusseiserne Untergestell für das Hauptlager benutzt, Seite 505,

b) Stehende Kompound-Schiffsmaschine.

Stehende Schiffsmaschinen werden angeordnet für kleine und mittelgrosse Schraubendampfer für die Flussschiffahrt und für ganz grosse Schraubendampfer der Seeschiffahrt.

Betreffs der letzteren sei bemerkt, dass jetzt fast ausschliesslich Dreifach- und in einigen Fällen sogar Vierfach-Expansionsmaschinen ausgeführt werden.

Als gebräuchliche Dimensionen der stehenden Schiffsmaschine mag Tabelle 222 gelten.

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Fig. 1711.

Fig. 1712.

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Für stehende Maschinen s. Seite 544.

Tabelle 222. Kompound-Schiffsmaschinen für Schraubendampfer

{Fig. 1711—1712) für 6—7 Atm. Ueberdruck (mit Kondensation).

Gemeinschaftlicher Hub H 180 200 250 300 350 400 I 450

Durchm. d. Hochdruckcyl. d „    „ Niederdr.-Cyl. D

Umdrehungen pro Min. . n Kolbengeschwindigk. i. m c 8 normal¹) Ni Dimension .    .    .

170 200 235 270 310 370

260 245 230 1,7    2,0    2,3

25    40    70

750 950 1150 750 950 1150 240 300 420 500 500 625 750 87 140 175 210 25 260 320 390 450 1050 1300 1500 1800

„     /    200 250 320 380

Gewicht in kg .    .    . .G 800 1600 2800 4500

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180

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1850

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2500

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2,5

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2300

2300

1200

1800

420

780

3000

660

20000

c) Die Dreifach Expansionsmaschine.

Im Schiffsmaschinenbau wächst die Anwendung des Systems der dreistufigen Expansion mit jedem Jahre.

Die zur Verwendung kommenden Anordnungen der Drei-und Vierfach-Expansionsmaschinen lassen nach Otto H. Müller jun.²) vier Hauptarten erkennen.

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Fig. 1714.

Fig. 1713.

Fig. 1715.

1.    Fig. 1713. Die Maschine hat 2 Krummzapfen, die beiden ersten Cylinder sitzen übereinander. Diese Anordnung braucht wenig Breite und ist bequem für die Umgestaltung von Kompoundmaschinen. Ein besonderer Fall ist Fig. 1714, bei welchem II ringförmig und I angeordnet ist.

2.    Die Maschine besitzt 3 Krummzapfen unter je 120° verstellt. Diese Anordnung ist für Neubauten allgemein, da die Welle ausserordentlich gleichmässig auf Torsion beansprucht wird {Fig. 1715).

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Fig. 1718.

Fig. 1717.

Fig. 1716.

3.    Der Hochdruckcylinder wird halbiert und über II und III aufgestellt (Fig. 1716). Fig. 1717. Vierfach-Expansionsmaschine ; drei Hochdruckcylinder stehen über II, III und IV und je ein Cylinderpaar wirkt auf einen Krummzapfen.

4.    Eine nur für Vierfach-Expansionsmaschinen mögliche Anordnung ist in Fig. 1718 dargestellt und wird in neuerer Zeit mit Vorliebe beim Umbau der Kompoundmaschinen benutzt.

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Fig. 1719—1720. Dreifach-Expansionsmaschine. *)

Die Kaiseryacht „Hohenzollern“ hat zwei Stüde dieser Masdiinen: 910/1470/2350 mm Cylinderdurchmesser, 950 mm Hub, « = 110, i> = 12, w¹" =0,9.

Ni

Leistung einer Maschine N{ = 5000 PS, c = 3,5; —^335; Geschwindigkeit des Schiffes = 21 Knoten, s' = 22% ; s" = 16°/₀ ;>,ł< = 14%; P*r = 5, y V ^ 2 Atm-abs-*) Zeitsdir. d. Ver. deutsdi. Ing., 1895, Nr. 18.

Die Maschine ist mit Kolbensteuerung ausgerüstet, bemerkenswert sind noch die Uebergangsleitungen, welche, wie aus dem Grundriss ersichtlich, mit Stopf büchsen durchgebildet sind.

Was nun die zulässige Tourenzahl anbelangt, so ist dieselbe bei den Niederdruckcylindern von stehenden Schiffsmaschinen eine viel grössere, als in Tabelle 195 auf Seite 454 angegeben. Dieses wird erreicht durch Verringerung der Gewichte der hin-

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Fig. 1721. Dreifach-Expansionsmaschine.

und hergehenden Massen. Die Kolben (vergl. Fig. 1721) sind geschmiedetem Stahlguss, alle Kolben- und Schubstangen, sowie alle Zapfen sind der Länge nach weit ausgebohrt. Es ergeben sich als mittlere Werte (nach Radinger) : für

aus

Hochdruck

Mitteldruck Niederdruck

0,18

0,10

0,06 kg

f-l ”

0,45

0,20

0,12 kg

Tabelle 223. Für den Entwurf von stehenden 3 kurbl. Dreifach-Expansionsmasch. mit Kond. für ca. ll Atm. Ueberdruck.

Gemeinschaft. Hub .    . H

Hochdr.-Cyl. d Mitteldr.- „ Niederdr.- „ Hauptlager b Kurbelzapf, b Kreuzkopfb.b

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Kolbeng. .    . c

p = 12;**) Ni Dampfverbr. kg

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550

700

800

900

1000

1100

1200

1300

Il II II II o I-

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100

100

60

200

2,7

210

560 750 930 1100 900 1200 1500 1800

1300

2100

1475

2400

10751200 16501850 27003000

150

150

80

150

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240

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105

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1250

6,6

270

270

160

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2,8

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3450

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410

220

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4500

6,1

460

460

240

70

5600

6,0

Obiger Tabelle 223 sind die für 12 Atm. Ueberdruck am gebräuchlichsten und eingeftihrtesten Cylin-derverhältnisse zu Grunde gelegt, und kann der Dampfverbrauch 10 °/₀ geringer angenommen werden, wenn man die Leistung 25% niedriger ansetzt, d. h. wenn die Expansion möglichst hoch getrieben wird.

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Fig. 1722.

Werden die Maschinen nach Fig. 1721 gebaut, so zeigt Fig. 1722 die Reihenfolge der Kurbeln; damit beim Vorwärtsgang die Dampfmenge, mit welcher die obere Seite des Hoch druck cyli nder s beschickt wird, ebenfalls in der oberen Seite des folgenden Cylinders wirken muss; der Dampf also in der kürzesten Zeit (ohne Aufstauung) seine Arbeit in der Maschine verrichtet.***)

E. Die Corliss-Maschine.

Der moderne Dampfmaschinenbau datiert eigentlich seit dem Bekanntwerden der Corliss-Maschine, die sich durch zweck-

*) Beachte Abschnitt Massenwirkung.

**) Wenn beliebt, diese Normalleistung 20°/₀ höher ansetzen.

***) Zeitschr. d. Ver. deutsch. Ing., 1886, Nr. 24.

massige Konstruktion, gute Ausführung, grosse Gleichmässigkeit des Ganges und geringen Kohl en-verbrauch vor den bis dahin gebrauchten Maschinen auszeichneto und deren Einflüsse sich in den meisten jetzt gebauten Maschinen leicht nachweisen lassen.

Die Vorzüge der Corliss-Maschinen liegen in den kleinen schädlichen Räum en bei reichlichen Kanalquerschnitten, der verhältnismässig einfachen Konstruktion mit einer geringen Anzahl Gelenken und den grossen Wegen, die die Gelenke machen, daher von Abnützungen weniger beeinflusst werden wie jene Steuerungen mit kleinen Hüben. Ferner die leichte R egulier fäh igk eit, die durch die kleine Dampfmenge im schädlichen Raume bedingt ist. Ausserdem wird bei Corliss-Maschinen die Kompressionsarbeit bedeutend geringer wie bei anderen Maschinen mit grösseren schädlichen Räumen, wodurch die Abmessungen bei gleichen Füllungen kleiner werden. Die Gleichsetzung des Expansions- und Kompressionsanfanges auf beiden Cylinderseiten lässt sich für die meist gebrauchten Füllungen ziemlich leicht erreichen, Und etwaige Ungleichheiten durch einseitige Ausnützung der Gelenke leicht berichtigen.

Die Beeinflussung vom Regulator ist bei Corliss-Maschinen am leichtesten durchzuführen.

Als Nachteil (der jedoch auch von den Ventilmaschinen ge-teil wird) betrachtet man die Beschränkung der Tourenzahl, die bei etwa 100 Umdrehungen ihre Grenze findet. Ferner die Beschränkung der Füllung trotz Drosseln des Luftpuffers bei etwa 60 °/₀, die aber bei den neuen Konstruktionen von Dörfel, Wheelock, Frickart, Farkort etc. auf Kosten der Einfachheit behoben wurde. Der Vorwurf, dass die Hähne nicht gut nachzudichten seien, ist belanglos, da eine solche Notwendigkeit selten vorkommt.

Wegen ihrer Einfachheit und billigen Herstellung

sind die Corliss-Maschinen in Amerika sowie in England herrschend und trotz Konkurrenz und Mode behaupten sie am Festlande bei grösseren Anlagen gegen die Ventilmaschinen das Feld, und werden gewiss noch mehr in Gebrauch kommen, wenn sich die Werkstättentechnik besser ausbildet, wozu die Anwendung von Bohrbänken, auf welchen sich die Hahnachsen und die Cylinder zugleich genau ausbohren lassen, den Weg ebnet. Naturgemäss kann die Corliss-Steuerung an Eincylinder-, Kompound- und Dr ei f ach-Expansions-

Zwilling s-maschineu ange wendet werden.

Ausführung der Steuerungen s. Band Steuerungen.

33

Haeder, Dampfmaschinen.

F. Kolonialmaschine.

Unter dem Namen Kolonialmaschine werden in England Maschinen in den Handel gebracht, die hauptsächlich für überseeische Länder bestimmt sind und wegen des bequemeren Transportes in einzelne Theile zerlegt werden können, deren Gewicht 300 kg nicht übersteigt.

Einesteils ist die Zerlegung für die Aufstauung in den Schiffen bequem, anderseits die Gefahr des Bruches vermindert und das Aus- und Einladen, sowie die Verfrachtung auf Wagen erleichtert*

Die Rahmen sind, um an Transportkosten zu sparen, aus T oder j Trägern hergestellt, worauf Cylinder, Geradführungen und Kurbellager geschraubt werden. Ist Kondensation-vorgesehen, so wird ein Träger verlängert (gewöhnlich jener der Niederdruckseite bei Kompoundmaschinen), um den horizontalen Kondensator aufzunehmen.

Die Steuerung ist meist eine vom Regulator beeinflusste Coulissen- oder R i d e r-Steuerung und die Kurbelachse wüe bei Lokomobilen gekröpft. Die C y linderm odell e gleichen immer den Lokomobilcylindermodellen derselben Fabriken, desgleichen die Kurbellager und Gradführungen.

Bezüglich des Versandes sei noch bemerkt, dass alle Teile in starken mit Eisenbändern beschlagenen Kisten sicher zu verpacken sind. Die Kisten haben ausserdem Seilösen zu erhalten, um die Krahnenhaken leicht durchziehen zu können und der Mannschaft als Handhabe zu dienen, Alle Teile sind mit grossen tiefgeschlagenen Nummern zu zeichnen, die vorteilhaft noch mit Farbe umringelt werden. Auf den Kisten soll der Inhalt klar und deutlich angemerkt, womöglich durch eine roh gemalte Skizze kenntlich gemacht sein um das rechtzeitige Zustreifen der bei der Montierung nötigen Kisten sicher zu stellen*

Die zuvor angegebenen Bemerkungen gelten ganz allgemein und sind gerade dort von sehr grossem Nutzen, wo die Aufstellung von fremden Arbeitern erfolgt. Bei allen Exportgeschäften ist zu bedenken, dass nicht nur auf genaue Arbeit, sondern auch auf gute V erpackung zu sehen ist. Mit Recht bemerkt eine ausländische Importfirma: „Die Maschinen werden weniger nach der Ausführung als nach dem Zustande ihres Eintreffens beurteilt.“

Es ist selbstverständlich, dass keine einzige Schraube zur Maschine fehlen darf, das Dichtungs- und Packungsmaterial muss beigepackt werden, und wenn möglich, ist noch

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Fig. 1723-1726. Kolonialmaschine, 230/355X405, n = 135, 1:60.

etwas mehr als Reserve vom letzteren zuzugeben, um Betriebsstörungen durch Verderben eines Asbestringes oder einer Luftpumpenklappe etc. zu verhüten.

G. Förderdampfmaschmen.

Je nachdem die Dampfmaschine direkt oder durch Vermittlung eines Vorgeleges angreift, unterscheidet man :

Fördermaschinen, bei welchen die Kurbelachse zugleich Fördertrommelachse und

Dampfhaspei, bei welchen Kurbel- und Fördertrommelachse durch Zahnräder verbunden sind.

Fig. 1727. Fördermaschine.

Fig. 1723. Dampfhaspel.

Bezüglich der Anordnung der Fördermaschinen ist noch zu bemerken, dass man in Deutschland meistens liegende, dagegen in England stehende Maschinen baut und diese fast ausnahmslos als Zwilling ausführt, einesteils, um dieselbe in jeder Stellung anspringen lassen zu können, anderenteils, um das schwere Schwungrad, welches beim Bremsen der Maschine lästig ist, zu vermeiden.

Um den Maschinisten die jeweilige Stellung des Förderkorbes vor Augen zu führen, findet man kleine geometrisch ähnliche Fördertrommeln durch Zahnräder mit der Maschinenwelle verbunden, die kleine Förderschalen auf heben und so die Bewegungen im verjüngten Maassstabe darstellen ;

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Fig. 1729—1736. Bremsenanordnungen, ausserdem ist eine Signalvorrichtung, die aus einer von der Maschinenachse bewegten Schraube und einer in einem Schlitze verschiebbaren Mutter besteht, angeordnet, welche bei gewissen Korbstellungen eine Glocke zum Ertönen bringt, um die Aufmerksamkeit des Maschinisten auf die Einfahrt zu lenken.

vor-

Zur Feststellung des Förderkorbes sind kräftige Bremsen angeordnet, welche direkt durch den Maschinisten oder indirekt vermittelst Dampf oder Gewichten hethätigt werden.

Zum Festhalten der Förderschalen für eine längere Zeit haben sich Gewichtsbremsen besser bewährt als Dampfbremsen, man findet auch Gewichts- und Dampf bremsen kombiniert (Fig. 1729 bis 1736).

Die Seile für die Förderanlage sind nun meistens Stahlseile und heissen nach den Querschnittsformen : runde oder flache Seile. Bei grossen Teufen hat man früher oft verjüngte Seile gebraucht; doch ist man durch die Einführung der festen Stahldrahtseile in neuerer Zeit davon abgegangen.

Die Fördertrommeln für runde Seile haben entweder cylindrische oder kegelförmige Foim (mit Erzeugenden bis 30° Neigung) oder auch (seltener) Spiraltrommeln, deren Mantel Spiralen trägt, in welche sich das Seil einlegt.

Bei Flachseilen muss das Seil sich aufeinander wickeln (seitliche Ablenkungen sind unstatthaft), und die zu den Flachseilen gehörenden Trommeln nennt man Bobinen.

wä

3=>

Fig. 1737.

Cylindrische Konische Spiral- Bobine Trommel. Trommel, trommel.

1738.

1739.

1740.

Bei grossen Teufen kann es bei cylindrischen Trommeln kommen, dass das Gewicht der leeren Förderschale nebst Seil in gewissen Stellungen grösser wird, als das Gewicht der beladenen Förderschale und Seil. Dieses ist unter allen Umständen zu vermeiden und ein möglichst gleicher Widerstand ist trotz der häufig angewendeten Expansion erwünscht, auch durch Ausgleich Vorrichtungen erreicht (an-gehängte Seile, Ketten oder geeignet konstruierte Förder-trominel-n).

Seil-, Fördertrommel- und Scheibenabmessungen.

Die Seile werden auf Biegung und Zug beansprucht. Die rechnerische Bestimmung der Biegungsbeanspiuchung ist wegen der schraubenförmigen Form der Drähte ungenau, doch ist aus der .Rechnung zu ersehen und von der Praxis bestätigt, dass die Seilscheiben in einem gewissen Verhältnisse zum Seildurchmesser stehen müssen. Gewöhnlich wird gefordert, dass die Scheibendurchmesser mindestens:

Tab. 223a.

100    „

60    „

80 mal den Durchmesser bei Drahttauen „ Drahtseilen „ Hanfseilen

haben sollen.

Werden die gegebenen Verhältnisse nicht überschritten, dann kann man die Seile mit höchstens fünffacher Sicherheit beanspruchen. Es sei

K die Bruchbelastung des Seiles, bezogen auf k die Zerreis sfestigkeit des Drahtes in kg/qcm, so ist das Gewicht des laufenden Meter Seiles

(353 a)

Ar = 5500 kg für Schmiedeeisen- und 12000—18000 kg für Gussstahldraht ; bedeutet ferner

t die Teufen tiefe in Meter,

G die Belastung des Seiles in Kilogramm, so ist die Tragfähigkeit desselben, bei z fâcher Sicherheit, durch z (G t m) = K — k³m ausgedrückt und das Gewicht des laufenden Meter Seiles bei der Belastung G und der Teufe t

k—zt k

--1

(353)

welcher Wert den beschaffbaren Seilen angepasst werden soll.

Gewichte und Bruchbelastung der Drahtseile.

Tabelle 225.

Tabelle 224.

U eberschlagswerte.³)

Kunde Seile

Flache Seile

Seil

durchmesser

b Gewicht des ö lfd. m Seiles

K Bruchbelastung

Eisen

Tc = 5500 kg

Gussstahl Tc = 12000 kg

Dicke

mal

Breite

Gewicht des lfd. m Seiles

K Bruchbelastung

Eisen

Tc — 5500 kg

Gussstahl Tc = 12000 kg

W tO tO tC M m “ h m

oœcî^tcoGooîü’^o:

'S O -1 k> © 00 “-3 g g

3000

6500

3500

4000

4500

5500

6500

7700

9300

11000

14000

16500

7600

8700

9800

12000

14000

16000

20000

24000

27500

36000

9x38 10x44 11X46 12x51 13X55 14x60 15x64 16x68 17 ^ 72 18x78 20x82

5200

6200

6700

8300

10000

11500

13500

15600

17500

19800

22000

11200

13500

14600

18000

22000

25000

29000

34000

38000

43000

48000

Beispiel: Für eine Teufe von 500 Mtr. sei ein Stahl drahtband mit sechsfacher Sicherheit zu bestimmen, wobei eine Belastung von 1800 kg am Seiltrume und eine Zugfestigkeit = 12000 kg vorausgesetzt ist, das Seilgewicht pro laufendes Meter nach Gleich. 353:

1800

12000

^ 1,2.

500

Aus Tabelle 225 ist das Gewicht eines passenden Flachseiles 1,2 kg mit einer Bruchbelastung 13500 kg, die Sicherheit ergiebt sich zu

13500

~ 5,6.

1800 + 500 • 1,2

Wäre ein rundes Seil gefordert, so würde sich nach Tabelle 224 20 Durchmesser mit 1,2 Gewicht pro laufendes Meter und eine Bruchbelastung von 14000 kg, also der Sicherheitsgrad

14000

1800 4- 500-1,2

5,8 ergeben.

Seilgewichtsausgleichung.

Die Bestimmung der Neigung einer konischen Trommel wird in folgender Weise durchgeführt.

Es bedeute:

t die Teufentiefe in Meter,

R den grossen Trommelradius in Meter, r    „    kleinen    „    «

q    „    mittleren „    „    „

G das Gewicht der beladenen Förderschale in Kilogramm, g „ Gewicht der leeren Förderschale in Kilogramm,

S „ Seilgewicht in Kilogramm.

Aus Fig. 1741—1743 ergiebt sich das Moment in der gleichen Höhe der Schalen M₀ — G-q — <jrg = (G—g) q .    . (354)

dann aus den anderen Figuren

Ml = (G+ S) r— g-R    .    .(355)

M₂ = G-R-(g +    S)    r    .    .    .(356)

Da die Momente gleich sein sollen, so muss noch sein {G -f- S) r — g-R= GR-{g -f S) r

.n

'I3

tig. 1741-1743.

woraus

y⁼(¹⁺/+S) • •

.    . (357)

f olglich

Ausserdem ist noch aus M₀ =    — Af₂, 2 M₀ =    -j- M₂

2 (G-g) Q = (G-g)-(R+ r)

Man bestimmt zuerst die Seilstärke nach Gleich. 353, Tab. 224 (Gussstahl), wählt r nach Tab. 223 a und berechnet nach Gl. 357 das R, wie im Beispiel Seite 521 erklärt, ferner q nach Gl. 358.

Die Anzahl u Windungen auf der Trommel bestimmt sich aus

.    .    (361)

u = —-- . .

2 Jt-Q

Die Neigung der Erzeugenden bei kegelförmigen Trommeln soll 30° nicht überschreiten, im anderen Falle sind Spiraltrommeln zu verwenden, welche Neigungen bis zu ca. 60° zulassen.

Fig. 1744—1745.

Andernfalls muss man auf die Ausgleichung verzichten und sich mit dem Entfallen der negativen Arbeit begnügen.

Für Bobinen bei der Seildicke A ist

R — r = u-A = A . .

2 Jl'Q

Setzt man noch die Werte für R und r in die Gleich. (312) ein, so erhält man

.    . (362)

q =* 0,282

i/

-t-A . . .    . (363)

Ergiebt sich R oder r unannehmbar, dann muss, wie bei Kegeltrommeln angegeben, verfahren werden.

Bei der Berechnung der Dampfmaschine ist noch zu berücksichtigen, dass unter Umständen die leere Schale unten aufsitzt und sich das Maximalmoment dann zu

Ms = G-R—Sr

(364)

ergeben kann und das statische Moment der Maschine muss grösser sein, als jenes des Widerstandes.

Die Tourenzahl der Dampfmaschine ergiebt sich aus der noch zulässigen Fördergeschwindigkeit, die bei

freihängender Tonne 1—1,5 Mtr. pro Sekunde, bei geführtem Gestelle bis 13 Mtr., im Mittel 5—10 Mtr.,

Personenförderung nicht über 4 Mtr. beträgt.

Zur Berechnung der Widerstände bei Förderanlagen

sind Formeln empfohlen worden, die jedoch ebenso rohe Annäherungswerte, wie die Koeffizienten ergeben.

Nach von Reiche ist das mittlere Moment der bei saigernen Schächten auftretenden Widerstände:

A7₄ = 0,4 (G + g + 5) q + 0,122 A - k².ö .    . . (365)

und für tonnlägige Schächte

Af₄ = q [0,05 {G + g + S) sin a + 0,05 S cos a + 0,012 g cos « +

0,122 A V²}

(366)

nach Hrabak ist bei grösseren Fördergeschwindigkeiten

Af₄ = 0,05 (<? + $r + 5) 0 + 0,6 A V* • q . . . (367) worin >ï die der Bewegungsrichtung entgegenstehende Fläche in Quadratmeter bedeutet.

Es ist dann aus dem Momente für Förderwiderstände (Mq + Af₄) die effektive Leistung der Dampfmaschine zu berechnen, was mit Hülfe der Tab. 11 — 13, Seite 28, geschehen kann. Bei tonnlägigen Schächten ist an Stelle von G zu setzen Gx = G sin a „ g₁ = g sin a s „    „ S₁ — S sin «

wodurch sich die Momente Af₀, Mv Af₂ und Af₃ ergeben.

Aus dem statischen Momente Af kann die Arbeit leicht berechnet

werden, da

P-2 R • 7i ‘n

2 Af- Jl */7

60

60

ist und AZ =

2 ALn-fl

60-75

.    . (368)

Die Leistung einer Dampfmaschine ist aber

Q-n-2H

n ' 75^60" Pm== 1' ~1T ' 75- 60 'Pm ' ■

D² n 2n-H

. . (369)

a* D

Setzt man noch Af = Af₀ + Af₄, so erhält man bei // = t--(weil H in Mtr.)

und

2    a0³

T ^ TOÖ ⁼    für Zwillings- ^

³/1jK₀ + Af₄)l*

• 100

mascliinen. /

(370)

rj* pm

n

worin a das Verhältnis — bedeutet.

Beispiel: Für die Teufe von 500 Mtr. ist für die Nutzlast 1C00 kg und dem Schalen- und Wagenge wicht = 800 kg eine Förderanlage zu berechnen. Die Zerreissfestigkeit der Drähte sei mit 12000 kg pro Quadratcentimeter angenommen, eine 7—8fache Sicherheit gefordert. Der zur Verfügung stehende Dampfdruck sei 6 Atm. abs., Förderschale 2,5 qm.

a) Rundseil mit cylindrischer Trommel.

<7 = 800, G = 1800, A =2,5 qm, vmax. =8 Mtr., r = l,8 Mtr.

Aus der Tab. v. Felten &öuilleaume gewählt m = 1,85 ⁼ Durchmesser der Seiles 26 mm bei 2 mm Drahtdicke. Die Sicherheit ergiebt sich zu 7,8

1800

12000

~8~

— 500

üf₀+ M₄ =1509

S = 500 • 1,85 = 925 kg M₀ = [1800 — 80o] 1,30 =1300

= [1800 + 925 — 800] 1,80 = 2500 M₀ - [1800 - 800 - 925] 1,30 = 98 A/₃ =[ 1800 - 925] 1,30 = 1138 M, = [(18(0 + 800 + 925). 0.04 +0,122 • 2,5 • 8^] 1,30^ 209.

Für ß€-^2 ist bei q — 0,75 und pm = 2,2.

2) —³ / 1509 . 100 ^ 45^ wofür 45 cm gesetzt werden mag.

\J 2,2.0,75

Das grösste Moment ist ikfj, es muss noch untersucht werden, welche Cylinderabmessungen die Zwillingsmaschine haben müsste bei lh + Ä/4, wenn ein Kolben im Totpunkte steht.

Setzt man noch p-_p0⁴) ~ 4,4 Atm. wegen des sich ergebenden Verlustes, so muss noch sein, wenn der Cylinderdurchmesser beibehalten wird :

1590 . 4,4 • y £ = ²⁵⁰⁰ + ²⁰⁹

[2500+209]. 2 1590 [4,4 • 0,75] ~

Die Umdrehungszahl der Maschine ist :

60. 8 2 . tt-1,3

Die Anzahl der Windungen auf der Trommel w =

1;03 Mtr.

rvj 58,5.

500

71.2 • 1,3

61,2

b) Konische Trommel.

r mit 1,3 angenommen ergiebt nach Formel (357)

*-«( i+

2 • 925

1800+800 1,300+2,18 _|(yj Q- 2    ’⁷⁴

2,18

Anzahl der Windungen u —

500

2-7t-l,74

oo45,8

Seitenlange der Trommel l = 45,8 - 0,026    1,19.

Neigung der Erzeugenden des Kegels vergl. Fig. 1746 R — r

ksiltOL

2,18 - 1,3

--oo0,74 = sin 48°

l,ly    ---f-----yl

also für eine konische Trommel unzulässig. £sinoL \

Um die kostspielige Spiraltrommel zu sparen, ^ soll auf vollkommene Ausgleichung des Seil    Jp

gewichtes verzichtet werden, unda=30° ohne Rücksicht aut die Momente M₀₎ Mx, M₂ gewählt werden.

sin OL =

Fig. 1746.

Jl

Q — 1,74 beibehalten giebt

r =Q— sin a = 1,74— -~⁹ • 0,5 ~ 1,44

R=Q -]—2~ sin fl = 1,74 -|--~ • 0,5 -v 2,04.

M₀ = [1800 - 800] 1,74=1740 Mx = [1800 + 925] 1,74 — 800 - 2,04 = 2292 = 1800 • 2,C4 — [800+925] 1,44 =1188 i>/₃ = 1800 • 2,04 - 925 • 1,44 = 2340 Ma =[0,04 (1800+ 800+ 925) - 0,122 • 2,5.8⁴] 1,74 ~ 214.

Die Dampfmaschine berechnet sich wie zuvor /1954 . 10Ö D 2,2.0,75 oder Dampfcylinder 500 Durchmesser, 1000 Hub.

«■'o 50 cm

Zur Nachrechnung des grössten Momentes diene wieder

Mx + M₄ = 0,75 ( 1925 • 4,4 ~ )

'—0,8

2506.2

1925 • 0,75.4,4

also in allen Fällen mit 1 Mtr. genügend.

c) Flachseil mit Bobine.

Die Bestimmung des Seilgewichtes für den laufenden Meter erfolgt wie zuvor, und ist das zunächst liegende m = 1,9, entsprechend einem Flachseile von 13 *55 mm mit 168 Drähten von 1,2 Durchmesser,

G = 1800, g = 800, S = 500 • 1,9 = 950,

Nach Formel (363) ist

Q = 0,2S2\J

1800-4-800 + 950

950

• 500 • 0,013 ^ 1,39

R = 1,39^1 +

950

1800 + 800 + 950

r — 1,39^ 1 —

950

18(0 + 800 + 950

)    1,77

) 1,02

500 • 0,013 r— 2 7T • 1,39

da r> 50-0,013 =0,65, so ist die Berechnung anwendbar M₀ = Mx    =[1800—8C0J 1,39    1390

M₃ = 1800- 1,77 — 950 • 1,02    2220

M₄ [0,04 (18C0+ 800 + 950)+0,122 • 2,5 • 8*] . 1,39 «^225.

= 0,735

Es ist daher unter gleichen Voraussetzungen

1H15 • 100

2,2 • 0,75

oo46,2, wofür eine Maschine mit 475 Cylinderdurchmesser

und 900 Hub angenommen werden soll.

Die Nachrechnung für das Moment Mz + ergiebt bei D = 475.

2445. 2 1740-4,4.0,75 drehungszahl n =

«>o65.

0,85, 0,90 Hub daher vollständig genügend. Die Um-60-8 2 n -1,39

Man kann auch aus den Momenten Mx — Af₃ ohne Zuhülfe-nahme von Af₄ die D ampf cylinder berechnen, wenn man an

Stelle von Af+Af₄ und den^-fachen Wert von M einführt, dabei rj p,n = pm setzt. Der Wert rj* drückt dann den ganzen Wirkungsgrad der Förderanlage aus und ist zwischen 0,4—0,6.

Die Berechnung der Bremse erfolgt in derselben Weise wie bei Hebewerken, der Achse auf Biegung und Verdrehung (zusammengesetzte Festigkeit)

Bei Dampfhaspeln ist noch die Vorgelegereibung mit etwa 15°/0 zu berücksichtigen.

».

Dampfverbrauch.

Durch die zwischen jeder Förderung bedingten Stillstände und durch die lange Rohrleitung entstehen bedeutende Kondensationsverluste, weshalb die Fördermaschinen mehr Dampf benötigen als andere.

Nach Hrabak ist: S'

= 2,5^ 1,5 +

-f- S, wenn .    (371)

S' den Dampfverbrauch der Fördermaschine,

einer gleichwertigen Dampfmaschine,

Z Dauer des Aufzuges, «

„ Stürzens bedeuten.

Steuerung der Fördermaschinen.

Für die Fördermaschinen sind alle bereits behandelten Steuerungen anwendbar, am meisten verbreitet sind Coulissen-steuerung und Ventilsteuerung mit unrunden Scheiben (s. Band Steuerungen).

L-V

fvi

Fig. 1747—1748. Ventilsteuerung einer Fördermaschine von der Société anon. de Marcinelle et Couillet nach Lelong.*)

Ein kleiner 6 PS. - Förderhaspel für 450 kg Last, 150 Mtr. Teufentiefe, 1 Mtr. Seilgeschwindigkeit, Kessel 10,3 qm Heizfläche, 7 Atm., Cylinderdurchmesser == 215, Hub = 300, Zahnräder z= 11, Zrr^lOl, t — 4b, b— 105; Gewicht 6000 kg, wie solche ähnlich von F. Siegel, Schönebeck, für den Export angefertigt werden, ist in Fig. 1749—1750 dargestellt.

*) Zeitschr. d. Ver. deutsch, fng., 1890, S. 1018.

ßi

Ii

-610

HEE-

tT

Cf

6*==

ri

390--

Isb

-tó-J

880

Fig. 1749—1750. Förderhaspel 6 PS. 1 :45.

■M

mMPwE

Fig. 1751—1752. Transportable Fördermaschinen und Dampfwinden.

Menk & Hamfoock, Ottensen b. Hamburg.

Tabelle 226. FÖrdßnTIcLSChinön, Jen Jahren 1890 — 1898 ausgeführt von 1er Wilhelms-Hütte, Akt.-Ges, Eulau.

Emp f änger

0łt8ig;

Société anon. des Mines de Dombrowa, Russ. Polen Fürstensteiner Gruben bei Waldenburg, Schlesien Freiherrl* v. Burgk’sche Gruben bei Potschappel Georgschacht der Schles. Akt.-Ges. Lipine Cleophasgrube der G. v. Giesche’s Erben, Zabrze Clothildeschacht der Schles. Akt.-Ges. Lipine Juliusschacht der kons. Fuchsgrube, Weissstun Karsten Centrumgrube der Schles. Akt.-Ges. Lipine Heinitzgrube, Beuthen Oberschles.

Georggrube, Niwka, Russ. Polen

Petro-Marieffka’sche Kohlengruben, Süd-Russland Kronprinzsch. d. kons. Gieschegr., Schoppinitz, O.-Schl. Petro-Marieffka’sche Kohlengruben, Süd-Russland

Alexejew’sche Bergwerks-Ges., Gulobow-Beresto-Bogoduchow’sche Ges. Oskarschacht der Witkowitzer Steinkohlengruben Salzbergwerk Neu-Stassfurt

Akt. Ges. für Eisenerze, Kriwoi-Rog, Süd-Russland Lancaster West Gold-Mining Co. Ltd. Transvaal

ii

»1

»»

Roodepart Central Deep Co. Ltd.,

Huidasch. d. kons. Gieschegr,, Schoppinitz, O.-Schl. Alexeiew’sche Bergwerks-Ges., Süd-Russland

>»

Seiltrommeln

cylmdr.

konisch

1890

1890

1890

1891

1891

1892

1892

1893

1893

1893

1894

1895

1895

1895

1896

1896

1896

1897

1897

1897

1898

1898

1898

1898

1898

Dchm.

Steue

rung*)

Cylinder-

Förder-

5000

6000

Bobine

3000

5280

3450

v. c.

V. K. V. C. V. K.

3000

6500

7000

0009

1800

2300

0009

2300

2500

1600

2300

3000

5000

4000

2500

2450

2450

2750

0009

2500

6000

5000

ii

ii

ii

Hub

mm

Durch-

messer

mm

höhe

700

825

650

500    ;

825

530

925

1100

980

I II II I I I II II ! Il I

Schieber

365

3ô5

V. K. Schieber

096

365

365

210

425

V. K.

550

710

550

500

430

480

ITii

750U-

•2X{

ii

006

500

tOCOlOCOCDiOtO^iOlOtóCOCDiOiO^COOiOiO^^ ^ l> iO

200 1000 500    1600

600 2000 210    500

400 2500 100 1000 520    1700

500    4400

500 2000 100    500

180    410

340 3000 180    410

203    410

150    1065

260    1300

700 2800 450    1000

160    1310

J100(t) 3900 llOO(f) 5200 1700(t) 6000 420 3000 160    1310

Fördermasdiinen ausgeführt von der Friedrich-Wilhelmshütte, A. G., s. IV. Aufl.

ÏÔTÔnter 30° einfallend. *) V. C. = Ventil-Coulissensteuerung ; V. K. = Ventil-Knaggensteuerung, System Kraft.

Nr. 3 von 1900.

Betr. Anwendung des Kompoundsystems für Fördermaschinen s. Haeders Zeitschrift

H. Dampfmaschinen zum Antrieb von Pumpen und Kompressoren.

Wie in „Haeder, Pumpen“ ausführlich behandelt, kann man für Horizontal-Pumpmaschinen dieselben Dampfcylinder und Rahmenmodelle benutzen, wie zu normalen Dampfmaschinen, auch dieselben Abmessungen von Hauptlagern und Kurbelzapfen zu Grunde legen.

Bei Luftkompressoren dagegen ist mit grösserem Gestänge -druck zu rechnen, also auch stärkere Abmessungan der Hauptlager und Kurbelzapfen notwendig (siehe ,,Haeder, Pumpen“). Im allgemeinen gelten für Dampfmaschinen zum Pumpenantrieb dieselben Pegeln wie für normale Dampfmaschinen.

J. Walzenzugmaschinen.

Diese Gattung von Maschinen weicht meistens durch ihre schwere Bauart und neuerdings noch durch verhältnismässig hohe Umdrehungszahlen von den Transmissions - Dampfmaschinen ab.

Der Antrieb der Walzenstrassen geschieht entweder direkt durch die Walzenzugmaschine oder indirekt durch Räder- oder Seil- resp. Riemenvorgelege.

Die Walzenzugmaschinen sind solche mit gleichbleibender Umdrehungsrichtung (Schwungradmaschinen) oder solche mit Vor-und Rückwärtsbewegung, sog. Reversiermaschinen (Zwilling-, Drilling- oder Tandemsystem).

Die Reversiermaschine findet hauptsächlich Anwendung bei Walzwerken für schwere Profile resp. für die Bearbeitung schwerer Blöcke, bei deren Handhabung Menschenkräfte nicht mehr ausreichen. Der Angriff der Reversiermaschine erfolgt mit (Fig. 1753) und ohne Vorgelege (Fig. 1754).

Die Schwungradmaschine in Verbindung mit einem Duo- oder Trio-Walzwerk ist am Platze, wenn leichtere Blöcke in Frage kommen, die noch durch Menschenkräfte ohne schwere und komplizierte Hebevorrichtungen bewältigt werden können.

Mit Vorgelege (s. Fig. 1753) sollen die Reversiermaschinen stets ausgerüstet iverden, wenn kurze und sehr schwere Blöcke in Frage kommen, oder wenn Träger der grössten Profile (bis 550 mm) fertig gewalzt werden sollen.

Zur Herstellung leichterer Profile ordne man dagegen stets Reversiermaschinen mit direktem Antrieb an (Fig. 1754).

■E-----1—

4-----j-----1-..-

Fig. 1753.

Antrieb eines Blechwalzwerkes durch Reversiermaschine mit Rädervorgelege.*

1-----1——1-

4-

IIP!

JLJ 25

HilEts eeęH

=t=

p-

:{F-^nkrz^-tz=.T

h--

EU

JF -

Die Tourenzahl der Reversiermaschine für den Walzwerksbetrieb beträgt bis zu 150 in der Minute.

Die Schwungradmaschinen greifen in den meisten Fällen direkt an. Handelt es sich aber um Walzwerks-Einrichtungen zur Herstellung von Zinkblechen, Bleiblechen etc., dann lässt man die Schwungradmaschinen durch ein geeignetes Vorgelege die Walzenstrasse an treiben (Fig. 1757), da zur Herstellung der Bleche nur eine geringe Tourenzahl der Walzen nötig ist.

Der Durchmesser der Schwung-

^E=>. ^

Kammwalze

H

3*

-41Œ3- •

i.Gerüst

s*

räder für Walzenzugmaschinen beträgt bis zu 8V₂ Mtr- ^ei einem Kranzgewicht von 60000 bis 70000 kg.

4-

Roligany-Aritriebs* -fl—D—maschinen

Die Schwungradmaschinen, 1754 Reversierstrassn mit «iirek-vorzugsweise liegender Anord- tem Angriff der Reversiermaschine

nung, werden ausgeführt als

•) Fig. 1753—1758 nach Zeichnungen der Duisb. Mascli-Act.-Des.

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Hebetisch'

Cylinder für die Hebetische

Jlebetisch

Fig. 1755. Mittelblechstrasse. Antrieb direkt durch Schwungradmasdiine. Umdrehungen 60 bis 70 pro Min.

Fertigwalze Fertigwalzc Kainmwalze Vorwalze    j

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Fig. 1756. Feinblechstrasse. Antrieb direkt durch Schwungradmaschine. Umdrehungen 45 bis 50 pro Min.

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Eincylinder- und Mehrcylinder-Dampfmaschi-Für letztere ist die Tandem maschine

nen.

die gebräuchlichste Anordnung, da diese weniger Raum beansprucht und eine grössere Umdrehungszahl verträgt, als eine Kompoundmaschine.

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H a e d e r , Dampfmaschinen.

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HebeUsch

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Fig. 1757. Zinkblechstrasse. Antrieb durch Schwungradmaschine mit Rädervorgelege.

Umdrehungen der Dampfmaschine :

90 bis 100 pro Min.

Umdrehungen der Walzen 40 pro Min.

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Fig. 1758. Feineisen-Walzwerk. Antrieb durch Schwungradmaschine mit Riemenvorgelege.

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Fertigwalze ^n=32o-'ioopro Min.

Dreifach-Expansionsmaschinen und stehende Dampfmaschinen sind im Walzwerksbetrieb wenig verbreitet.

(In neuerer Zeit benutzt man auch die Hochofengichtgasmaschinen zum Antrieb von Walzwerken. Dieselbe wird nach dem Zwillingssystem gebaut und macht 100 Touren pro Min. Die Umdrehungsrichtung ist gleichbleibe.id. Der Antrieb der Walzenstrassen erfolgt hierbei wie bei den Schwungrad-Dampfmaschinen.)

Fig. 1753—1758 zeigen einige, der Praxis entnommene, Antriebe von Walzenstrassen nach Zeichnungen der Duisburger Maschinenbau-Akt. - Ges.

Neue Steuerungseinrichtungen

¹

Maximalleistung s. Seite 35.

²

Zeitsohr. d. Ver. deutsch. Ing. 1887, S. 445.

³

Genaue Werte sind den Preislisten der Seilfabrikanten zu entnehmen.

⁴

Dem Dampfdrücke beim Anheben.

für Reversiermäschinen.

Durch das Kiesselbach’sche Stauventil (beschrieben in der Z. d. V. d. Ing. 1902, S. 953) sollen bei der gewöhnlichen Verbund-Walzenzugmaschine nutzlose Umdrehungen nach Schluss des Frischdampfventiles, bewirkt durch den weiter arbeitenden Aufnehmerdampf, vermieden werden. Dieses kann der Maschinist bei grosser Aufmerksamkeit auch dadurch erreichen, dass er

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Fig. 1759. Verbindung des Sfcauventils mit dem DrosselventiJ.

das Absperrventil schliesst und die letzte Walzarbeit durch die lebendige Kraft der umlaufenden Massen verrichten lässt. Hierbei treten aber Abkühlungen der Wandungen von Cylinder und Aufnehmer auf, die beim neuen Anfahren einen starken Niederschlag des Frischdampfes verursachen. Ausserdem ist es notwendig, durch Neufüllen des Aufnehmers die Maschine

34*

anzugfähig zu machen. Diese Uebelstände, die bei Walzenzugmaschinen mit häufigem Stichwechsel den Nutzen der Verbundwirkung selbst bei Anwendung der Kondensation sehr in Frage stellen, und die auch bei Fördermaschinen auftreten, vermeidet Kiesselbach durch das Stauventil, das in die Leitung zwischen Niederdruckcylinder und Aufnehmer eingeschaltet wird (Fig. 1759 zeigt die Verbindung eines Stauventiles mit einem Drosselventil).

Fig. 1760.

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Gegenüber früheren Ausführungen verbindet Kiesselbach sein Stauventil so mit dem Drosselventil, dass es schneller öffnet als dieses, sodass schon voller Querschnitt für den Aufnehmerdampf gegeben wird, wenn der Frischdampf noch stark gedrosselt wird. Diese Wirkungsweise geht deutlich aus den Diagrammen (Fig. 1760) hervor. Wie die Maschine beim Anziehen mit voller Kraft nach vorherigem Leerlauf arbeitet, zeigen die ebenfalls gleichzeitig gezogenen Diagramme (Fig. 1761). Wird nämlich die Maschine still gesetzt, so steigt der Druck im Aufnehmer, und es kann gleich mit voller Yeibundwirkung angefahren werden.

Fig. 1761.

Den gleichen Zweck verfolgen Ehrhardt & Sehmer mit der Rottmann-Steuerung. Das Drosselventil ist mit der Expansionssteuerung des Niederdruckcylinders so verbunden, dass bei der am meisten vorkommenden Beanspruchung der Maschine die Füllung in diesem Oylinder die normale, etwa entsprechend dem Cylinderverhältnis ist. Bei sinkender Leistung und zunehmender Drosselung wird die Füllung im Niederdruckcylinder verkleinert, sodass der Aufnehmerdruck steigt. Bei zunehmen, dor Leistung vergrössert sich die Hochdruckfüllung mit zunehmendem Dampfdruck, der Aufnehmerdruck verringert sich, und die Fläche des Hochdruckdiagramms nimmt zu.

Die Expansionssteuerung für Keversiermaschinen der Duisb. Maseh.-Akt.-Ges. zeigt Fiqi 1762. Der Kolbenschieber s ist mit einem Trick-Kanal e versehen, dessen Einlassöffnungen t mit zwei Gruppen von Oeffnungen a verschiedener Länge in der Schieberbüchse d zusammen arbeiten können.

Wenn beim

Umlegen des Umsteuerhebels auf kleine Füllung (für den leeren Anlauf) die Maschine wegen ungünstiger Kurbelstellung nicht

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* Zum Cylinder¹-— Fig. 1762. Duisb. M.-A.-G.

anspringt, braucht man nicht den regelmässigen Füllungsgrad zu vergrössern, sondern man dreht den Kolbenschieber, worauf die Oeffnungen 6 und t und die langen Oeffnungen a am anderen Schieberende Dampf erhalten.

Die einzelnen Teile der Walzenzugmaschinen müssen sehr sorgfältig und kräftig konstruiert werden. Einem Vortrag des Hr. Kiesselbach über diese Frage¹) entnehmen wir folgendes:

„Bei der Konstruktion der hin und her gehenden Teile muss besonders Rücksicht auf die hohen Tourenzahlen und die

man

damit zusammenhängenden Massendrücke nehmen. Wie wichtig dieses ist, kann folgendes Beispiel zeigen. Eine Walzenzugmaschine von 1300 mm Hub soll imstande sein, 160 Umdrehungen pro Min. zu machen. Die hin und her schwingenden Massen mögen ein Gewicht von 4000 kg haben. Dann ist der Massenwiderstand im toten Punkt hinten ca. 90000 kg, d. h. jedes kg, welches hin und her geworfen werden muss, setzt seiner Bewegung 23 kg Widerstand entgegen. Hiernach ergiebt sich von selbst die Aufgabe, die schwingenden Massen einer solchen Maschine bei grosser Festigkeit möglichst leicht zu halten.

Geeignete Details*) für Walzenzugmaschinen sind folgende:

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F/ÿ. 1763—1765. Dampf kolben aus Stahlguss mit Weissmetallarmierung. Ring geteilt mit radial angeordneten Spiralfedern (s. auch Seite 175), Befestigung des Kolbens mit Konus an Stange und Mutter (Ausführung Sack u. Kiesselbach, Rath).

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F/g. 1766—1770. Hohlgusskolben mit zwei Ringen und radial angeordneten Spiralfedern. Ausserdem sind noch Federn parallel der Lauffläche vorgesehen, dieselben müssen so stark gespannt sein, dass sie den Massen- und Reibungsdrücken der Ringe widerstehen können. (Ausführung Masch.-Bau-A.-G. vorm. Gebr. Klein, Dahlbruch).

*) Stahl und Eisen, Jhrg. 1£00, No. 9 bis 11.

Fig. 1771. Stopfbüchse für gesättigten Dampf häufig anzu-treffende Konstruktion (im Lokomotivbau seit langem bewährt). Die Packung wird mit Spiel eingebaut, um der event. sinkenden Kolbenstange nachfoJgen zu können. Dichtungsringe aus Weissmetall.

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....

100

200

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Für überhitzten Dampf eignet sich Ausführung nach Fig. 1772. Dieselbe gestattet bei leicht konstruiertem Kolben ein späteres Auf laufen der Kolbenstange.

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Der Fundamentrahmen mit U-förmigem Querschnitt (Fig. 142, Seite 72) wird auch im Walzenzugmaschinenbau immer mehr von dem Bajonettrahmen mit gebohrter Führung verdrängt. Man ist natürlich bestrebt, den Rahmen so durchzubilden, dass eine solide Verbindung mit dem Fundament gewährleistet wird. (Eine geeignete Konstruktion zeigt Fig. 1684, Seite 490.)

Das Kurbelwellenlager ist reichlich zu dimensionieren, Lauffläche aus Weissmetall mit hohem Zinngehalt (s. Seite 86 unten), um Warmlaufen zu vermeiden. Die Schmierung soll reichlich sein, zweckmässig mit der in Fig. 237, S. 90, dargestellten Einrichtung,

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/Tgr. /773—1775. Hauptlager mit beweglichen Seitenschalen und drehbarer Unterschale, soll sich dem Lauf unter allen Umständen anpassen. (Ausführung Sack & Kiesselbach, Rath.)

Bevorzugt wird bei den Walzenzugmaschinen Kolbenschieber-Steuerung, wie sie in Band „Steuerungen“ dargestellt ist.

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Fig. 1776. Besondere Form einer Doppelkolbensteuerung mit Einströmung von innen. Die Grundschieberstopfbüchsen werden dadurch dem Einfluss der hohen Damjjfspannung und der eventl. Ueberhitzung entzogen. (Ausführung „Duisburger Maschinen-bau-A.-G.“)    __________

Kolbensteuerungen und Hahnsteuerungen für grosse Maschinen erfordern verhältnismässig grosse Excenter. Um nun die Excenterscheibe möglichst klein zu halten, führt man dieselben nach Fig. 1777 aus.

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Fig. 1777—1779. Excenter für eine Walzenzugmaschine. (Maassstab 1:30.)

Es giebt Excenter, welche bis 5000 kg Gestängedruck zu übertragen haben und bis zu 5 Mtr. Umfangsgeschwindigkeit pro Sek. aufweisen. (Vgl Seite 359 unten.)

Die Schwungräder sind sehr schwer gehalten, sie dienen als Kraftaufspeicherer, indem während des Leerlaufes durch die erhöhte Umdrehungszahl Kraft gesammelt, welche beim Weiter-

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Fig. 1780—1781. Kranzquerschnitt.

walzen durch die langsamere Geschwindigkeit als lebendige Kraft wieder abgegeben wird.

Die Schwungräder werden ausgeführt mit gusseisernem Kranz und Nabe und schmiedeeisernen Armen (s. Fig. 974, S. 271).

Bei Entwurf von Tandemmaschinen verdient die Ausführung der sog. Laterne besondere Beachtung, vgl. Band II, hinter den Tafeln.

Wie bei jedem anderen Betrieb sind auch hier alle vorspringenden Schrauben etc. zu vermeiden. Man verwendet deshalb den Kranzquerschnitt nach Fig. 1780. Hier sind gleichzeitig die in Fig. 974 gezeichneten 75 er Stahlbüchsen c weggelassen und die Verbindung durch 70 er Stahlschrauben hergestellt. Muttern und Köpfe dieser Bolzen hält man etwas niedriger als normal. Der äussere Kragen des Radkranzes dient als Schutz gegen die vorspringenden Teile.

Hauptdimensionen, Leistungen und Preise moderner Walzwerke. Tabelle 227. Walzwerke.

Draht- u. Grob-Feineisen eisen

Erzeugnis : Leistung in 24 Std. . tons Walzendur chm. .    . Mtr.

Touren .    .    .    . p Min.

. Mtr. . Mtr.

Touren .    .    . p. Min.

Leistung .... PS.

Cylind.-Durchm. Hub ....

Schwungr.-Dchm. . Mtr. „ -Gewicht. tons

Schienen

Fein

blech

Kessel

blech

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90

150

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0,5

110

0,6

100

0,7

50

90

0,8

70

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1,1

0,8

100

1,1

100

1,2

0,7

100

1,1

50

1,5

1000

800

1500

600

70

1500

20

40

30

40

60

Die Walzenstrassen zeigen in der Ausführung eine grosse Vielseitigkeit. Im Nachstehenden einige neuere Ausführungen.

Drahtstrasseb. 4¹/₂mmDrahUtärke. Produktion 35—40 tons in24Std. Walzenzugmasch 0 = 760x1080, // = 1150    75000 kg 52000 J(

Seilscheibenschwungrad 6,6 Mtr. Durchm. .    30000 ,,

500 ,

Vorgelege .

Vorwalzstrasse

Fertigstrasse

Maulschere

Drahthaspel

12000 „ 13000 „ 8000 „ 15000 „ 15000 „ 2000 „ 300 „

Sa. 215800 kg 117300 Jl

Kombinierte Blech - Universalstrasse.

Kompl. Maschine........

Blechstrasse .......

Universalstrasse ......

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80000 kg 55000 Jl 370000 „ 165000 „ 130000 „    70000    „

Sa. 580000 kg 290000 Jl

750er Träger- und Schienenstrasse.

Schwungrad Kompl. Walzwerk 3 Krahne

Sa. 990000 kg 439000 Jl

Für Fundamentierung u. Montierung kann mau je 10% der Gesammtsumme ansetzen.

*) Bei neuen Drahtstrassen wird die Vorwalze nicht direkt von der Maschine angetrieben, sondern durch einen iS eil- bezw. Riementrieb.

K. Dampfmaschinen zum Antrieb von Dynamos.

Dampfmaschinen mit Dynamos direkt gekuppelt, d. h. die Dynamo befindet sich auf der Kurbelwelle bezw. deren Verlängerung benötigen weniger Baum als elektrische Anlagen, bei denen die Kraftübertragung durch Kiemen oder Seile erfolgt.

Die Tourenzahl direkt gekuppelter Dynamos wählt man möglichst hoch, da sonst die Dynamomaschine grössere Abmessungen erhält bezw. teuerer wird.

Die rotierenden Massen der Dynamo unterstützen die Wirkung der Schwungmassen des Schwungrades. Es sei jedoch bemerkt, dass die gesamte Schwungwirkung bei einer mit Dynamo direkt gekuppelten Maschine grösser sein soll, als bei Anlagen mit elastischen Uebertragungsmitteln wie Riemen und Seile, da letztere günstigen Einfluss auf die Tourenschwankung haben (s. auch Seite 251).

Die Berechnung der Schwungräder erfolgt nach Seite 235 u. f. Plötzliche Belastungsänderungen sind bei Bestimmung der Schwungmassen besonders zu berücksichtigen. Die auf Seite 280 erwähnte Schwungenergie pro Pferdokraft dürfte ein Maassstab sein für die Güte der Regulierung.²)

In den Verträgen für Dampfmaschinen mit direkt gekuppeltem Dynamo findet man den Gleichförmigkeitsgrad bis d₀ = 0,5 °/0 vorgeschrieben, doch giebt, wie schon erwähnt, bei plötzlichen Belastungsänderungen d₀ nicht den richtigen Maassstab.

Auch findet man noch folgende Vorschrift:

Die Empfindlichkeit der Regulierung der Dampfmaschine muss so gross sein, dass bei plötzlichen Belastungsänderungen von

25°/₀ der vorherigen Leistung die Tourenzahl um nicht mehr als 1 ¹/2°/o schwankt; bei stark wechselnder Belastung (zwischen t/₈ und voller Belastung) darf die Tourenzahl sich um nicht mehr als 5°/₀ ändern.

L. Stehende Dampfmaschinen.*)

In der Hauptsache unterscheidet man zwei Arten von stehenden Dampfmaschinen und zwar

1. solche mit normalen Touren,

2.

„ grosser Tourenzahl (s. Kapitel „Schnell-

läufer“).

Zunächst wollen wir uns mit stehenden Maschinen für nor

male Tourenzahl befassen. Dieselben bauen im allgemeinen kürzer als liegende Dampfmaschinen, d. h. das Verhältnis vom Cylinderdurchmesser zum Kolbenhub ist kleiner als bei diesen.

Die stehenden Maschinen beanspruchen bei derselben Leistung weniger Grundfläche als eine liegende Maschine. Erstere sind jedoch für die Bedienung unzugänglicher als letztere.

1. Eincylinder-Dampfmaschinen.

Bei der Ermittelung der Leistung und Bestimmung der Hauptdimensionen verfährt man in derselben Weise wie auf Sei: e 465 u. f. für liegende Maschinen angegeben. Das Verhältnis H:D (Hub zu Cylinderdurebm.) wähle man jedoch 1 bis 1,25:1 (s. auch Tabelle 230). Die Kolbengeschwindigkeit ist etwa dieselbe, wie für liegende Maschinen gleicher Leistung (Tab. 204, Seite 466), dadurch wird die Zahl der Umdrehungen infolge des kleineren Hubes grösser.

Betr. Dampfverbrauch Si beachte man Seite 467.

Die einzelnen Teile der stehenden Maschinen weichen hinsichtlich ihrer Ausführung wesentlich von denjenigen liegender Maschinen ab.

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Fig. 1782-1783.

Fig. 1784-1785.

Rahmen für stehende Maschinen sind in Fig. 1782—1791 dar

gestellt.

*) Cylinder- und Rahmenquerschnitte ausgeführter Maschinen s. auch

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Fig. 1786-1789

Stehende Maschinen baut man im allgemeinen so niedrig wie möglich. Es suchten deshalb einige Konstrukteure die Grösse g (Tabelle 228) möglichst herabzuziehen und gelangten in Bezug auf das Lagermittel zu der Konstruktion in Flcj. 1790.

Hier ist die Entfernung zwischen Lagermittel und Sohlplatte etwa 0,6 derjenigen in Flg, 1792—1800 gezeichneten.

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Nebenstehende Zeichnung giebt die Ausführung des Rahmens einer stehenden Dreifach-Expansionsmaschine.

immer zwei Cylinder übereinanderstehend.

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Fig. 1790-1791. Rahmen für eine Maschine von 550 Hub.

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Eahmen für stehende Maschinen (Kreuzkopf hierzu Seite 545).

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Fig. 1797—1800. Für Maschinen unter 700 Hub.

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Fig. 1792—1796. Für Maschinen über 600 Hub.

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Tabelle 228. Rahmen für stehende Maschinen. Fig. 1792—mo.

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280 280 460 1220 305 1220 1070 405

460

280

280

200    150

330 330 530 1530 380 14501530 510

380 380 I 635 1830 460 16701990 610

430 430 740 2140 535 1805 2440 710

480 480 815 2440 610 21402900 815

Diese Maschinen werden nur für besondere Fälle, z. B. Walzen Zugmaschinen, ausgeführt.

1780

1920

2080

2285

480

510

530

560

585 2750 675 560

635 3050 740    610

685 3350 800    660

740 3680 865    710

790 3970 1 930    760

Zweckmässig ordnet man bei den stehenden Maschinen mit gekröpfter Achse noch ein besonderes Schwungradlager an.

In Fig. 1801—1805 sind verschiedene Verbindungen Dampfcylinders mit dem Ständer dargestellt.

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330

300    250

330

380

400 ' 350

360

430

500 | 450

380

670 3050 405

380

430

480

530

600 | 550

700    650

445

740 3350

410

470

580

800    750

480

800 3700

445

510

630

900    900

520

3950

865

485

550

069

1000 1000

560

4270

930

520

590

740

1100 1100

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Fig. 1805 grosse Masch.

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Fig. 1801 kleine Masch.

Stehende Maschinen erhalten den Oelfang direkt an die Sohl-platfcen angegossen nach Fig. 1806.

Zur Abführung des Schmieröles wird ein Kohr r von 20—40 mm Durchm. angebracht und gut verdichtet.

Fig. 1806.

Rahmen für Maschine, 500 Hub. Maassstab 1:7.

Stehende Maschinen haben meist gekröpfte W e 11 e n (s, auch Seite 100 u. f.). Die Treibstange erhält deshalb einen verhältnismässig grossen Kopf an der Kurbelseite, ähnlich denjenigen auf Seite 132.

Eine für stehende Maschinen sehr oft angewandte und gut funktionierende Schmiervorrichtung ist in Fig. 1807 dargestellt. An der ganzen Länge der Treibstange ist ein Kupferrohr befestigt, welches an seinem oberen Ende mit trichterförmigem Ansatz versehen ist zur Aufnahme des Schmiermaterials, während es unten durch den Treib-stangonkopf nach dem zu schmierenden Kurbelzapfen geht.

Andere Ausführungen von Schmierungen der Kurbelzapfen gekröpfter Wellen siehe Seite 103.

Fig. 1807-1808.

Die Kreuzköpfe werden auch verschiedenartig ausgeführt. Die allgemeine Form hängt zunächst von der gewählten Rahmenkonstruktion ab, d. h. ob gebohrte, gehobelte oder einseitige Führung vorgesehen ist (s. Seite 540—542). In den meisten Fällen, bei einseitiger Führung fast ausschliesslich, wird die Treibstange gegabelt (s. Seite 138—139).

Grössere Ausführungen mit doppelseitiger Führung erhalten gegabelten Kreuzkopf (s. nächste Seite).

Besondere Sorgfalt muss man auch auf zweckmässige Ausführung der Kreuzkopfbolzenschmierung legen. Eine vielfach angeführte Anordnung ist in Fig. 1810 dargestellt. In Fig. 1809 ist auch die Schmierung der Gleitbahn gezeigt, in einen angegossenen Behälter tropft das Oel und wird durch kleine Schmieröffnungen verteilt.

Tabelle 229. Kreuzkopf aus Stahlguss oder Schmiedeeisen für Vertikalmaschinen.

Fig. 1809-1811. Passend zum Rahmen Seite 543.

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Fig. 1810.

Eine gute Kreuzkopf-für

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tropft das Oel in den Trichter den Kreuzkopf.

bolzen - Schmierung stehende Maschinen zeigt Fig. 1810. Durch das mit dem Schmiergefäss in Verbindung stehende Kohr r T und gelangt von hier, aus in

Maschine

700    650 450 280 530 115 165    65

-<l050xCrxhF».rf».^COCO ‘OOC^t—‘OOC^

50    380    65

60    405    70

65    430    76

70    460    83

75    485    90

83    510    98

90    530 105

95    560 110

100 585 115

35

Man beachte die Bemerkung in Tab. 228, Seite 543. llaeder, Dampfmaschinen.

Man findet hier alle Arten von Steuerungen angewandt, welche bei liegenden Maschinen anzutreffen sind (s. Seite 469.) Jedoch bietet die Ventilsteuerung bei stehenden Maschinen Schwierigkeiten hinsichtlich Konstruktion und Ausführung und Zugänglichkeiten, weshalb man letztere nur bei grossen Maschinen an ordnet.

Das Schiebergestärge ist im grossen Ganzen dasselbe wie bei liegenden Maschinen, nur der Angriff des Regulators auf die Expansionsschieberstange zeigt Abweichungen (s. auch Tafeln). Fig. 1812 zeigt eine

Expansionsstellvorrichtung für stehende Maschinen*)

nach Otto H. Mueller-Käjlinger, ausgeführt von Stefan Köck in Budapest, mit Vorrichtung zum Einstellen verschiedener Tourenzahlen durch Einschaltung eines Flüssigkeitsdruckes.

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Die Pressung wird durch eine kleine, von der Re-gulatorspindel vermittelst Excenter oder Daumen angetriebene Pumpe, die, aus einem kleinen Behälter saugend, stets Oel in den Druckraum unter den Tauchkolben befördert, erzielt. Das Oel fliesst zur Pumpe zurück durch ein fedcrbelastetes Ventil, dessen Feder von Hand während des Ganges ein-und feststellbar ist. Hierdurch wird die Spannung im Druckraum geregelt u. sonach auch der Druck auf die Regulatorbirne. Mit Hülfe dieser Vorrichtung sollen die Umdrehungen von 80—160 pro Minute mit Leichtigkeit zu verstellen sein.

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Fig. 1812. G Grundschieberstange,

E Expansionsschieberstange, Z Zahnrad, W Winkelhebel, P Oelbremse.

*) Z. d. V.*d. Ing. 1897, Tafel 1.

Das Prinzip der Stellvorrichtung ist aus der Zeichnung ersichtlich und dürfte ohne weiteres verständlich sein. Die Expansionsschieberstange trägt ein Zahnrad, dessen Zähne parallel mit der Stange laufen und als Eingriff für eine vom Regulator bethätigte Zahnstange dienen.

Fig. 1813-1814. Stehende Maschine gewöhnlicher Konstruktion mit Kugelgellenken an den Excenterstangen.

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Tabelle 230. Stehende Eincylindermaschinen.

Hub. . H= ! 1101401 170 200 230 260 290 320 380 440 500

mm

Cyl.-Dnrchm. d Touren n — j 2601250

Leistungi normal - jj 2,3 4,8

PS. indizj gesteig= | 3 dew. Schwungr. =

„ Masch.u.,, =

275

90 11201160 190 240 230 10    15

6    12,5 19

95 150 230    315

4°0 750 1000 lv30 Pr.m.Flachsch. = ! 450 8001050 1300\l650 1900 2300

1 I £ 5 ||

§i~ Ss I

200

42

52

740

2300

350 400 450 mm

170 155 145 proMin. 76 105 140 PS. 95    130    175

1060 1600 2300 kg. 4500 6000 7800 4300 5700 7400 Mk.

35*

2. Stehende Kompoundmaschine.

Bei Ermittelung der Leistung und Bestimmung der Hauptdimensionen verfährt man in derselben Weise wie auf Seite 475 u. f. für liegende Maschinen angegeben. Das Verhältnis d:H (Hochdruck - Cylinderdurchm. zum Kolbenhub) wähle man jedoch 1:1 bis 1,25 (s. auch Tabelle 231). Die Kolbengeschwindigkeit etwa wie für liegende Maschinen gleicher Leistung (Tab. 19, Seite 33), dadurch wird die Zahl der Umdrehungen infolge des kleineren Hubes etwas grösser.

Betr. Dampfverbrauch Si beachte man Seite 477.

Die einzelnen Details sind dieselben wie für stehende Ein-cylindermaschinen, man beachte deshalb Seite 540 u. f.

Die doppelt gekröpfte Kurbelwelle hat gewöhnlich um 90° versetzte Kurbeln. Die Berechnung derselben erfolgt wie nachstehend angegeben:

Auch hier sind wie auf Seite 100 zuerst die Auflagedriicke zu bestimmen; der einfachen Rechnung wegen nimmt man meistens die Kolbendrücke gleich gross an.

A~>

-T—r*

Hig. 1815.

.4.

j-p

mrP* Lfi-

oc,- -4<- b- x

Fig. 1816.

Es ist

nach Fig. 1815 A₁ —

P-a+P(a + b)+G-l

== P + G - .    .    . (372)

„    1816 A₂ =

p.g+P(a + b) + G (L + l)

P+G + Gj (373)

Die Bestimmung der drehenden und biegenden Momente für Schenkel S, Zapfen Z₂ und Lager bei A₂ geschieht in ähnlicher Weise wie auf Seite 100 u. f. entwickelt.

Für die doppelt gekröpften Wellen ist bei der Berechnung stets der graphostatischen Methode der Vorzug zu geben, da man mit dieser die auftretenden Drücke und Beanspruchungen besser ermitteln kann (s. „Haeder, Konstruieren und Rechnen“, II. Aufl.).

Einen allgemeinen Typ einer stehenden Kompoundmaschine zeigt Fig. 1817. Bemerkenswert erscheint bei dieser Maschine die Uebertragung der Achsenregulatorbewegung auf

fff

if

für

öy

hpj 511“

lilii

*•*

ig

!!

.r-i- - -ïi »

JL|

5-

Fig. 1817. Stehende Kompoundmaschine von aOU Jr&.⁴ )

Tabelle 231. Stehende Kompoundmaschinen.

Hub .    .

260 290

320    380 | 440 | 500

550

600

650

700 mm

Hochdr. . d —

250

275

300

350

400

450

500

550

600

650 mm

Niederdr. . D —

375

410

450 ) 525

600

675

750

825

900

975

?>

Touren . n —

210

200

190

170

155

145

136

128

120

Leistung fnormal=

jgesteig. ™ Gew. d. Sdiwnngr.

* „Masch.m.Schw. Pr. m. Flach-Schbr.

indiz.PS.

,, ,, Kolben- ,,

43

56

460

7000

55

70

100

138

185

240

295

360

115 p.Min. 430 PS.

72

90

130

180

240

310

380

470

590

700

850

1280

1830

2580

3000

8900

560 „ 4450 kg.

8600

10000

12800

15800

18500

22000

26000

36000

46000 „

7500 900010500

80009800

12800

1530018000 21300 25000

11500 13800

16500

19300 22600 26500 36000

Mlc.

46000    „

*) gebaut von L. Bodenbender & Co., Bernburg. Z. d. V. d. Ing. 1898, Taf. VII.

3. Stehende Dreifach-Expansionsmaschine.

Die Ermittelung der Leistung und Hauptdimensionen erfolgt in der auf Seite 497 für liegende Maschinen angegebenen Weise. Das Verhältnis vom Mitteldruckcylinder zum Hub wählt man jedoch dm : H — 0,9 bis 1 (s. auch Tab. 232). Die Kolbengeschwindigkeit setzt man annähernd gleich derjenigen liegender Maschinen gleicher Leistung (s. Tab. 26, Seite H8).

Betr. Dampftet brauch beachte man Seite 499.

Die Ausführung der einzelnen Teile ist dieselbe wie für Ein-cylindermaschinen, man beachte deshalb Seite 540 u. f.

Einen allgemeinen Typ einer stehenden 3 fach-Expansions-maschine zeigt Fig. 1818.

fl

•r~

l±J

Sh

UJ

jVj

a':■ jTj • | |hPi i t^';[ b tlrw

mm³

anTP

Jfig. 1818. Stehende Dreifach-Expansioi sn,aschine von 1000 bis 1200 PS.³)

Die Maschine hat an allen Cylindern Hahnsteuerung, und ist gekuppelt mit 2 Dynamomaschinen.

Man hat schon bei der Konstruktion darauf Rücksicht zu nehmen, dass die Cylinder sich unabhängig von einander ausdehnen können. Nichtbeachtung dieser Vorschrift rächt sich fast immer, vergl. „Haeder, Kranke Dampfmaschine“, II. Aufl., Seite 377 u. f.

Tabelle 232. Mittelwerte.

Dreifach-Expansionsmaschine, vertikale Anordnung, 3 kurblig.

Hub

Hochdruckcylinder

Mittel druckcylinder dm=    425    570    680    800

Niederdruckcylinder D —

n —

I normal =

! gesteigert,, =    140    290    450    670    880    1100 „

Touren

// =    400 500 600 700 800 900 mm

125 255    400 585 770 960 PS.

Leistung für p = 10 )

t überlastet,, =    160    325    510    745    985    1220    „

Gewicht d.    Schwungrades    1600    3500    5200 7700    11000    13000    kg

„    „    Masch. m. Schw.    20000    27300    38000 48500    62500    77000    „

Preis der Maschine

mit Elach-Schieber

tM.

>1

20500 27500 37000 „ Kolben-Schieber 21500 29000 39000 49000 62000 75000 „ ,, Ventil-Steuerung 23500 31500 42500 53000 67000 81500 „

ln nachstehender Tabelle 233 sind eine Anzahl ausgeführter Maschinen wiedergegeben. Die Angaben über Dampfverbrauch u. s. w. sind von den betr. Maschinenfabrikanten gemacht.

Tabelle 233, Ausgeführte Dreifach-Expansionsmaschinen.

dtn

vm

tej

« M*

Dampf pro Ni

Kes

sel

Erbauer

Empfänger

gar. erm.

qm

250

385 600 300 180 11

2,8    5,7    o^5    1,8

120    7,3 6,8    80

(245)

Siemens

G. Kuhn & Halske für Centr. Taunus

310

480 750 400 205 10,5

2,4    5,9 o,53 2,7

220 6,8

(180)

dito

Marggraf & Engel W olfswinkel

350

575 850 700 120 11

2,6    5,9 o,b2 2,8

375    5,9 —

(240)

Masch.-A.-G.

Görlitz

Siemens & Halske Charlottenburg

420 640 1000 500 120 11

1    2,2    5,9    2

400    6,5 6,3

(260)

G. Kuhn

Schuckert&Co. für Centrale Aachen

425

680 1060 550 110 11    475    6,2

(273)

2,5    6    o,52    2

dito

Eigener

Werkbetrieb

430 650

1    2,29

CO

600 130 13

0,62 2,6

475    5,7

(*54)

Pokorny & Wittekind

Bonner Bergwerks- und

Hüttenverein

(272)

1    2,66    6,2    o,52    2 2

500 770 1200 600 115J 13

1    2,4    5,9

0,5    2,8

(245)

500    6,1

(235)

700    5,7

(275)

500 800 1250 600 120 13    800 5,7

2,6    6,2    2,4

(z7ö)

G. Luther

Wittener

Walzenmühle

— Theod. Wiedes Masohinenf.

Gebr.

Stollwerck,

Köln

Masch.-A.-G. Schuckert&Oo. Nürnberg Nürnberg

250

375

550 890 1400 900 85    11    825 5,75 —    648

(202)

1 2,8

6,9    0,64

2.5

G. Kuhn

dito

Sächsische

Masohinenf.

Portland-

cement

Heidelberg

dito

A.-G.

Wandsbeck

50 —' io

00

1350 700 125 13    1150 5,6 —

5,8    0,52    2,9

(2ö2)

G. Kuhn

Siemens & Halske

Bei der Konstruktion stehender Maschinen beachte man noch folgendes:

1_1

U'

wä \ mm

III

Fig. 1820.

Untere Grundbüchsen

an stehenden Maschinen müssen so geformt sein, dass das Kondenswasser nicht über denselben steht.

Schieberstangenstopfbüchse also mit

vorstehender Nabe nach Fig. 1820.

Fig. 1821.

XI.

¹

Stahl und Eisen, Jlirg. 1900, No. 9 bis 11.

²

Die vielfach benutzte Grösse G • D³ kann als Maassstab für die Schwungwirkung nur für eine bestimmte Maschine gelten.

³

Ausgetührt von der Maschinenfabrik Augsburg. Z. d. V. d. Ing., 1898, Tat. VIII.

Bei der Cylinderstopfbüchse ist der

f il

yzz'/M'/xZA | ^ "/'//////s/. -

Boden und der Kolbenkörper nach der Mitte zn ansteigend zu konstruieren, also nicht nach Fig. 1821, sondern nach Fig. 1822.

ÜJ

Fig. 1822.

ti

M. Wanddampfmaschinen.

Die Wanddampfmaschinen werden hauptsächlich dort angewendet, wo es an Platz mangelt und die Verbindung der Kurbelwelle mit der Transmission keine Schwierigkeiten bereitet.

Fig. Ib23.

Ausführung nur für kleinere Maschinen mit gekröpfter Welle als Eincylinder-, Zwillings- oder Kompoundmaschine.

Betr. Leistung, Hauptdimensionen und Dampfverbrauch beachte man die Angaben unter horizontale Maschinen desselben Systems.

Die Details sind dieselben wie für liegende Maschinen, der Antrieb des Regulators erfolgt in ähnlicher Weise wie bei stehenden Maschinen.

Bei der Fundamentierung der Wandmaschinen gehe man sorgfältig zu Werke und verstärke entsprechend an der zur Aufnahme der Wandmaschinen bestimmten Stelle.

Betr. der Fundamentanker sei folgendes bemerkt:

Man nehme mindestens dieselbe Zahl und Grösse der Anker wie für eine liegende Dampfmaschine gleicher Grösse. Bei liegenden Maschinen ist es doch nur die durch den Ankerzug und Eigengewicht der Maschine hervorgerufene Reibung (auf dem Fundament), die die Maschine verhindert, durch den Einfluss der hin- und hergeschleuderten Massen hin- und herzuzappeln. Auch die Schwerpunkts Verschiebung wird bei einer an Ketten aufgehängten Maschine, wie das „von Reiche“ in seiner Trans-missionsdampfmaschine schildert, ja auch ein Hin-und Herschwingen veranlassen. Die Reibung wird noch erhöht, dass der Lagerbalken vor dem Auf-hängen ausgemauert und dann gut mit Cement (1:1) f "j vergossen wird.

1-1-

vorliegenden Fall der stehenden Wand-dampfmaschine wird man zweckmässig die Anker jool-150^ entlasten, indem am Balken stark in das

Bei dem

Mauerwerk eingreifende Leisten angegossen werden. Fig. 1824.

Die Wanddampfmaschinen vom Pumpwerk Beuel (Zeitschr. d. Ver. d. Ing. 1901, Seite 43, Flg-37) 280-445 Cylinderdurchmesser 500 Hub, /j = 60, sind auf diese Weise verankert. Die Mauerstärke ist hier mit 1,5 Mtr. angenommen. (8 Stück Anker.) (Hier war es ein 8-eckiger Turm von 7,5 Mtr, im Lichten. Die ¹/₂ Mtr. starke Mauer war durch Aufmauern eines 1 Mtr. starken Pfeilers auf das obige Maass verstärkt. Sparsamkeit wäre hierbei jedenfalls übel angebracht.)

N. Schnellläufer.

Für gewisse Betriebe (elektrisches Licht, Ventilatoren etc.) ist es oft erwünscht, die Maschine mit dem Motor direkt zu verbinden, und haben aus diesem Bedürfnisse eine Reihe von Dampfmaschinenkonstruktionen sich entwickelt, deren Tourenzahlen nach Hunderten zählen und die unter dem Namen Schnellläufer bekannt sind.

Da die Massendrilcke *) mit dem Quadrate der Umdrehungszahlen und der ersten Potenz des Hubes wachsen, so ist es klar, dass die Schwierigkeiten bei gleicher Kolbengeschwindigkeit um so grösser sind, je höher die Umdrehungszahl wird, und dass das A u s b a lan c i e r en der hin- und hergehenden Teile um so sorgfältiger vorgenommen werden muss, je grösser die Tourenzahl ist. Ferner ist bei allen Schnellläufern darauf zu sehen, dass die Dampfspannung zur Beschleunigung der Massen ausreicht.**)

*) Abschnitt XII, Massenwirkung u. Seite 555.

**) Tab. 194, Seite 453 u. Seite 557.

Die hin- und hergehenden Teile, Kolben, Kreuzkopf, Treibstange sind möglichst leicht und aus bestem Material anzufertigen, s. u. Walzenzugmaschinen.

Den Schmiervorrichtungen und der ausreichenden Schmierung eines jeden bewegten Teiles ist die grösste Aufmerksamkeit zuzuwenden und auf die Sicherung der Schrauben zu sehen.

Grosse Auflageflächen, lange Lagerschalen sowie Gelenke und deren sorgfältigste Bearbeitung ist ein Haupterfordernis.

Zur Regulierung der Steuerung benutzt man häufig Achsenregulatoren. Letztere haben jedoch wenig Energie und sind nur für leichtgehende Steuerorgane: Hähne, Kolbenschieber; gut entlastete F lach s chi e b er, Ventile, brauchbar. Sehr oft wird der Achsenregulator wegen seiner mangelhaften Wirkung entfernt und durch einen Drosselregulierapparat ersetzt.

Die Schmierung der Maschinenteile der ein fach wirkenden Maschinen erfolgt meist im Wasser- und Oelbade, besonders bei der Wes tinghouse-Maschine und deren Abarten. Diese Schmierung hat aber den grossen Nachteil, dass sie die Cylinder abkühlt und so zu D ampfverl asten Anlass giebt. Bei den doppeltwirkenden Maschinen werden die einzelnen Teile durch sichtbar schmierende Schmierapparate geölt.

Trotz aller Anstrengung konnten die Schnellläufer den Grossmaschinen mit hoher Kolbengeschwindigkeit das Feld im Fabrikbetriebe bisher nicht streitig machen ; sie sind und bleiben ein Notbehelf, die jedoch unter bestimmten Umständen ihre Berechtigung haben. Auf den Dampfverbrauch hat hohe Kolbengeschwindigkeit wenig Einfluss.

Ist die Massenwirkung grösser als der Kompressionsenddruck,*) so kann man auch künstliche Kompression anwenden, indem wir kurz nach Beginn der Kompression Frischdampf hinter den Kolben lassen und so die Kompressionskurve bis zum Anfangsdruck steigern. Man beachte Band „Steuerungen“. Auch mit dem Weiss’schen Schieber (Band „Steuerungen“) ist künstliche Erhöhung der Kompressionskurve zu erzielen.

Durch genügend grosses Voreilen erreichen wir dasselbe, aber in unvollkommener Weise, denn bei künstlicher Kompression wird der in Betracht kommende Stosswinkel kleiner, s. „Haeder, Indikator**, III.Aufl.

enddruck zu----n ï

o,i

Massen 8 Atm. ahs. Enddruck nötig haben.

• 0,8 = 1,05, während wir zum Beschleunigen der

*) Legen wir z. B. eine Kondensationsmaschine von 700 mm Durchmesser, 1200 mm Hub und 8 Atm. abs. zu Grunde, so ist nach Tab. 196, Seite 454, die zulässige Tourenzahl = 150. Bei Annahme von 25% Kompression, 10% schädlichen Raum, p₀ = 0,8, ergiebt sich der Rompressions-0,25 -f- 0,1

Massenwirkung und Druckwechsel im Gestänge bei schnelllaufenden

Maschinen.

Nach den Angaben Seite 447 n. f. kann man die Grösse der Massendrücke ermitteln und das Massendruckdiagramm aufzeichnen. Dort ist die Berechnung aber schon bei der Entwicklung der betreffenden Gleichung (nach Radinger) auf den qcm Kolbenfläche bezogen. Der Anfänger verliert jedoch bei dieser Methode zu leicht die Grössenbegriffe für die in Betracht kommenden wirklichen Gewichte; wir wollen deshalb in Nachstehendem die Hauptgesichtspunkte nochmals zusammenfassen.

Es bedeute (abweichend von Seite 447) :

Q den Querschnitt des Dampfcylinders in qcm, (bei Tandemmaschinen, 1 kurblig nach Tab. 241, beziehen wir die Berechnung auf den Niederdruckcylinder),

G das Gewicht der hin- und hergehenden Massen (Kolben, Kolbenstange, Kreuzkopf, Treibstange) in kg,

{/, D Durchmesser der Dampfcylinder,

v den Kurbelradius (halber Kolbenhub) in Mtr., n Tourenzahl pro Minute,

W die Endspannung in Atm. abs. ¹) Für den Entwurf setzt man w₀ = wu —    = Wh = w und wählt w nach „Dampf

maschinen“ Seite 14 u. 31. Für Hochdruckseite der Kompoundmaschine kommt die Endspannung des Hochdruckdiagramms in Betracht. Wir setzen beim Entwurf der Einfachheit wegen Endspannung = Aufnehmer druck. p die Eintrittsspannung in Atm. abs. Für die Niederdruckseiten die Aufnehmerspannung,

pr die Aufnehmerspannung bei Zweifach-Expansionsmaschinen.

K die vorhandene Kraft zum Beschleunigen der Massen,

P den Druck, welcher nötig ist, um dem Kolben die (durch Tourenzahl und Kolbenhub genau bestimmte) Beschleunigung zu erteilen, in kg,

Ist die Bedingung K > P nicht erfüllt, so muss das Schwungrad die Massen über den toten Punkt wegziehen und der m Druckwechsel im Gestänge findet erst nach der Totpunktlage der Kurbel statt.

Beim Aufzeichnen der Massendruck d i a g ramme (S. 447

und in Atm.

P

u. f.) setzt man dann pro qcm Kolbenfläche —

Gewichte der hin- und hergehenden Teile. Meine Werkstattzeichnungen ergeben:

I. Stehende Maschinen.

Tab. 234. Hochdruckseite. (d = 0,8 bi» l x Hub.) gültig auch für Eincylindermaschinen.

II l l

§ îo 1

Ci'

0,12-Q.

Tr» !k O

o © o

Tab. 235. Niederdruckseite. (D — 1,3 bis 1,5 x Kolbenhub.) Gewicht G = 0,11*0.

D—    375    410    450    525    600    675    750    825    900    975    mm

Hub

260    290    320    380    440    500    550    600    650    700    n

120    140    170    235    305    390    480    575    685    805    kg

II. Liegende Maschinen.

Tab. 236. Hochdruckseite, (cf — 1,7 bis 2 x Hub) gültig auch für Eincylindermaschinen.

d=    200    250    300    350    400    450    500    550    700 mm

Hub oo    300    400    500    600    700    800    900    1000    1200 „

Gr^    60    100    160    230    320    420    560    700    1320 kg

G^ 110

|-= 0,12 0,13 014    015 0,16 0,17    0,18    0,20

185    290    445    605    775    1000    1700    kg

Tab. 238. Tandem-Maschine.

Für D — 0,8 bis 1 X Hub ergeben ausgeführte Maschinen im Durchschnitt :

D =

Hub (v

G =

Gewicht <2=0,35*0 also:

500    600    700    800    1000    1200 mm

600

700

800

900

1000

1200

670    970    1320    1720    2690    3890 kg

c»

Beschleunigungsdruck P, Kolbendruck K.

Für übliche Treibstangenlängen (I ~ 5 r) :

Tab. 239. Stehende Maschinen.

oben

unten

cu

iw*

<?>

S¹'

Notwend. Beschleunigung

n² • v

75

Nötiger Beschleun.-Druck

Zur Verfügung stehende Kraft.......

n,.^Mk./SeC

y = ₁₁₂^;m4^

G ,

(f — kg

Druck im Kurbelzapfen .

K=(p-Wu)Q+G

K—P

K=(p—w₀) Q—G kg

K — P

Soll also der Dampfdruck genügen, um die Massen in Bewegung zu setzen, so muss sein :

I:    |

Tab. 240. LiegendelMaschinen.

?"

C,h

^hinten

pi__

vorn

! wvJ

y t

- cv

t->U

Notwend. Beschleunigung

H² • /*

cp =

n² • r

<P ⁼ m‘

Nötiger Beschleun.-Druck

Zur Verfügung stehende Kraft.......

<7)--

T 0

P = (p •

Druck im Kurbelzapfen .

Ä= (p- •*>) 0

K—P

K = 0—n^)Q

K—P

Soll also der Dampfdruck genügen, um die Massen in Bewegung zu setzen, so muss sein:

K^=:P

| KL=P

Tab. 241. Tandem-Maschinen (liegend einkurblig).

Für (p und P gelten hier dieselben Regeln wie unter Tab. 240 für liegende Maschinen. Die zur Verfügung-stehende Kraft ist :

■L

K = (pr — w) • Q + (p pr) • Q ' -ÿ-

Niederdruck

Hochdruck

Um sich ein Bild zu machen, wie Massendrücke und Druckwechsel sich bei verschiedenen Maschinengattungen gestalten, wollen wir für 3 Maschinenarten (liegend mit Kondensation) die Werte bestimmen.

Kolbenhub 1100 mm; n = 100 Umdrehungen; p = 8 Atm. abs. 100²*0,55

Nach Tab. 240 wird <p =

75

= 73 flrli psap Mi ! Sek!'

I. Eincylinder. Cyl-Durchm. 600 mm; Q = 2770 qcm. Nach Tab. 236 wird G^0,32*Q = 0,32*2770 = 885 kg.

6590 kg.

Seite 14    ,,    w - 0,95 Atm. abs., demnach:

„ Tab. 240 „ K = (8 - 0,95) *2770 = 19500 kg.

885

„ 240    „ P = 73---.

9,81

2. Kompound. (2kurblig), Cyl.-Durchm. 600/930 Nach Seite 35 ist: w — 0,8 Atm. abs.; pr = 1,8 Atm. abs.

min.

Nach Tab. 236 u. 237 G

Hochdruck Q — 2770 qcm Niederdr. Q = 6660 qcm 0,32*2770 — 885 kg

0,19*6660 = 1260 kg

,,    240 wird P

)»

„ 240 „ K

885

6590 kg

(8—1,8) *2770=17200 kg

73*

1260

9,81

9400 kg

(1 8-0,8)-6660 = 6660 kg

73*—-

9,81

3. Tandem. (Ikurblig), Cyl.-Durchm. 600/930 Q = 6660 qcm; G oo 0,35 • Q = 0,35 • 6660 ~ 2330 kg.

mm.

(f). w und pr wie im vorigen Beispiel.

2330

17250 kg.

Aus den Cylinderquerschnitten für 600 und 930 mm Durchm. er-giebt sich 1/ : v = 2A

Nach Tab. 241 ist K = (1,8 — 0,8)-6660 + (8—1,8)-6660-    —

23 860 kg.

Wir haben also für Hub = 1100 mm, p = 8 Atm abs., n — 100:

Kompound (2 kurblig), Tandem Hochdruck Niederdr. | (Ikurblig)

2330 Tcg

9400    17250 kg

6660    23860 kg

- 2740 *) + 6610 kg

Nach Tab. 240 wird: P = 73*

a =

P — K =

Ueberschuss li. — P ==

9,81

Eincylinder

885

6590

885

19500 + 12910

6590

1260

17200 + 10610

*) Bei Kompound-N i ed er drue k tritt also der Druckwechsel erst nach dem toten Punkt ein, da P>K. Man findet deshalb die Tour enzahl der 2kurbligen Verbundmaschine meistens niedriger als die der Eincylinder- oder Tandemmaschinen.

In Nachstehendem folgen einige Systeme von Schneilläufern.

Tosi-Maschine.

Eine äusserst einfache, in Italien hergestellte, stehende Tandemmaschine hatte ich Gelegenheit in Berlin zu besichtigen.

-i

.___<r_ —

MM

mii

i?

lii, i .. i

i!

Fig. 1825—1826.

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Fig. 1830—1832. Kreuzkopf.

5 Schraube zum Feststellen des angeschraubten Kreuzkopfes, T Treibstange, B Bürsten zur Oelung der Gleitflächen.

Fig. 1827—1829. Schieberstangengelenk.

Fig. 1825 zeigt die Disposition, Fig. 1830 Kreuzkopf mit Treibstangenangriff und Fig. 1827 den Antrieb des für beide Cylinder gemeinschaftlichen Grundschiebers.

Die Schieberstange hat£ keine

Die Maschine hat 400 X 600 Cylinderdurchmesser 425 mm Hub, 245 Umdrehungen und bei 8 Atm. Dampfdruck eine Normalleistung von 200 eifekt. PS.

besondere äussere Führung wie Fig. 1827 zeigt. (Ich habe die Skizzen nur aus dem Gedächtnis gemacht, da mir Zeichnungen nicht zur Verfügung stehen.)

Die Maschine besitzt nur einen einzig en Rundschieber und Achsenregulator, welcher den Schieber, dem jeweiligen Kraftbedarf entsprechend, durch Verdrehung des Excenters einstellt.

Die Maschine kostet betriebsfähig aufgestellt ca. 10 500 Mk. Diesen ausserordentlich billigen Preis könnte man sich erklären durch die sehr einfache Ausführung und die vom Staate Italien bewilligte Ausfuhrprämie, welche, wie man vermutet, die ganzen Frachtkosten von Mailand bis Berlin decken. Auch dürfte der Fabrikant in Italien billigere Arbeitslöhne und keine Zeit- und Geldverluste durch das Alters- und Unfallversicherungsgesetz u. s. w. haben.

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Fig. 1838-1887. Schnellläufer, System ;,Willans“.

Wie die Abbildung (Fig. 1833) einer aus zwei Verbundmaschinen zusammengesetzten Dampfmaschine erkennen lässt, sind die Treibkolben P und P₁ durch je zwei kurze Treibstangen mit-

einander verbunden. Zwischen den beiden Stangen befindet sich

ein Excenter, welches die zur Dampfverteilung benötigten Kolbenschieber bewegt.

Die Wirkungsweise der Willans-Maschine ist folgende: Der Dampf tritt bei c ein und wird, der jeweiligen Kraftentnahme entsprechend, durch ein von einem Centrifugalregulator be-thätigtes Drosselventil gedrosselt. Nimmt man an, dass der kleinere Kolben sich seiner oberen Stellung nähert, so tritt Dampf durch die Löcher 7 in das Rohr R und entweicht aus diesem in den Cylinder C, sobald der Steuerkolben V₄ die Oeffnungen 6 nicht mehr verdeckt. Der Dampf vollführt nun seine Hochdruckarbeit, die Expansion des Dampfes beginnt, nachdem der Steuerkolben V4 die Oeffnungen 6 bezw. der obere Steuerkolben die Löcher 7 verschliesst. Man kann also die Expansion durch die Lage der Oeffnungen oder aber durch die Höhenlage der Stopfbüchse G₄ verändern. Beim Rückwärtsgang tritt nun der Dampf durch die wieder freigewordenen Oeffnungen 6 und 5 in den Behälter R1 und von diesem durch die Oeffnungen 4 und 3 in den Cylinder Cv hier seine Niederdruckarbeit verrichtend. Darnach strömt der Dampf durch die Oeffnungen 3 und 2 in den Behälter E und aus diesem ins Freie oder in den Kondensator. Man könnte natürlich auch den Dampf nochmal arbeiten lassen und auf diese Weise eine Maschine mit dreifacher Expansion erhalten.

Den schädlichen Einfluss der hin- und hergehenden Massen aufzuheben, ordnete der Erfinder einen Cylinder (/an, in welchem durch den Kolben G beim Aufwärtsgange Luft komprimiert wird. Durch den Stutzen M steht der Cylinder U mit der Aussenluft in Verbindung. Es ist dadurch eine gleich-massige Wirkung der Kompression, ob die Maschine mit oder ohne Kondensation arbeitet, erzielt.

Grafton-Maschine/)

Der Maschinenrahmen besteht in seiner Hauptsache aus zwei Gussstücken A und B, die an ihren Teilfugen mit Ansätzen für die Lagerschalen zur Kurbelwelle C versehen und durch Bolzen miteinander verschraubt sind. In den oberen Teil sind die den Cylinder bildenden Stücke G und F von oben und unten mit einem kleinen Trennungsspalt S eingesetzt. Letzterer entspricht den Dampfkanälen gebräuchlicher Dampfmaschinen und ist infolge seiner Länge nur sehr schmal gehalten, auf diese Weise einen schnellen Abschluss ermöglichend.

Die beiden Kolben P und V bewegen sich grösstenteils in entgegengesetzter Richtung. Der untere Kolben P ist durch die

36

*) Zeitschr. d. Ver. deutsch. Ing., 1894, S. 914.

Haeder, Dampfmaschinen*

Treibstange 0 mit der Kurbelwelle verbunden, während die Bewegung des oberen Kolbens F, der gleichzeitig als Steuerkolben wirkt, mittelst Querhaupt und zwei Schubstangen von den beiden seitlichen Wellenkröpfungen übertragen wird. Die Wellen-

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Fig. 1888—1839. Grafton-Maschine.

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Fig. 1840. Schieberdiagramm.

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kröpfungen sind um 135° versetzt, so dass der Schieber noch nicht seine äusserste Stellung erreicht hat, wenn die Kolben ihren grössten bezw. kleinsten Abstand haben. Es ergiebt sich dadurch eine principiell richtige Schiebersteuerung.

Versuche an einer Maschine von 350 Durchmesser, 159 Hub, ergaben bei 603 Umdrehungen pro Minute eine Leistung von 36,2 Ni und 12,8 kg Dampf verbrauch pro N% und Stunde.

Raworth-Maschine.

The Brush Elec-trical Engineering Company, Limited, London.

Bei dieser Konstruktion sind die Schieber (sog. Cor-liss-Hähne) so angeordnet, dass der schädliche Raum sehr klein ausfällt, was für schnellgehende Maschinen bekanntlich von grosser Wichtigkeit ist. Die beiden Kolben sind einfachwirkend. Der Frischdampf tritt von unten in den Hochdruckcylinder. Wenn die höchste Stellung erreicht ist, tritt durch die untere Löcherreihe etwas Dampf in den Receiver über. Beim Niedergan g tritt nun der Dampf in den grossen Cylinder, auf dessen oberer Seite wirkend. Ist die unterste Stellung erreicht, dann kann durch die freigewordenen Löcher das Kondensationswasser abfliessen, ein Zweck, der durch die konischeKolben-form wesentlich gefördert wird. Die Regulierung erfolgt durch einen Achsenregulator, der dem jeweiligen Kraftbedarf entsprechend dieFüllung von 0 bis 62 °/₀ einstellt. Die Maschinen dienen vorzugsweise zum direkten An trieb von Dynamomaschinen.

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Fig. 1842. Raworth-Maschine.

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Westinghouse-Maschine.

Garrett, Smith & Co., Magdeburg-Buckau.

Die Maschine besteht aus zwei einfach wirkenden gleich grossen Cylindern, zwischen denen der Steuerkolben angeordnet ist. Die Kurbeln sind um 180° versetzt. Zur Regulierung dient

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Fig. 1843. Westinghouse-Maschine.

ein Kolbenschieber F, welcher abwechselnd den vom Einlassventil kommenden Dampf durch die Aussparungen p bezw. pJ den Cylindern ®zuführt. Der* Abdampf entweicht durch den Stutzen N ins FreieDie Schieberführung J ist durch Ringe abgedichtet und. nimmt in sich das Gelenk für die Excenterstange r auf. Die Regulierung erfolgt durch Achsenregulatoren, variable Füllung von 0—90°/o.

Dreicylinder-Dampfmaschine.

Fe od. Siegel, Schönebeck a./E.

Die Maschine besteht aus drei einfach wirkenden Dampf-cylindern, deren Kurbeln um 120° versetzt sind. Die Steuerung erfolgt durch einen rotierenden Schieber bezw. Hahn, durch welchen den einzelnen Cylindern nacheinander Dampf zugeführt

Fig. 1844—1845. Schnellläufer, System „Siegel“.

wird. Der verbrauchte Dampf strömt ebenfalls durch diesen Steuerhahn ins Freie. Wie die Abbildung {Frg. 1844) zeigt, dienen die langen Kolben gleichzeitig als Kreuzköpfe. Die Kreuzkopfbolzen erhalten ihre Schmierung von oben. Die Kurbelwelle läuft in einem Oelbad und wird ihr dadurch genügend Schmieröl zugeführt. Die bewegten Teile der Maschine sind eingekapselt, die Treibstangenlager nach Entfernung einiger Verschlussdeckel zugänglich. Die Maschinen, welche je nach Grösse 500—165 Umdrehungen machen, eignen sich zum direkten Antrieb von schnelllaufenden Arbeitsmaschinen.

0. Dampfhämmer.

Man unterscheidet: einfach wirkende (ohne Oberdampf), doppelt wirkende (mit Oberdampf) und Hämmer mit expandierendem Unter- und Oberdampf.

Im allgemeinen werden Hämmer ohne Oberdampf bei grossen Fallgewichten über 1000 kg angewendet, während kleinere, sogenannte Dampfschnellhämmer jetzt fast stets mit Unter- und Oberdampf gebaut werden.

Die Konstruktion des Dampfcylinders unterscheidet sich wesentlich von der der gewöhnlichen Betriebsmaschinen. Sie sind so vielseitig, dass an dieser Stelle nur einige Ausführungen angedeutet werden können.

Die Firma Eulenberg, Moentig&Co., Mülheim/Rhein, baut Dampfschnellhämmer nach zwei verschiedenen Anordnungen bezügl. der Chabotten.

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Fig. 1846-1847.

Fig. 1848-1849.

F/#. 7S4Æ—1847 mit fester Schlitz-Chabotte wird für Dampfhämmer bis etwa 500 kg Bärgewicht empfohlen, während Fig. 1848 bis 1849 mit loser Schlitz-Chabotte sich für Ausführungen bis zu 1000 kg Bärgewicht eignet, namentlich auch für forcierte Reckarbeiten in hartem Werkzeugstahl, da sich die Erschütterungen hierbei in weniger schädlicher Weise auf den Dampf-cylinder und die Steuerungsteile übertragen.

Bei der Anlage von Dampfhämmern wird von der Aufsichtsbehörde jetzt für das Gewicht der Chabotte meist das zwanzigfache Gewicht des Fallgewichtes vorgeschrieben.

Die Schieberbewegung erfolgt in beiden Fällen durch eine vom Hammerbär mittelst Gleitstange bethätigte Schwinge.

Für die Ausführung von Gesenkarbeiten in Massenfabrikation baut vorgenannte Firma den in Fig. 1850—1851 dargestellten Universal-Dampfhammer (System Joh. Albert Henckels, Solingen). Bis zu einem Bärgewicht von 300 kg werden diese Hämmer von einem Mann durch Fusstritt bedient.

Bei grösseren Bärgewichten bis zu 5000 kg wird dieser Dampfhammer mit Expansionssteuerung ausgerüstet, bei welcher an die Stelle des einfachen Schiebers, ein durch 2 Kanäle durchbrochener Verteilungsschieber tritt, welcher ebenfalls an die plungerartig ausgebildete Schieberstange angeschlossen ist.

Auf dem Rücken dieses Schiebers sind zwei Expansionsschieber angeordnet, welche jedoch an der Bewegung der Steuerungsorgane nicht teilnehmen, sondern Stillstehen.

Ihre gegenseitige Entfernung kann aber durch eine, durch diese Schieber gehende Stahlspindel mit Rechts- und Linksgewinde verändert werden, sodass man sowohl bei Ober- oder Unterdampf von 0 bis 1 expandieren kann.

Die Expansionsschieber können vermittelst eines Zahnradgetriebes durch einen neben dem Hammer stehenden Arbeiter verstellt werden.

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Fig. 1852.

Fig. 1850-1851.

J. E. Reinecker, Chemnitz.

Universaldampthammer von Eulenberg, Kompounddampfbammer von Moenting&Co. m.b.H. Mülheim/Rhein.

(System J. A. Henckels, Solingen.)

Eine andere sinnreiche Konstruktion zeigt Fig. 1852. Es ist dies ein von J. E. Reinecker ,*) Chemnitz, konstruierter Kompounddampfhammer. Der Hammer besitzt zwei Cylinder von verschiedenem Durchmesser übereinander, welche beide einfach wirkend sind.

Der Dampf tritt durch den Einlassschieber mit vollem Dampfdruck in den Schieberkasten. Der Zutritt zu dem Cylinder wird durch eine Drehscheibe geregelt. Die erzielte Dampfersparnis soll bei vollem Hube des Hammers angeblich bis zu 50 Prozent betragen, da bei dieser Konstruktion der gesamte Oberdampf gespart wird.

P. Lokomobilen.

Die Lokomobilen werden überall angewandt, wo man die Dampfkraft nur vorübergehend oder anshülfsweise benötigt, wie bei landwirtschaftlichen Betrieben, bei Banunternehmungen oder wo R a um mang el herrscht, sowie bei kleinen gewerblichen Anlagen.

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Fig. 1853—1855. Querschnitte von Lokomobilcylindern.

Bei Anwendung hochgespannter Dämpfe empfiehlt es sich, den Cylinderfuss mit durchgehenden Leisten a (Fig. 1854) zu versehen, um ein Herausfliegen der Verpackung zu vermeiden, oder wie es Wolf macht, den Untersatz ganz wegzulassen und den Cylinderfuss auf den Kessel zu nieten.

Besondere Aufmerksamkeit ist den Lagersätteln (Fig. 1856) zuzuwenden. Dieselben müssen eine genügend breite Auflagefläche auf dem Kessel haben, da sonst ein Einbiegen des Kesselmantels bei 6 ein tritt.

Fig. 1856.

Bei vielen Lokomobilen findet man federnde bezw. zu schwache Kurbelachsen. Herstellung der Kurbelachsen s. Seite 102.

Der Einfluss der Längenausdehnung auf die während des Betriebes eintretenden Spannungen ist besonders zu beachten und entsprechend auszugleichen.

Hauptsächlich der Dampf kessel bedingt je nach der Dampfspannung mehr oder weniger grosse Längenausdehnung. Die Dampfmaschine selbst ist z. B. bei Lokomobilen direkt auf den Kessel montiert, und übertragen sich demnach die Aenderungen, welche die Temperatur im Kessel hervorbringt, auch auf die Dampfmaschine.

Fassen wir die in Fig. 1859 dargestellte Lokomobile ins Auge, bei welcher die gusseiserne Schlittenführung mit dem Dampfcylinder fest verbunden ist.

Der Dampfcylinder erwärmt sich während des Betriebes, ebenso der Kessel, während die übrigen Teile der Dampfmaschine eine Temperatur annehmen, durch die eine nennenswerte Längenausdehnung kaum eintritt. Es ist demnach nicht angängig, bei Fig. 1859 den auf den Kessel aufgenieteten Rahmenfuss c fest mit dem Rahmen zu verbinden. Man bildet deshalb den Rahmenfuss nach Fig. 1857 schlittenförmig aus, so dass eine Verschiebung des Rahmens in der Längsrichtung stattfinden kann. Bei der Anordnung (Fig, 1860) ist die Gradführung G für den Schlitten für sich auf den Kessel genietet und dadurch der Einfluss der Längenausdehnung unschädlich. Auch das Maass 6, die Entfernung von Mitte Oylinder bis Mitte Kurbelachse, wird durch die Längenausdehnung des Kessels sehr beeinflusst.

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Fig. 1857.

Fig. 1859.

Fig. 1860.

Dieses Maass b sei beispielsweise bei einer Lokomobile 2,5 Mtr., so wird die Ausdehnung während des Betriebes je nach der Dampfspannung 2—4 mm betragen. Auch auf diese Ausdehnung ist Rücksicht zu nehmen, indem man den Spielraum zwischen Kolben und Cylinderdeckel im kalten Zustand der Maschine verschieden gross wählt und zwar den grösseren Wert auf der vorderen Deckelseite.

Zur Gewährleistung des Dichthaltens der Siederohre an der

vorderen Stirnwand ist es nötig, die Entfernung zwischen Feuer brücke und Rohr wand bei runden Feuerbüchsen mindestens 400—500 mm zu machen.

Tab. 243. Durchschnittspreise und Gewichte guter Lokomobilen.

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Figf. 1861—1862, Kompoundlokomobile.

Heizfläche 40 qm, Dampfdruck 8 Atm., Maschine 225/330, Hub 400, Umdrehungen 130.

(Ausgeführt nach Konstruktionszeichnungen von Haeder.)

Stationäre Lokomobilen werden bis zu 250 PS. ausgeführt. Ich hatte Gelegenheit, eine Maschine mit folgenden Hauptdimensionen zu untersuchen:

Heizfläche des Kessels 132 qm, Dampfdruck 10 Atm.

Kompoundmaschine 360 u, 600 Cylinderdurchmesser, 550 Hub, 95 Umdrehungen pro Minute,¹ Leistung 150 effektive Pferdestärken.

Garantierter Dampfverbrauch 6,5 kg pro indizierte Pferdekraft und Stunde; garantierter Kohlenverbrauch 0,85 kg pro indizierte Pferdekraft und Stunde. Preis 34 000 Mark.

Q. Der überhitzte Dampf.*)

Ueberhiizter Dampf entsteht durch weitere Wärmezufuhr zum gesättigten Dampf, während der Dampf mit der Wasseroberfläche nicht mehr in Berührung ist. Ueberhitzter Dampf hat bei gleicher Spannung höhere Temperatur als gesättigter.

Bezeichnet :

p die Spannung des Dampfes in Atm. abs.,

V das Volumen in cbm,

t die Temperatur des gesättigten Dampfes in °C nach S. 12,

der Ueberhitzung in °Cels. bei derselben Spannung, entsprechend der Temperatur f, t -j- ü die Temperatur des überhitzten Dampfes in °Cels.,

T die absolute Temperatur des überhitzten Dampfes in °Cels.,

so ist :

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und nach Zeuner

in cbm f. d. kg *    (375)

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Bezeichnet ferner:

G die Dampfmenge in kg, welche überhitzt werden soll, c die specifische Wärme des überhitzten Dampfes bei konstantem Druck, nach Régnault, im Mittel e = 0,48,*)

X die Gesamtwärme des gesättigten Dampfes in Kalorien, vergl. Tab. 3, Seite 12,

so ist die für die Ueberhitzung aufzuwendende Wärmemenge

(376) *)

Zur Erzeugung von 1 kg überhitzten Dampf aus Wasser von 0⁰ C ist eine Gesamtwärme nötig von

(377) *)

1V'=X -f 0,48 -G-ü

*) Bach hat bei Versuchen fiir Gleichung 376 und 377 einen grösseren Wert erhalten: c = 0,53 bis 0,63, doch bedürfen diese Werte noch der Nachprüfung. Vergl. ZeitscŁr. V. d. Ing. Nr. 20, S. 729, 1902.

Die Ausnutzung des Dampfes in unseren gewöhnlichen Dampfmaschinen ist hauptsächlich wegen der grossen Kondensationsverluste, welche der gesättigte Dampf durch seine Abkühlung erleidet, eine unökonomische.

Es ist erwiesene Thatsache, dass dadurch der Dampfverbrauch (und naturgemäss damit auch der Kohlenverbrauch) oft bis 30°/o grösser ausfällt. Um diese Kondensations Verluste auf ein Minimum zu reduzieren, war man bestrebt, den Temperaturunterschied zwischen dem in die Maschine eintretenden Dampf und den Cylinderwandungen zu verringern. Dies führte zur Anwendung der mehrstufigen Expansion, d. h. man lässt den Dampf von hoher Spannung nacheinander in zwei oder mehr Cylindern wirken.

Doch die Kalkulation hat uns gelehrt, dass diese Vorteile der mehrstufigen Expansion mit Rücksicht auf die hiermit verbundenen Schwierigkeiten in der Konstruktion und der Herstellung der Maschinen, nur bei grösseren und grossen Maschinen zu Tage treten.

Für die grosse Menge der vielen kleineren Betriebsmaschinen ist man noch immer genötigt, mit grossen Dampfverbrauchs-Ziffern zu rechnen.

Dieser Nachteil ist nun durch dieüeberhitzung des Dampfes, oder wie die Neuzeit es auch nennt, das Veredeln des rohen, gesättigten Dampfes zum Teil behoben, die Kondensationsverluste werden geringer.

Sehr interessant ist es, einmal gesättigten Dampf von 6 bis 10 Atm. und dann überhitzten Dampf, aus einem engen Rohr ins Freie treten zu sehen. Während der gesättigte Dampf kurz hinter der Mündung des Rohres in einem weissen Strahle sichtbar wird, ist überhitzter Dampf sehr weit weg von der Mündung erst in einer leichten Wolke sichtbar.

Jedem Ingenieur oder Fachmann, der Gelegenheit hatte, Dampfmaschinen mit gesättigtem Dampf gespeist, zu indizieren, und ebensolche mit überhitztem Dampf, fallen die Vorteile des letzteren sofort ins Auge.

könnte vielleicht

man

Als Erfinder des überhitzten Dampfes Hirn genannt werden, welcher bereits in den 50er Jahren die ersten Versuche mit der Ueberhitzung des Dampfes durchgeführt hat; diese Versuche, sowie auch alle späteren waren nicht von dem gewünschten Erfolge begleitet, da man den überhitzten Dampf in ganz gewöhnlichen, und zur damaligen Zeit, im Vergleiche zu jetzt, noch sehr unvollkommenen Maschinen benutzen wollte, da man aber zu jener Zeit nur mit animalischen oder vegetabilen Oelen schmierte und die schwerer vergasenden Mineralöle noch nicht kannte, musste sich mit einer nur geringen Ueberhitzung begnügen. Eine Steigerung derselben führte immer zu Betriebsschwierigkeiten, die selbstverständlich stets sehr unangenehm sind.

Ausserdem wurden zu den Ueberhitzungsapparaten nicht die geeigneten Materialien verwendet, dann verstand man es auch

nicht, die zweckmässigen Verbindungen zu wählen, welche bei hohen Ueberhitzungen noch entsprechende Betriebssicherheit und auch Dichtheit gewährleisteten.

Man war durch die vorstehend erwähnten Umstände und herbeigeführten Misserfolge von dem Bestreben den Dampf zu überhitzen wieder abgekommen.

Aber trotz alledem hatte man schon früher immerhin gute Ersparnisse im Dampfverbrauch gemacht, welche die Vorteile der Sache bewiesen.

Betr. der einzelnen Details³) sei noch folgendes bemerkt:

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Bei überhitztem Dampf, (besonders auch bei hohem Dampfdruck) hat man bei den Absperrventilen mit Schwierigkeiten kämpfen, hauptsächlich bezüglich des Dichthaltens von Kegel und Sitz.

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Wie 0. von Bach neuerdings durch eingehende Versuche (veröffentlicht in der Zeitschr. d. V. deutsch. Ing.) nachgewiesen hat, lässt Rotguss bei starker Ueberhitzung (ca. 350°) sehr schnell in seiner Festigkeit nach und soll für Ventilkörper überhaupt nur mit Einschränkung gebraucht werden. Auf diese Ursache ist es zurückzuführen, wenn Sitz und Kegel durch die Dampf mitgerissenen Unreinigkeiten mitunter in kurzer Zeit stark angefressen werden. Ferner ist zu beachten, dass infolge der ungleichen Wärmeausdehnung, die bei Eisen und Rotguss schon ziemlich erheblich ist, die Sitze aus Rotguss leicht gelockert werden und jedenfalls gegen das Herausdrücken durch den Dampfdruck besonders gesichert werden müssen.

Es wird sich also empfehlen, an Stelle des Rotgusskegels einen stark konstruierten gusseisernen Kegel anzuwenden, aut den Rotgusssitz ebenfalls zu verzichten und als Dichtung ein Material zu wählen, das annähernd denselben Ausdehnungskoeffizienten hat, wie das Gusseisen, wir haben nun in dem Nickel ein Material, mit dem gerade in dieser Beziehung die besten Erfahrungen gemacht sind. Die Nickelringe sind natürlich in Sitz und Kegel in schwalbenschwanzförmigen Nuten gut zu befestigen.

Aus oben Gesagtem geht weiter hervor, dass für die Spindeln nicht Rotguss, sondern Stahl oder Schmiedeeisen zu wählen ist

Für die Kolbenringe bei Heissdampfmaschinen kommt man mit Gusseisen vollständig aus. Am besten haben sich hier Ramsbottonringe bewährt, wobei gute Schmierung mit passendem Cylinderöl vorausgesetzt ist. Der Kolben muss reichlich lang werden, dass die Ringe thunlichst in der etwas kühleren Zone der Laufflächen zum Arbeiten kommen.

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Für die Stopfbüchsen ist Weissmetallpackung (s. auch S. 535) immer noch am zweckmässigsten. Jedoch auch hier ist für gute Schmierung Sorge zu tragen und geschieht fachsten durch eine mechanische Schmierpumpe, die das Oel durch Nuten und Kanäle bis zum Grundring hin sicherer an Ort und Stelle bringt als ein Tropfschmiergefäss, dessen einzelne Tropfen vorn abgestrichen werden und wenig oder gar nicht zur Wirkung kommen.

Der Heissdampfmotor von Schmidt.

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In Fig. 1863 ist ein Kessel nach System Schmidt nach den ersten Ausführungen im Jahre 1890 dargestellt. Der Dampf wird in einem Lacha-pelle-Kessel K von sehr kleiner Heizfläche (0,2 bis 0,7 qm pro Pferdekraft) gebildet und durch die abziehenden Heiz-auf 350° bis 380° Uber-

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hitzt. Der Vorgang der Ueber-hitzung ist folgender : Aus dem Vorüberhitzer (den unte-zwei Spiralen a) tritt der Dampf in ein weites, stehendes, vom Kessel entferntes Rohr 6, den Nachverdampfer. Hier wird dem aus dem Kessel mitgerissenen Wasser Gelegenheit geboten, auf Kosten vom Wärmegehalt hitzten Gemisches zu verdampfen. VomNachverdampfer gelangt derDampfin denHaupt* Überhitzer c und wird durch

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die Spiralen im Gegenstrom Fig. 1863. Kessel zum Schmidt-Motor. zu aen Heizgasen geführt.

Den Querschnitt des Dampfcylinders einer Schmidt’schen Heissdampfmaschine zeigt Fig.1864

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Fig. 1831. H e iss d a m p fmaschine 460/950 mm Cyl.-Durchm., 1000 mm Hub, n = 86 Umdrehungen 'pro Min.

R. Heissluft-, Gas- und Petroleummotoren.

Unter kalorischen Maschinen versteht man solche Maschinen, welche durch die Expansion erwärmter Gase Arbeit verrichten.

Die Erzeugung der Spannkraft der Gase, gewöhnlich der atmosphärischen Luft, kann durch feste, flüssige oder gasförmige Brennstoffe erfolgen und die Wirkungsweise kann eine g e -schlossene oder offene sein; d. h. die Maschine verwendet zu jedem Arbeitshube eine neue Luftmenge oder sie gebraucht dieselbe ununterbrochen. Ferner unterscheidet man noch kalorische Maschinen mit offener und geschlossener Feuerung. Zwischen beiden liegen die Gas- und Petroleummotoren, die als offene kalorische Motoren mit geschlossener Heizung ausgeführt werden.

Die grossen Abmessungen, die durch den verhältnismässig kleinen mittleren Druck der „Heissluftmaschiiieil“ bedingt sind, beschränken deren Anwendung nur auf kleine Leistungen, und ist ihre Verbreitung durch die Erfindung der Gasmotoren sehr beschränkt worden. Die Verbreitung der Gasmotoren nimmt mit® jedem Jahre zu und machen dieselben schon jetzt der Dampfmaschine unter gewissen Umständen Konkurrenz.

Die Gasmaschinen kann man nach den ihnen unterliegenden Prinzipien in folgende Gruppen teilen:

1.    Maschinen ohne Kompression der Gase, welchen die ältesten Gasmaschinen zugezählt werden müssen. Bei diesen Maschinen wird Gas und Luft auf eine bestimmte Länge des Hinganges angesaugt und durch geeignete Vorrichtungen entzündet. Infolge der Verbrennung erwärmt sich das Gemenge und treibt den Kolben vorwärts, heim Rückgang werden die Verbrennungsprodukte ausgestossen. Dieses System ist gegenwärtig verlassen und an dessen Stelle traten die der folgenden Gruppen.

2.    Gasmaschinen mit gemeinschaftlicher Kompression der Gase und der Luft. Bei diesen Maschinen wird von einer Pumpe oder auch dem A r b e its ko 1 h en Luft und Gas vor der Verbrennung komprimiert, zum Entflammen gebracht und durch Expansion des erwärmten Gemisches der Kolben vorgeschoben. Durch die Verbrennung wird der Arbeitscylinder so weit erwärmt, dass ohne Kühlung desselben das Schmieröl zersetzt und so der Bestand der Maschine in Frage gestellt würde ; diese Kühlung bedingt gewisse Verluste, die durch die Maschinen der letzten Gruppe vermieden werden sollen.

3. Gasmaschinen mit gesonderter Kompression von

Gas und Luft. Werden Gas und Luft gesondert komprimiert und dem Arbeitscylinder zugeführt, so kann durch Regelung des Verhältnisses zwischen Gas- und Luftmenge die Temperatursteigung dermassen beschränkt werden, dass eine Kühlung überflüssig wird und die Verlustquelle elliminiert. Doch sind solche Motoren noch nicht im Gebrauch, obwohl dieselben von vielen Theoretikern empfohlen sind.

Die wichtigsten Maschinen der zweiten Gruppe sind die Viertaktgasmotoren, wie sie von Otto besonders durchgebildet wurden. Es soll der Arbeitsgang an Hand von einem Diagramm erklärt werden.

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Fig. 1865.

4pferdiger Deutzer Benzinmotor. Cyh-Durohm. 170, Hub 840, n = 160.

Fig. 1866.

60pferdiger Deutzer Zwill.-Gasmotor Cyl.-Durchm. 840, Hub 600, n = »40.

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Bei genügend grossem Voraustritt darf man für w den Gegendruck pQ einsetzen.

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Zeitschr. d. Ver. deutsch. Ing., 1892, S. 981

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vergl. Haeders Zeitschrift 1901, Nr. 11.

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Fig. 1887.5 jArbeitsschema.

Bei den Viertaktmotoren ist der Arbeitscylinder zu gleicher Zeit Kompressor, dessen Wände durch Wasser gekühlt sind. Beim Hingange (vergl. Fiq. 1867) wird zuerst Luft, dann Gas angesaugt, beim Rückgänge des Kolbens die schichtenweise gelagerte Arbeitsfüllung komprimiert und beim nächsten Vorwärtsgange entzündet, die Wärme durch Expansion der Verbrennungsprodukte ausgenützt und endlich beim Rückgänge ausge-stossen. Manchmal ist die Kompression auch von einer gesonderten Pumpe durchgeführt, es leiden aber diese Maschinen an einem geringeren Nutzeffekt, da mehr Reibung ver< ursachende Teile existieren*

Das Anlassen der Gasmotoren bedingt zwei Umdrehungen von Hand. Dieser Uebelstand ist in neuerer Zeit durch die Anwendung von Anstellvorrichtungen zu vermeiden gesucht worden, die darauf hinauslaufen, dem Gasmotor ein Gemenge von Luft und Gas zuzuführen und zu entzünden, die Maschine arbeitet dann in den ersten Hüben wie ein Motor in der ersten Gruppe.

Tabelle 244. Preise von Gasmotoren.

Leistung PS. 1    2    3    4    6    10    16    20    30

Preis . Mk. 700    900 1400 2000 2700    3500    5500    6500    8500

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Fig. 1868. Petroleummotor von Grob & Comp., Leipzig. flaeder, Dampfmaschinen.

S. Wärmemotor von Diesel.

Wie schon auf Seite 3 erwähnt, wird bei den heutigen Dampfanlagen nur etwa 15% des i*¹ dem Brennstoff enthaltenen theoretischen Heizwertes nutzbar gemacht; es gehen also 85°/0 verloren.

Diesen Uebelstand sollte der neue Wärmemotor von R. Diesel beseitigen.

Die unter obigem Titel im Jahre 1892 erschienene Schrift*) erregte in vielen technischen Kreisen Aufsehen. Der Verfasser betrachtet als Ziel die Konstruktion eines Motors, welcher gegenüber der heutigen schlechten Ausnutzung der Wärme, wie sie selbst in den besten Dampfmaschinen stattfindet, einen ungeheuren Fortschritt bedeuten soll. Er steuert dabei auf den sog. Car not sehen Kreisprozess los, welcher bekanntlich bei gegebener Maximal- und Minimaltemperatur das Maximum der Wärmeausnutzung theoretisch ermöglicht. Die gewählte Entwickelung ist so klar und interessant, dass dieselbe auch von dem, der sich für gewöhnlich nicht mit wärmetheoretischen Untersuchungen beschäftigt, mit Vergnügen und Nutzen studiert werden kann.

„Man stelle sich vor, dass eine kleine Quantität Kohle oder flüssiges oder gasförmiges Brennmaterial in Staubform in ein Volumen komprimierter und dadurch hocherhitzter Luft allmählich eingeführt werde und darin spontan oder durch Entzündung verbrenne, dass aber dann gleichzeitig der Kolben so zurückweiche, dass keine Temperatm Steigerung eintrete, indem die durch die einzelnen Brennstoffartikel erzeugte Wärme durch die Abkühlung, ivelche die \ Expansion begleitet, jeweilig augenblicklich aufgehoben wird. Die ganze Wärmeentwickelung äussert sich daher in Form von äusserer Arbeit“

Diesels „vollkommener Motor“ hat:

als obere Temperaturgrenze .    .    800° C.,

.    20° C.,

.    250 Atm. abs.,

„ untere    „

„ höchsten Druck „ niedrigsten „

Hierbei rechnet Diesel 73 °/₀ Ausnutzung, also den fünften Teil des Kohlenverbrauches der jetzigen Anlagen!

Soviel bekannt, wendet man die hohen Temperaturen nicht an und begnügt sich mit geringerer Ausnützung. Als Brennstoff wird vorläufig Petroleum verwendet.

pfehlen.

*) Wir können das interessante Buch jedem zur Durchsicht em

T. Dampfturbinen.

a) Die Dampfturbine von de Laval.

Maschinenbau-Anstalt Humboldt , Kalk.

Diese Dampf-Kraftmaschine wird durch den strömenden Wasserdampf nach Art der hydraulischen Turbinen und zwar als Achsialturbiiie mit partieller Beaufschlagung in rasche Umdrehung versetzt.

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JFig. 1869. Perspektivisches Bild des Schaufelrades und der Düsen für die Dampfzuströmung.

Sie besteht aus einem auf dünner wagerechter Welle Fig. 1870) befestigten Laufrade, welchem der Dampf durch ein-

Big. 1870. Turbinen-Federwelle mit Schaufelrad und Ritzel.

37*

ander diametral gegenüberliegende, unter spitzem Winkel gegen das Laufrad einfallende Düsen diesen zugeführt wird (Fig. 1889).

In Fig. 1871 ist eine 20pferdige Dampfturbine in A/₁₅ der wirklichen Grösse dargestellt und aus dieser die wesentliche Konstruktion ersichtlich.

Der Dampf tritt durch ein von einem Achsenregulator R bethätigtes Drosselventil in den Ringkanal K und von diesem durch die Düsen in das Laufrad. Jede Düse kann, wie Fig. i874 zeigt, einzeln durch Handrad abgeschlossen und so die Kraft“ leistung nach Belieben geändert werden.

Die Turbinen arbeiten mit hohen Umdrehungszahlen, z. B. bei einem mittleren Durchmesser des Laufrades von 0,2 Mtr. mit 30000 Touren, was einer Umfangsgeschwindigkeit von ca. 315 Mtr. pro Sekunde entsprechen würde. Es wäre nun unbedingt nötig, ein absolut genaues Laufrad einzubauen, da bei solchen Umfangsgeschwindigkeiten der Körper um seine Schwerpunktachse schwingen muss.

Der Erfinder der Dampfturbine hat sich dadurch geholfen, dass er das Turbinenrad auf einer sehr dünnen, stellenweise nur. 1*2—13 mm starken Welle befestigte (Fig. 1870), deren Biegsamkeit zulässt, dass das Turbinenrad um seine wirkliche Schwerpunktachse schwingt.

Auf der Turbinenachse sitzen 2 kleine Schraubenräder z mit entgegengesetzter (um den Horizontalschub in der Achse aufzuheben) Steigung der unter ca. 45° gegen die Welle gestellten, sehr fein geteilten Zähne, diese greifen in zwei auf der Yorgelegewelle w befestigte Räder Z von zehnmal grösserem Durchmesser. Von dieser Yorgelegewelle bann die Arbeit entweder direkt oder indirekt mittelst Riemen übertragen werden.

Bremsversuche, welche vor etwa 6 Jahren in Stockholm an einem 50 pferdigen Motor vorgenommen wurden, ergaben bei einem Drucke von 8 */₂ Atm, 18000 Umdrehungen pro Minute und beim Arbeiten mit Kondensation einen Dampfverbrauch von ca. 9 kg pro PS., jedenfalls ein nicht ungünstiges Resultat.

Die Dampfturbine kann unter jedem technisch vorkommen-don Dampfdruck arbeiten. Im allgemeinen gestaltet sich der Dampfverbrauch um so günstiger, je grösser das zur Verfügung stehende Druckgefälle ist, also wenn möglichst hoher Dampfdruck und Kondensation angewendet wird. Die Dampfdüsen müssen jedoch von Fall zu Fall besonders eingerichtet sein.

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Zahnräder.

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• Fig. 1871-1875. Dampfturbine.

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2400

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1050 750

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160

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200

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240

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390

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100

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155 230

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300

250

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Nachstehend sind die einzelnen Teile einer de Laval-Dampf-turbine angegeben.

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Fig. 1876-1882.

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Einzelteile der de Laval’schen Dampfturbine.

S Riemenscheibenmutter,

T Abdichtungslager.

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B Schaufelrad.

C Ritzel.

F Mittel lager (zweiteilig).

b) Die Parsons Dampfturbine.

Dieselbe besteht im wesentlichen aus einem in zwei Lagern ruhenden, in Walzen von verschiedenen Durchmessern abgestuften, rotierenden Teil, der von einem feststehenden, ebenfalls entsprechend abgestuften, gusseisernen, zweiteiligen Mantel umhüllt ist. Zwischen beiden strömt der durch ein einziges Ventil eingelassene Dampf in axialer Richtung durch, und zwar in der Weise, dass er auf der Seite des kleinsten Walzendurchmessers einströmt, um expandierend von der kleinsten Abstufung bis zur grössten sich vorwärts zu bewegen. (Fig. 1883.)

Der zwischen dem abgestuften rotierenden Teil und dem Mantel befindliche Raum ist ausgefüllt mit einem System von Schaufeln, durch welche der Dampf, ähnlich wie das Wasser durch eine Wasserturbine, strömt. Auf dem rotierenden Stufen-cylinder sitzen nämlich, in zur Achsrichtung senkrechten Ebenen, eine Reihe von radial nach aussen stehenden Schaufelkränzen. Letztere sind unter sich gerade so weit entfernt, dass sie Raum lassen für eine zweite Reihe von Schaufelkränzen, welche, radial nach innen stehend, auf der inneren Wandung des den rotierenden Stufencylinder umgebenden Mantels befestigt sind (vergl. Fig. 1885).

Der Dampf setzt nun, geleitet von den feststehenden Schaufelkränzen, die Schaufelkränze des Stufencylinders samt diesem in Bewegung, er erzeugt also durch seine Arbeitsleistung direkt eine rotierende Bewegung. Diese Dampfturbinen machen je nach ihrer Grösse 1000 bis 5000 Umdrehungen pro Min.

Fig. 1883 zeigt eine 1500pferdige Dampfturbine für die Elektricitätswerke in Elberfeld.*) Der Dampf, der bei a ein-tritt, gelangt zunächst in den Raum 6 vor der ersten Stufe, es sind hierbei 3 Stufen mit 18 + 9 + 5 = 32 Turbinen vorhanden, durchfliesst der Reihe nach sämtliche 32 Turbinen und strömt bei c in den Kondensator. Die achsialen Drücke werden durch die mit Labyrinthdichtung versehenen Entlastungskolben e, f und g ausgeglichen, deren Durchmesser gleich denen der entspr. Turbinensätze sind. Die Räume zwischen den Kolben e und f, f und g stehen durch die Kanäle h und / mit den entspr. Räumen zwischen den Turbinensätzen in Verbindung. Eine ähnliche Verbindung besteht auch zwischen dem Raume hinter g und dem Abdampfraume c. Die Lagerbüchsen d d, ebenso

*) Schweiz. Bauzeitung, 1900, Nr. 22 u. 24.

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Brown, Boveri & Cie., Baden (Schweiz).

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Fig. 1883—1884 zeigt die etwa 1500pferd. Turbine im Elektricitätswerke Elberfeld.

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Laufräder

Fig. 1885 veranschau- Die Turbine enthält in drei verschiedenen Stufen von zunehmendem Durchm. 18 4- 9 + 5 = 32

einzelne Turbinen.

Der Dampfeintritt erfolgt bei a, die Regulierung durch das Ventil £.

licht in schematischer

Weise die Schaufelung.

das hintere Spurlager und der Schneckenantrieb q sind mit Oelcirkulation versehen ; die zugehörige Oelpumpe wird von q aus angetrieben.

Die Regulierung ist ihrem Wesen nach deutlich zu erkennen. Das Regulierventil k trägt an seiner Stange den in einem kleinen Cylinder spielenden Kolben l. Ist der Dampfkanal p geschlossen, so drängt der durch die Büchse n eintretende Dampf nach oben und öflnet damit das Ventil. Stellt aber der kleine Kolbenschieber o eine Verbindung zwischen dem Kanal p und dem Raum über dem Kolben und dadurch auch mit der Atmosphäre her, so bewirkt die Feder m den Ventil Schluss. Der Kolbenschieber o wird von dem Hebel t gesteuert, der vom Excenter q durch den Hebel rs eine fortwährend schwingende Bewegung erhält, während gleichzeitig das Ende u vom Regulator beeinflusst wird. Wie Flg. 1884 zeigt, kann das Hebelende u auch mit einem Spannungsmesser in Verbindung gebracht werden. Derselbe besteht aus einem am Hebelende u befestigten Eisenkern v, der einerseits unter dem Einfluss einer Schraubenfeder w und anderseits unter demjenigen eines vom Nebenstrom durchflossenen Solenoides steht.

U. Rotationsmaschinen.

Schon seit langer Zeit haben sich viele Konstrukteure und Laien mit der Ausführung einer Dampfmaschine, bei welcher der Kolben rotiert und die Kolbenstange gleichzeitig die Hauptantriebswelle vertritt, befasst. Praktische Bedeutung haben diese Konstruktionen bisher nicht erzielt. Wir wollen deshalb in Nachstehendem einige der diesbezüglichen Patente erwähnen.

D. R.-P. Nr. 93 316. Rotierende Dampfmaschine.

George Westinghouse inPittsburgh, Pennsylvanien.

1897.

Bei dieser rotierenden Dampfmaschine greift der Dampf an einer geeigneten Verzahnung zweier oder mehrerer Trommeln oder Walzen a an, welche neben- oder übereinander in einem dicht anschliessenden Mantel 6 angeordnet, mit ihrer Verzahnung ineinander eingreifen und beim Eindringen des Dampfes dMrch Rohr c und Kanal d zwischen die Zähne und Zahnlücken in entgegengesetzter Richtung gedreht werden. Um bei einer solchen Maschine die Expansion des Dampfes gut auszunutzen, ist die Verzahnung der Trommeln derartig gewählt, dass stufenartige Zahnreihen sich in einer oder mehreren Schraubenlinien

um den Umfang der Trommeln herumziehen und in entsprechende Zahnlückenreihen der anderen Trommeln eingreif en. Die Zähne

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dienen hierbei gewissermaassen als Kolben und die Zahnlücken mit dem Mantel zusammen als Expansionskammern.

D. R.-P. Nr. 97890. James Tiburce Felix Conti in St. Quentin, Aisne. 1898.

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Die rotierende Bewegung dieses Motors wird durch Anordnung mehrerer beweglicher Platten p bewirkt, welche sich in

der Weise radial verschieben können, dass sie beständig mit der Innenfläche eines feststehenden Cylinders C in Berührung sind, dessen Achse excentrisch zur Antriebswelle A liegt. Die Seitenwandungen J des Cylinders sind beweglich und mit der Antriebswelle A fest verbunden ; unter sich sind sie durch eine Trommel T verbunden, welche mit Nuten versehen ist. In diese greifen die Platten p ein, ebenso wie in Nuten r, die in den Seitenwangen J angeordnet sich.

D. B.-P. Nr. 97 907. Rotationsmotor.

Charles Boux und Philippe Bouhey in Paris. 1898. In den beiden Halbkugeln KK‘ rollen konisch - sphäroidale Körper SS',’welche dadurch als Kolben wirken, dass der von

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ihnen in der Halbkugel freigelassene Baum durch eine beständig mit ihnen in Eingriff stehende Trennungswand c& in zwei Abteilungen geteilt wird, in deren eine das treibende Kraftmittel eingelassen wird. Fig. II zeigt die Abdichtung der Wand C gegen den Körper S und die Aussparung in dem letzteren, welche die oscillierende Bewegung um die Wand ermöglicht.

D. B.-P. Nr. 96 371. Umlaufende Kraftmaschine.

Jules Henri Digeon in Paris. 1898.

Die umlaufende Kraftmaschine ist dadurch gekennzeichnet, dass in einem Gehäuse G mit cylindrischen, konzentrisch und excentrisch angeordneten inneren Umfangsflächen eine mit cylindrischen, koncentrisch angeordneten äusseren Umfangsflächen versehene Trommel A umläuft, in der aus- und einschiebbare Flügelkloben B durch Gleitrollen DBF auf besonderen

Bahnen so geführt werden, dass sich ihre Aussenflächen stets vollständig an die excentrischen Gehäuseflächen legen, wozu

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sie zweckmässig durch gesteuerte federnde Arme a nach aussen gedrückt werden.

D. R.-P. Nr. 127945. Maschine mit 2 abwechselnd umlaufenden Kolben.

ù Dr. Henri Bergeron in Paris. 1902.

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Das abwechselnde Festhalten der Kolben 6, c und das Mitnehmen der Welle s in einer bestimmten Drehrichtung wird durch die selbstthätige Umstellung der Ventile in den Kolben bewirkt. Diese Ventile //?, hj, von denen das erstere den Eintritt, das letztere den Austritt des Treibmittels regelt, werden im Augenblick des jedesmaligen Zusammentreffens der beiden Kolben durch die Stifte p umgesteuert.

D. R.-P. Nr. 131743. Maschine mit im umlaufenden Kolben verschiebbaren Kolbenfliigeln.

Adolf Michael, Eilenburg-Kültzschau. 1902. In dem konisch ausgedrehten Gehäuse a befindet sich ein Einsatzcylinder mit excentrischer Bohrung. Der Kolben ist mit

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seitlichen Scheiben b versehen. In deren Nuten werden die Kolbenflügel c derart geführt, dass die radialen Drücke durch die Ränder am Umfange der Scheiben aufgenommen werden, während das Treibmittel auf die Flügel wirkt. Hierdurch soll ein Bremsen der Kolbenflügel verhindert werden.

V. Kaltdampfmaschine.*)

Diese

auch als Abwärmedampfmaschine bezeichnete, Maschine bietet wesentliche Vorteile gegenüber der gewöhnlichen Dampfmaschine in Bezug auf Oekonomie des Betriebes.

Ein grosser Teil der dem Dampfkessel zugeführten Wärme geht mit dem Auspuffdampf bezw. dem Kondensations-Kühlwasser verloren. Civilingenieur Behrend in Hamburg und Dr. Zimmermann in Ludwigshafen beschäftigten sich schon längere Zeit damit, die verloren gehende Wärme nutzbar zu machen und konstruierten die sog. Kaltdampf- bezw. Abwärmekraftmaschine.

Das Schema einer derartigen Maschine, welche im Masch.-Laboratorium der techn. Hochschule in Berlin von Prof. Josse untersucht und geprüft wurde, zeigt nachstehende Figur.*)

*) Heft H der Mitteilungen aus dem Mascli.-Laboratorium der techn. üochsohule Berlin 1899 und Zeitschr. des Bayr, Dampfkessel-Revisions-Vereins 18v49, No. 11.

Der Abdampf einer normalen Kompoundmaschine gelangt in den Kondensator I. Ala Kühlmittel dient nicht Wasser sondern schweflige Säure, welche bekanntlich schon bei niedriger Temperatur verdampft und dadurch den Abdampf niederschlägt. Das Kondensat wird in üblicher Weise durch eine Luftpumpe abgesaugt.

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Fig. 1886. H Hochdruck-, JV Hiederdruckcylinder, B Receiver, S Kaltdampfcylinder, P Pumpe.

Die Dämpfe der schwefligen Säure treten nun in den Kaltdampfcylinder S, hier Arbeit verrichtend, um dann im Kondensator II wieder verdichtet zu werden, wobei als Kühlmittel Wasser dient. Die Pumpe P bringt die schweflige Säure wieder zum Kondensator I.

Die schwefl. Säure vollführt also einen Kreislauf und wirkt im umgekehrten Sinne wie bei den Eis- bezw. Kältemaschinen.

Für die Kaltdampfmaschine ist also Kondensator I der Dampfmaschine der Dampfkessel, an Stelle der Kohle tritt der Abdampf und an Stelle des Wassers die schwefl. Säure.

Prof. Josse hat ermittelt, dass mit der angegebenen Einrichtung 56°/₀ der Dampfmaschinenarbeit hinzugewonnen wurden, durch die Kaltdampfmaschine bezw. mit demselben Dampfverbrauch sind 56°/₀ mehr Leistung erzielt.

Abschnitt XIV.

Rohrleitungen*)

Durchmesser der Frischdampfleitungen.

Je grösser die Maschine, aiso je grösser die Dampfmenge, welche durch die Leitung strömen soll, desto grösseren Querschnitt muss die Leitung haben.

Gute Verhältnisse giebt folgende Tabelle in Bezug auf Spannungsabfall, Wärmeverlust und Herstellungskosten. Die Dampf g es ch wind igk eit en sind dabei wachsend mit der Grösse des Kohrdurchmessers 15—30 Mtr. pro Sekunde angenommen.

Bestimmung der Rohrdurchmesser der Frischdampfieitung. Tabelle 246.

Kohr- Dampf-durch- | pro messer Stunde ~ cbm

Dampfdruck in Atm. Ueberdruck

mm

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130

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2400

3000

4000

6500

9500

14000

19000

32000

45000

Dampfgewicht pro Stunde in Kilogramm

Bei kurzen Leitungen kann man den Durchmesser etwa 10 his 20°/o kleiner wählen.

Ausführlich behandelt in „Haeder, Dampikessel.“

1.    B eis piel, stärken soll eine Rohrleitung bestimmt werden.

Für eine Auspuffmaschine von 100 Pferde -

Die Kesselspannung sei 7 Atm. Ueberdruck und der Dampfverbrauch 14 kg pro Pferdestärke und Stunde.

Ge sam t dampfverbrauch pro Stunde 100*14 = 1400 kg; demnach wird nach der Tab. 246 ein Dampfleitungsrohr von 75 mm für die Maschine ausreichen.

2.    Beispiel. Für eine chemische Fabrik sei erfahrungsgemäss ein Cornwall-Kessel von 80 qm Heizfläche bei 5 Atm. Ueberdruck benötigt. Wie gross soll die Hauptrohrleitung sein?

Bei normalem Betriebe kann auf 1 qm Heizfläche pro Stunde 20 kg Wasser verdampft werden; demnach ist die Dampfproduktion pro Stunde 80*20 — 1600 kg, aus der Tab. 246 wird daher eine Rohrleitung von ca. 90 mm Rohrdurchmesser genügen.

Tabeile 247.

Werte des Leitungswiderstandes resp. des Spannungsabfatles *

In Kilogramm pro Quadratcentimeter oder Atm. für -^ = 100.

Dampfüberdruck p in Atm.

Dampfgeschwindigkeit u m Meter pro Sekunde

10    15    20    25    80    40    50    75    100

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0,002 0,004 0,007 0.003 0,007 0,013 0,005 0,010 0,019 0,006 0,014 0,025 0.008 0,017 0,030 0,012 0,025 0,045

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Tabelle 248. Aequivalente Rohrlängen für Ventile und Krümmer.

Durchm. mm

25    50    70 100 125 150 200 250 300

Ventil . Mtr. Krümmer „

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00 CO

Kl

to

Beispiel. Eine Dampfmaschine sei vom Kessel 35 Mir. entfernt. In der 150 er Rohrleitung sind zwei Krümmer und ein Ventil angeordnet. Das äquivalente Rohr ist 35    2-7 -f- 11 = 60 Mtr., also

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d 0,15

400,

u = 30 Mtr., p = 7 Atm.

z — 0,056 Atm , ]

die Dampfgeschwindigkeit sei .....    *

der Dampfüberdruck im Kessel......

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also für—=400 ist der Druckverlust . i =    • 0,056 = 0,224    ,,

d    100

400

Bei Annahme von u = 75 Mtr. Dampfgeschw. wärez= 0,35 •    =1,4 Atm.

Tabelle 249. Wandstärken der Dampfleitungsrohre aus Kupfer.

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Dampfdruck in Atm,

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Die fettgedruckten Wandstärken sind für Dampfüberdruck von 5 bis 7 Atm. üblich.

Betreffs Ausführung der Rohre über 8 Atm. beachte: Haeder, Dampfkessel, IV. Aufl., Band II, Tafel 31 unter 5.

Tabelle 250. Flanschenverbindung für schmiedeeiserne Rohre, mm

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16

102

3,5

115

16

14

14

109

132

.11

175

138

11

80

10Ö,5j

Toejë]

108

3,75

122

16

14

185

148

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80

112,5

H4

121

3,75

3,75

128

135

16

14

191

154

16

14

197

160

il

il

80

80

Sä.

118,6

4 25

142

16

14

204

167

il

80

127

124,6

131

133

4,25

150

18

16

140

4,25

156

164

18

16

226

179

Al.

94

18

16

231

184

IL

il

137

146

143

4,5

170

18

16

239

245

192

198

IL

AA

91

160

152

159

4,5

176

4,5

185

18

20-

16

16

254

207

6_

21

94

5—8 Atm.

261

214

21

98

38

Haeder, Dampfmaschinen.

Normalien für gusseiserne

aufgestellt von dem Verein deutscher Ingenieure und

{Friedrich Wilhelmshütte

Tabelle

Lichter Durchm. d. Rohres

Normale Wandstärke

Aeusserer Durchm. d. Rohres

Dx

Durchm. des Flansches

Dicke des Flansches

Breite der Diohtungsleiste

Höhe der Dichtungsleiste

Lochkreisdurchmesser

D“

Anzahl der Schrauben

Stärke der Schrauben

Länge der Schrauben

mm mm mm

mm mm mm

mm

mm Stück mm

//

engl, mm

40

50

60

70

80

90

CO CO S® 00 00 c* QT

CO CO I> 00 § O CO t> 00 05 ^

o o o o o

^CDI>ÜOOH ^ -r-1 -pH t-h <M

100

125

150

175

200

225

11 222 11,5 248

CO CO

250

12

274

400

275

12,5 300

425

300

325

13

326

450

350

13,5

14

375

14

00 00 to

490

520

550

400

14,5

429

575

14,5

454

15

480

15,5

506

500

550

16

532

680

600

16,5

17

CO L>

18

750

19

20

-J -O 05 ©

CO 00 00 00 00 0 000^00

740

790

840

900

950

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CO CO CO CO CO CO

CO CO CO CO

CO CO CO CO

CO Ttl ^

Tti o o »o o o

I—*• I—‘ t—*■

^ co to . CJ1 o* o

160

170

180

210

240

270

300

320

350

375

400

435

465

495

600

625

675

725

775

830

880

tH-^COCD

CO CO 00 00

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^ T-l T-l i—I    T-l f—I tH tH HHHHHtN

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I—^    I—k.—■—    ^—-----——    ---—.— —--------—    --------.----■—    -----—■ ■---.---—.    ~~—-,

00 QO 00    00    00    oo 00    00    4*    4*.    4*.    4^    4^    4^    00    00 GC 00    00 U>

70

75

75

75

75

75

85

85

85

85

85

85

100

100

100

105

105

105

105

105

105

105

105

120

120

120

120

120

Rohre mit hohem Druck (über 8 Atm.) s. Dampfkessel, Tafel 29.

Flanschenrohre vom Jahre 1882,

dem deutschen Verein von Gas- und Wasserfachmännern.

in Mülheim a. d. Ruhr.)

251.

Durchm. d. Schraubenlochs

is

Ueblicbe Baulänge

Gewicht eines glatten Rohrstücks von 1 Mtr. Länge

Gewicht eines Flansches nebst Anschluss

Gewicht eines Rohres von vorstehender Baulänge

Gewicht pro lfd. Meter bei vorstehender Baulänge

—D¹----^

-D->

-fc-

Mtr. | kg

kg

kg

irr

Fig. 1887.

8_8 8_8_8g gggg g§§2 2222 2222 333335

UiCn Qi On    ______________-__

03 00 00 03 CO CO

CO CO CO CO

CO CO ^ TP

^WWK)K>r ^ 00 CO CD ^ CO

21

26

46

52

62

70

77

100

125

151

co

° o

CO CO

CO 00

CD

O

401

455

*r. «o

598

636

695

757

822

940

1050

1196

1358

1523

Silas! ISIS IsSS    ssss

Verstärkte „ Wanddicke 0

Gewicht eines Rohres v. vorst. Baulänge abgerundet

108

135

163

194

231

358

394

646

725

770

858

950

1047

1213

1375

1548

1737

1929

Für Dampfdruckleitungen, welche Ausdehnungen Ziehungen durch Warm- und Kaltwerden ausgesetzt sind, ist es z

von 125 mm 1. W. an nach den zu nehmen.

und

empfehlen, namentlich die Röhren oo beigedruckten verstärkten Wanddicken

Tab. 252. Kostenvoranschlag für Frischdampfleitung. Mk.

für 7 Atm. Druck pro lfd. Mtr. inkl. Flansch (ohne Krümmung!.

Rohrdurchm. 1 d II 40    60    80 100 125 I 150 200 250 300

Gusseisen .    .    .

Schmiedeeisen .    .

Kupfer \    .

tc ⁰⁵    ^

00

ro t-*-00 to

Federrohre und Krümmer s. Tabelle 254.

Beispiel. Eine Rohrleitung aus Kupfer hat 60 mm Durchmesser, ist 80 Mtr. lang und hat 8 Krümmer.

Nach Tabelle 252 kostet die gerade Leitung 80*12 = 960 Mk.,

8*6 = 48    „

254 kosten die 8 Krümmer

Summa 1008 Mk.

Die Umkleidung dazu würde pro laufenden Meter 2,30 Mk. kosten.

Ausdehnung der Rohrleitung.

Durch die Wärme des Dampfes wird sich die Rohrleitung ausdehnen und zwar umsomehr, je heisser der Dampf ist, also je höhere Spannung derselbe hat.

Tabelle 253. Längenausdehnung der Dampfleitungen

in Millimeter pro laufenden Meter Rohrstrang.

Dampfdruck im Rohr

Material der Rohrleitungen .    .    4

«    8    10 I 15

Guss-oder Schmiedeeisen . mm Kupfer........

00 00

rH CN

WCD

to

::

CM CO

Beispiel: Eine Rohrleitung- von 50 Mtr. Länge ®s aus Kupfer wird sich ausdehnen:

bei 4 Atm. Betriebsdruck 50*2,7 = 135 mm

„ 10

I)

>»

50-3,1 = 155    „

Kompensationsrohre (Federrohre).

Die einfachste und billigste Anordnung, um die Ausdehnung in der Rohrleitung zu kompensieren, ist in Fig. 1892 dargestellt. Die Ausgleichung er-(8<0w    durch Verdrehen der beiden Flan =

schenpaare, weswegen die Löcher für die

Fig.

1892-1898.

Schrauben elliptisch gefeilt sind. Die erwähnte Verdrehung beschädigt aber bei schlechter Montage die Dichtungsringe leicht, und überträgt man oft die Verdrehung auf eine grössere Anzahl Krümmer.

Aus diesen Bemühungen ist die in Bergwerken häufig zu findende Konstruktion (Fig. 1894) hervorgegangen.

oQo

_o.

0_

?;TP

Fig. 1894-1895,

Tab. 254.

Federrohre und Rohrkrümmer aus Kupfer für Dampfleitungen von 7 Atm. Ueberdruck.

.....

w\*

(„

Sä-

ii?

k-N--¹

' Fig. 1896-1899.

F î g. iroo.

Rohr-

durch-

Federrohre aus Kupfer

Knierohre

für eine Längenausdehnung aus Kupfer von

Flanschen

abgedreht

messer

50 mm

100 mm

Fig. 1900

mm

Preis

Mk.

Preis

Mk.

Preis

Mk.

Aeuss.

Drchm.

Preis

pr.Paai

Mk.

500

500

600

750

1000

1000

1250

1250

150

175

200

230

290

350

400

450

Montage der Absperrventile.

Die Absperrventile sind so anzuordnen, dass der Dampf unter das Ventil tritt, da sich sonst das Ventil bei vollem Dampfdruck zu schwer öffnen und die Stopfbüchse unter Dampfdruck sich nicht dichten lässt. Einige Specialkonstruktionen, wie z. B. das Ventil von Daelen, lassen auch die umgekehrte Anordnung zu.

Dampfabsperrventile, welche dicht am Dampfcylinder sitzen und bei denen der Dampf stossweise durchströmt, müssen besonders gut konstruiert sein.

Wassersäcke in der Rohrleitung.

entstehen durch unrichtigen Einbau der Ventile (Fig. 1901—1902), verursachen Geräusch und Gepolter (durch den Kampf des Wassers

c~

fńS.Ufo

Kessel

W77/7/W7.

Fig. 1902.

Fig, 1901.

jr.

Fig. 1103—1904.

Fig. 1905. Dampfschiebor

mit dem Dampfe), verengen den freien Querschnitt und erzeugen Spannungsabfall, so dass der Dampf in der Maschine zeitweise viel weniger Druck hat, als im Kessel.

Falsche Anbringung {Fig. 1901—1902) des Absperrventil es in horizontaler Leitung. Bei w bildet sich ein Wassersack und ruft die eben gerügten Uebelstände hervor.

um

zontale Lage hat; dass sich hei v ansammelnde Wasser kann den freien Durchgang des Dampfes nicht beeinträchtigen.

Durch den Dampfschieber (Fig. 1905) wird ebenfalls ein Wassersack vermieden.

Richtige Anbringung {Fig. 1903). Durchgangsventile müssen 90° verdreht eingebaut werden, so dass die Ventilspindel hori-

Man merke sich also folgende Kegel :

Durchgangsventile müssen mit horizontal Hegender Spinde! eingebaut werden.

Montage der Leitung.

In der irrigen Meinung, dass das in der Rohrleitung sich bildende Kondenswasser in den Kessel zurückfliessen wird, findet man Leitungen ausgeführt, welche nach dem Kessel zu Fall

DjL

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□w

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*////SSS,¹ ss/ss/.'//S/SSSS^S/SSSS/S////•'////s/s sss/s/sss s,/////,/, sss

Fig. 190S. Unrichtige Neigung.

haben (Fig 1906). Es ist dieses grundfalsch, da die Erfahrung zeigt, dass bei den gebräuchlichen Dampfgeschwindigkeiten ein

Laufen des Wassers gegen den Dampfstrom unmöglich ist.

Richtige Neigung der Leitung.

Gefälle nach der Maschine zu etwa 1 : 500 bis 1 : 100, also auf 1 Mtr. Rohrlänge 2 bis 10 mm Fall.

EŁ

rf

T7777777777777777'

ss/s/SSss///////'////////S/SJ/SSsVSĄ// '///s///// //'

Fig. 1907. Richtige Neigung.

Es gilt als zweite Regel:

Die Frischdampfleitung ist mit Gefälle nach der Maschine zu zu legen.

Entwässerung der Dampfleitung.

dass das in der Rohrleitung sich

Es ist dafür zu sorgen,

bildende Kondenswasser nicht in die Maschine gelangt.

Mfllj p

Dieses erreicht man bei kleinen Anlagen und kurzer Rohrleitung, welche vertikal in den Schieberkasten einmündet, am einfachsten durch Anbringen eines Kondens-hahnes am Absperrventile (Fig. 1908).

Fig, 1908. Entwässerung vertikaler Leitung.

Dieser Kondenshahn wird ge- c öffnet, bevor das Ventil an der Maschine aufgedreht wird. Während des Anwärmens des Cylinders lässt man den Hahn etwas offen.

Als Regel mag gelten;

Am tiefsten Punkt der Rohrleitung ist für Entwässerung derselben zu sorgen.

Hülfs- bezw. Reserverohrleitung für die Hauptdampfleitung.

„Jeder Betriebsstillstand muss bei der Anlage ausgeschlossen sein“, so ähnliche Forderungen stellen die Auftraggeber einer Dampfanlage. Muss die Hauptdampfleitung, einer oder mehrerer Dampfkessel, infolge einer Reparatur abgestellt werden, so soll die Dampfmaschine trotzdem weiter laufen.

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Fig. 1909-1910. Rohrleitung.

worin bedeutet: 1—10 Dampfabsperrventile an denJKesseln, 1—IV Kupferne Federrohre,

A Wasserabscheider,

C Kondenswasserableiter.

Besonders werden diese Forderungen von elektrischen Centralen gestellt, da es gerade hier wesentlich darauf ankommt, Betriebsstillstände nach Möglichkeit auszuschliessen. Zur Erfüllung dieser Bedingungen wurde für eine elektrische Centrale oben stehende Rohrleitung entworfen.

Der in Fig. 1910 mit Hülfsleitung bezeichnete Rohrstrang soll dazu dienen, bei etwaigen Reparaturen an der Hauptleitung den Dampfmaschinen den nötigen”Dampf zuzuführen. Die allgemeine Anordnung entspricht einer in England gebräuchlichen Methode.

Im übrigen müssten die Absperrventile so angeordnet sein, dass jeder einzelne Kessel abgestellt und doch der Dampf den sämtlichen Verbrauchsstellen zugeführt werden kann.

Wasserabscheider und Dampftrockner.

rvrir

Mit der Länge der Rohrleitung wächst auch die Menge des sich bildenden Kondensationswassers, auch ist dem Umstand Rechnung zu tragen, dass aus dem Kessel sehr häufig während des Betriebes vom Dampf Wasser mitgerissen wird. Um nun zu verhüten, dass dieses Wasser in die Maschine gelangt, werden Wasserabscheider (auch Dampf-

trockner genannt) in die Rohr-    1911^513. Typen vin Wasserleitung eingeschaltet.    Abscheidern für^/vrertikale* Leitungen.

J i:!j

W A3 AS

Rosenkranz

Bchäffer 1    *    1W14-±WÄ>.

Typen von Wasserabscheidern lür horizontale Leitungen.

V'

7^77^777/^77^/'7777PZr777/77777777P77Z⁷77777777777777Z;r^777777/7/^777^

dL

W Wasserabscheider,

V Ventil, h Hahn,

C Kondens-topf.

Fig. 1924.

Anordnung der Wasserabscheider in vertikalen Leitungen.

Der Kondenshahn h wird am besten mit einem Wasserableiter (Kondenstopf) C verbunden, welcher das Wasser selbstthätig entfernt.

Kurze horizontale Leitungen.

Für den FJg. 1925 dargestellten Fall einer Leitung unter 40 Mtr. Länge und guter Umhüllung genügt ein Wasserabscheider IV, welcher an der tiefsten Stelle der Leitung anzubringen ist. Liefert der Kessel jedoch nassen Dampf, so wird noch die Anbringung eines guten Wasserabscheiders in der Nähe des Dampfkessels erforderlich.

ty/, r,7, ; '//7/    > '//v////////. v ; -> : '/////////////////////SZA.

7/7/.

Fig. 1925.

Wasserabscheider für horizontale Leitung.

K Kessel. D Dampfcylinder W Wasserabscheider, h Hahn, R Verbin. dungsrohr, C Kondenstopf.

Wasserableiter (sog. Kondenstöpfe).

Das vom Wasserabscheider aufgefangene Wasser wird durch das Rohr R {Fig. 1925) dem Kondenstopf zugeführt. Dieser leitet es selbstthätig ins Freie oder in einen Kanal. Der Apparat wirkt in der Weise, dass sich der Abfluss für das Kondenswasser selbstthätig öffnet und der Apparat sich entleert, sobald sich eine gewisse Menge Wasser angesammelt hat.

Grösse der Kondenstöpfe.

Die Menge des sich in der Rohrleitung bildenden Kondens-wassers kann man nach folgender Tabelle bestimmen.

Kondenswasser pro Quadratmeter Rohrinnenfläche in Kiiogr. pro Stunde. Tabelle 255.

Material

für

Dicke Preis der per Umhüllung Lage qm

Dampfdruck in Atmt

2-3 4—5 6—7 8—9 10-12 13-15

15

40

20

O OOHJ-

OlHOO

MO (N cqo oq icT oi -r-T h ©

I—*■ H-^

Für nicht umhüllte Flanschen 20 ⁰ ₀ mehr.

Beispiel: Länge der Leitung 200 Mtr., Durchm. 150 mm, p = 6 Atm. Flanschen nicht umhüllt, ergiebt für Kieselguhr 20 mm dick:

Rohr

Flanschen

25 kg

200-0,15 • n- 1,1 + 0,2 • 200-0,15-tc • 1,1 ='

Kondenswasser pro Stunde.

Bei der Wahl der Grösse des Kondenstopfes nehme man für die in den Prospekten angegebene Leistung nur die Hälfte an

In Bezug auf die Wiedergewinnung der Wärme des Kon-denswassers soll das Kondensat: der Frischdampfleitung,

des Dampfmantels, welcher vom Frischdampf 'geheizt wird, „ eventuellen Dampfmantels des Receivers in das Speisewasser geleitet werden; dagegen das Kondensat aus: den Schlammhähnen der Cylinder, dem Receiver,

„ Schieberkasten,

„ Auspuffrohr

wegen Verunreinigung durch Oel in den Abflusskanal gehen.

Anwendung der Kondenstöpfe. Fig. 1926—1933.

Frischdampfleitung

Dampfmantel des druckcylinders

Hoch

Speisewasser

Topf

Abflusskanal

Dampfmantel des Hochdruckcylinders mit Frischdampf geheizt.

Receiver

Dampfmantel des

druckcylinders

Nieder-

Luftpumpe

Topf

II

Abflusskanal

''////////////////y////////////'/yyy

Dampfmantel des Niederdruckcylinders wird vom Receiverdampf geheizt.

Dampfmantel des Nieder-    i i

druckcylinders

Dam

Speisewasser

Tcpf|

Dampfmantel des Hochdruck- und Niederdruckcylinders vom Frischdampf geheizt.

Auspuffleitung

Abflusskanal

Auspuffleitung. Schlammhähne zur Entwässerung der Dampfcylinder.

’ Abflusskanal

Die Schlammhähne sollen nicht vereinigt, sondern einzeln ab-geführt werden.

ja

's

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Wassernip

Speisewasser-

"BÄCI

illll

Conta|lopf. Conjjysjjppf

Entwässerung der Eincylindermaschine.

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Cor^s|f

y/////////////////'

[Entwässerung der Kompoundmaschine.

l3Ple

Abschnitt XV.

Verschiedene Normalien undjTabellen,

Tabelle 256. Gasgewinde.

C—D—:

r—d-

Für die lichte Rohrweite Zoll I mm

Äusserer Kern-Durchm. durchm.

mm

mm

Anzahl Ge-der winde-tiefe

1“ engl. mm

Gänge

au

2s|3||SSSggS55S«

»    cSÊw©œ-“^«M

s-Slss^s§s|s2|s:c

— _1^.1—II—<1—•    • I—. t—k

to"eo"'l>o" CO~~68"68    6o"68"LO to"4*

Tabelle 257. Flaches Gewinde. )

Äusserer Durchmesser

Zoll

mm

Kerudurchm. Anzahl der Gänge auf

1" engl

cl

Gewinde

tiefe

mm

mm

-D—*

OlC’U’^^WWOCWtOfOtOtOk-M^

•^ootoaoooow^oootoo-J^to

<N    !M    -M Ol

CO CO

CO CO

CO CO

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CO CO

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CO CO

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>-3 CO

<<1

’) Trapezgewinde s. Seite 189.

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JC

CD

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c£

(A

Aï

su

35

•**

JC

Tabelle 258.

Gewicht

Unterlegscheibe

Kopf und Mutter

der Mutter-u. Unterlegscheibe incl. darin befindl. Bolzen in kg

0,01

0,01

0,02

0,04

006

0,10

0,18

0,28

0,37

0,47

0,65

0,87

1,16

1,41

1,66

2,04

2,44

3,55

4,72

6,12

8,98

des

Kopfes

kg

0,008

0,01

0,02

0,03

0,04

0,06

0,11

0,18

0,25

0,32

0,42

0,55

0,75

0,95

1,15

1,37

1,62

2,30

3,10

4,08

5,32

von 100 mm Bolzenlänge

Są

0,03

0,04

0,06

0,09

0,10

0,15

0,24

0,32

0,41

0,51

0,62

0,75

0,93

1,08

1,24

1,40

1,58

2,05

2,50

ocre

3,62

Dicke

Durch

messer

Kreis um das Muttersechseck

Schlüs

sel

weite

Kopf

höhe

⁸    (M J^CO "tf ^ ^ ^ O lO X> CO I> l> 00 05 05 2 S

^ §SS§wSSSîooS?®œxSS^^^^

iO iO O    iC    àOàOO    « 05 05 O

t- S 8 a s s 8 S 5 g g g 8 S g 8 8 s S S S

L. OCOCTiCN^I^COGOCNiOO^O^GOtfJCOiO^SSEl!

^ HHn(N^(MC0W^^OiOCC0C0M>00 05^^

* ««et-oo.sSSSSagäSfcagSSSSSS

Zu-

lässige

Be-

lastung in kg

Zahl der Gänge

auf

1" engl.

50

80

120

160

210

370

540

OQL

1000

1200

1600

1900

2300

2700

3100

3600

4100

5300

6700

8000

9800

O O r*T

CO CO

Schrauben-Bolzen

Durchm. in mm

Gewinde-Durch- ! Kern-mes^r

in den Spitzen

S$%2z%A%%X%ßßßA%ßÄ*ßA v -fccrt-'oDojasssasagssss^sss

g ^^Cvj^jOgggJOt^kOgJO^OgglkCOigO

S ₍.rrrCr^i4'oTiooroîicco^Tf'QdT-rTfi>'oi>coo5'cD ®i>o5Hl_|HrH(>q^(Ncococo^^^iOiCcocor-

Zoll engl.!

lepunaoSqu uiui ui SU0ZIOg *ubiS -p* j0SS0uiipanQ

Tab. 259. Schraubensicherung (s. auch Seite 130—131).

K-

¹

e

I

----D----^

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Schraubensicheruug (s. auch Seite 182).

Tabelle 260. Lagerschalen. Millimeter.

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Gusseisen mit Weissgussfutter, Fig. 1948-1949 [ Rotguss, Fig. 1950

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cccccccococotocococo COIOOOGDOiMOtOO I

COOOOOOO-d-d-JOCCCS I

5 50 00

200 35    9

220 38    9

240 41 10 260 44 10 280 44 10

300

320

340

360

380

50 11 53 11 56 11 59 12 62 12

400

450

500

65 12 72 12 80 15

g g g saisit csggss

g£2£2 S £2 S S 5

££§ SSSSS gS§.S2§ SSSSS^SSSS

172

190

200

218

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330

CO CO

424

448

00 00

552

586

620

24 140 24 154 26 164 26 178 28 192 28 206 30 220 30 230 32 244 34 256

36

38

40

40

42

42

44

46

48

48

270

276

CO CO

368

452

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222 2222222222

20

20

22

24

21

26

26

28

28

30

30

32

34

36

36

40

40

42

24

25

26

28

30

28

30

33

34

35

650 50 530 31 36 724 52 594 35 40 800 54 660 38 44

348 30 370 32 392 34

42

44

46

41

O 05

38

O in o

O

(NO© CD CM r-

48

48

50

52

54

Mischung für Weissguss s. S. 86. Bearbeitung der Lagerschalen s. S. 92. Sicherung gegen Drehung s. auch Seite 88.

li.

i$T

Tabelle 261.

o>

er

-1

Stirnzapfen und Schablone zur Abrundung der Lagerläufe.

9_

lilii

O CO D- 00 05 2

50

62

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110

40

50

60

70

80

90

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120

132

144

154

166

176

188

198

210

222

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100

110

120

120

120

120

120

120

120

120

CO 00 o

GO O

CN CO 05 T-i CO

440

462

520

576

130

130

130

130

130

130

140

140

140

140

140

140

140

g gg g-gggg ggggg gggggsssêê gggggg

Bearbeitung von Kurbelzapfen s. Seite 114. H a e d e r, Dampfmaschinen.

39

Tabelle 262. Torsionskeile für Dampfmaschinenbau.

sh‘

SÜ

fc Fladikeil.

Nutenkeil. | Tangentialkeil.

Rundkeil.

Welle Breite

30—39

40—49

50—59

60—69

70—79

80—89

90—99

12

14

16

18 10 20 12 23    13

26    14

Nuten- Tangen-, leichte Keile tialkeil für Excenter, Steuerräder Kegulator-sclieiben welche auf der Hauptachse sitzen

100—119 30 120-139 34 140—159 38 160—179 42 180—199 46

16 5 18 6 20 6 22 7 24 8

200-219 50 220-239 55 240—259 60 260-279    65

280—299    70

26 8 29 9 32 10 35 11 38 12

o o oo

05 02 CO tO t®

ü o Jo a

tH ri tH tH tH

rjl IO io ® ec

46 28 8 50 25 8

Die Tabellen in den verschiedenen Maschinenfabriken zeigen Unterschiede in den Keilbreiten bis 50°/₀! Theoretisch lassen sich die Dimensionen der Keile kaum bestimmen. Die Keilver-senkung (das Maass c) findet man meistens tiefer ausgeführt, doch erhöht letzteres die Gefahr des Krummwerdens der Schwungradachse.

Für den (seltener ausgeführten) R u n d k ei l wird 6 meist kleiner genommen,

Wahl des Konus.

Fig. 1957-1966.

Kolbenstange im Kolben

Konus u = 45°.

\ct

-•

V_

Kolbenstange im Kolben mit Mutter

Konicität c = ~ ~ l.

jc

10

Kolbenstange im Kreuzkopf mit Keil

Konicität c = l.

25

:C

K-l-

Kolbenstangenkeil im Kreuzkopf

Konicität c = -A-

_~c,-

||MP

10

Kreuzkopfbolzen im Kreuzkopf

Konicität c = — l.

Blf¹:

25

mm

Schubstangenkeil mit Schraube anzuziehen

-H K—

Konicität c =■

io

TfT

Schubstangenkeil mit Schraube anzuziehen

Konicität c =

Kurbelzapfen in der Kurbel

Konicität c =

24

'ifür

I*

SUN*

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Hahnküken

Konicität c

Mn

BèI

Keile

Konicität d. Nasenkeile c =— £ 100

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Fig. 1967-1968. Hierzu Tabelle 264.

Tabelle 263. Ventilkegel. Millimeter.

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40

55

70

85

100

115

co

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Ausführung der Ventile (bezw. die des Ventilkegels) s. „Haeder, Pumpen“.

10

12

14

16

18

20

23

26

30

33

36

40

43

46

50

55

60

65

70

75

80

85

90

95

100

110

120

130

140

150

160

170

180

190

Tabelle 264. Stopfbüchsen.

10 40 39 26 10 43 42 30 10 46 45 33 15 49 48 36 15 52 51 40

15 55 53 43 15 58 57 50 20 62 60 55 20 66 63 60 25 70 67 65 30 75 71 70 30 80 75 75 35 85 79 80 35 90 82 85

Fig. 1967-1968.

Millimeter.

Schrauben

k Zahl l

12

13

14

15

16

17

18

19

20

21

22

23

24

25

40 100 86 90 26 45 105 91 95 27 50 ! 105 96 100|28 55 ’llO 101 105 29 60 1115 106 110 30 65 120 1101120, 30 70 125 115 j 125 31 75 130 119 130 31 80 135 124:135 32 85 140 128] 140 32

90 150 134,150 95 160 143 160 100,170 152 170 105 185 162 185 110195 171 195

34

35

36

38

39

120 210 180 210 120 215 184 220 130 220 188 230 130 225 193 240 140 230 197,250 140 235 200 265

40

41

42

43

44

45

D-OOCłOOl    CO    ^    >C    O    D-    ©    O    (M    CO    ^^rÿiOOQCOOOO    ’vP'^OOCO    (N    Ti* rf    o    00

Hr-irtOJOI (MCMONCvICMOacOCOCO COCOCOCOCOCO^^^^    Tf rf ^    kOO.iCOOO

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cococococococooo

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o co i—i o rf CO CO [>    00

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122 70 123 132 73 130 138 82 142 144 86 149 160 95 162 168 105 176 174 HO 185 192 120 199 200 125 207

20 158 206 135 221 20 163 212 145 236 20 168 216 155 251 20 175 230 165 266 23 180 234 175 281 23 196 250 185 295 23 205 254 195 310 23 210 270 205 324 26 215 274 215 339 26 220 280!225'353

30

30

30

33

36

OO CO o

281

393

304 240 374 314 255 398 322 270 422 352 290452 372 305 476    ‘

36 314 392,330 510 40 328 412 335 519 40 338 422|350'538 40 348 432 355 548 40 360 452 370 567 43 383 4701375 575

Unter Umständen kann man das Maass h

l machen.

Stopfbüchsen für Metallpackung s. Seite 614.

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l.

Tabelle 265.

Stopfbüchsen für Metall-Packungen.

u-----0--->i

i<--------P-"

Für 6 Atm.

Für 11 Atm.

40

40

47

54

61

61

68

55

55

70

73

88

88

91

50    38

76

55

42

76

84

92

92

92

100

108

116

124

108

108

110

123

123

123

135

135

201

309

124

124

132

132

140

00 CM    CM CM 00 00 CM

co o    io ic> io o r-

208

226

230

238

252

260

282

324

350

354

362

384

392

422

140

148

148

156

164

164

172

178

178

t—«>■ t—¹i—¹-CO CO 00

o o _

290

304

312

322

340

348

430

452

460

478

504

512

lOiOOOCOCOWCOCOON    t- h CO CO o    o

CMCNCOTf^-^iOOCOr»    [> I>- 00 00 O    o

T—I T—I tH i—I T—I i-H I    t—( i—l    1-H t-H i—I H CM    (M

255 379 263 387 277    409

285 417 310    450

318 458

Die hier nicht angegebenen Maasse entnehme man der Tabelle 264 Seite 613.

Tabelle 266. VGntile. Millimeter.

Diese Tabelle soll Anhaltspunkte geben, ein Ventil (bei Entwürfen) in allgemeinen Umrissen andeuten zu können. d ist der Rohrdurchmesser.

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160

130

50

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30

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120

50

55

55

125

180

140

60

210

40

90

140

75

60

60

140

200

150

70

260

50

100

160

90

65

65

160

220

170

80

280

60

110

175

105

70

70

180

240

180

90

300

70

120

185

120

75

75

200

260

200

100

320

80

130

200

135

80

80

220

280

210

110

340

90

140

215

150

90

85

240

300

230

120

360

90

100

150

230

165

100

260

320

240

130

380

95

110

160

245

180

110

280

340

250

140

400

120

170

260

200

120

100

300

360

270

150

420

130

180

275

215

130

110

320

380

280

160

440

140

190

285

230

140

115

335

400

300

170

460

150

200

290

240

150

120

350

425

310

175

475

Tabelle 267. Zahl und Stärke der Schrauben*)

für Röhren mit hohem Druck.

Lichter Rohrdur chm.

mm

Druck in Atm.

7¹)    10    15    20    40    60    80

Zahl Dm. ZahliDm. Zahl Dm. Zahl Dm. Zahl Dm. Zahl Dm. Zahl Dm.

Tf-rfCOCO CO OC

«=22g

^    CO    CO CO    CO OD CO CO    C* C" C* C* C* H*

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00 rfk.    4*. kO.    ». tfh.    OO 00 OO OO OO K)

CO CO 00 G0

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Für rechteckige Gefässe, z. B. Schieberkasten von derselben Querschnittsfläche wie das Rohr, sind 2 bis 4 Schrauben mehr zu nehmen.

Tabelle 268. Nötige Schraubenentfernung,

um die Schraubenmuttern mit dem gewöhnlichen Schraubenschlüssel noch bequem anziehen zu können. Millimeter.

Schraubendurchmesser in Zoll engl.

-2! & eo CO

1 l'/s l*/4 85 90 100

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eo CO

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) ³- auch „Haeder, Dampfkessel-, IV. Aufl., neue Normalrohrtabelle für hohen Drude.

entnommen.

Schmiedeeiserne Flanschen für kleinere Dampfrohre.

Tabelle 269. Ovale Flanschen.

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'» ł | \ einlöten.

| Gasrohr, einschrauben.

Fig. 1976-1977.

Licht. Durchm*

Dicht.-

lläche

engl."

12

14

15

16

C<1 CO CO CO

C<J © © O

tH ri tH

₀ 00 -3 Oi

1 abeile 270. Runde Flanschen.

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Kupferrohr,

1 einlöten.

Gasrohr,

einschrauben

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Fig. 1978-1979.

Licht. Durchm.

öchraub.-

löcher

Dicht.-

fläche

d engl."

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12 100 12 110

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CO ^ lO

CC CO CO to

CO 00

Transmissionen.

P ■ r ■ n "718.2“; ” ⁼

r=Scheibenlialbmess8r in m; iVPferdest.; n Touren pro Min.; PUmfangs-

P=

716,2 • N

N=

716,2 • N _ 716,2 • N r~~ n • P~

r -P

(378).

kraft in kg, v—

60

u

— Umfangsgeschw’. in m pro Sek. . .

Wellen (Material : Flusseisen).

Bei Bestimmung der Wellenstärken der Transmissionen hat man natürlich besonders darauf zu achten, dass an den Kraftentnahmestellen die Achse genügend unterstützt wird. Wellen,

auf denen Zahnräder sitzen, deren Betrieb ja Erschütterungen im Wellenstrang hervorruft, macht man im allgemeinen etwas schwerer.

Von den in nachstehender Tabelle angegebenen Wellendurchmessern kann man deshalb ab weichen, je nachdem man mehr oder weniger Lager zur Anwendung bringt.

Tab. 271. Gebräuchliche Wellendurchmesser für Transmissionen.

PS.

Umdrehungen pro Min.

40 1 60 | 80 |lOft| 120

140 160 180 200 225 250 275 300 350 400

1-2

60

55

50

50

45

45

40

40

40

40

40

35

35

35

35

2—3

65

60

55

50

50

50

45

45

45

45

40

40

40

40

40

3-4

70

65

60

.55

55

50

50

50

50

45

45

45

45

40

40

4-6

75

70

65

60

60

55

55

55

50

50

50

50

50

45

45

6-8

80

75

70

65

60

60

55

55

55

55

50

50

50

50

45

8—10

10—12

12—14

14—18

18—20

20—25

25—30

30-40

40—50

50—55

55—70

70—90

90—120

120—150

150-175

175-200

85

90

95

80

85

85

100 90 105 95

110

100

75

75

80

85

85

90

95

115105 120 110 105 125 115 105 130120 140 125 120 150 135 130 160 145 135 165 155 145 170 160 150 175 165 155

70

75

75

80

85

85

90

100

100

110

105

65

70

75

75

80

85

85

95

95

100

110

120

130

135

140

145

65

65

70

75

75

80

85

90

95

95

60

65

70

70

75

80

80

85

90

95

60

60

55

55

55

55

50

50

65

65

70

70

75

80

85

85

90

95

60

60

60

55

55

55

50

65

70

70

75

75

85

85

90

95

65

65

70

70

75

80

85

85

90

60

65

65

70

75

80

80

85

90

105 105100

115110110105100100 120 120115 110 110105100 130 125 120120115 115 135 130 125 120120 115 140 135 130 125 120 120 115

95

60

65

65

70

70

75

80

85

90

95

100

60

60

65

65

70

75

75

80

85

90

100

55

60

60

65

65

70

75

80

85

90

95

55

60

60

60

65

70

70

75

80

85

90

110 105105 100 100 115110110105 100 115110 105105

Riemenberechnung.

Bezeichnet

h-------B----1

LU?

b die Breite, ö die Stärke des Rie- i ^

mens in cm,

N die Anzahl der zu übertragenden

Pferdestärken,

LU

D den Scheibendurchmesser in Mtr. n die Umdrehungszahl pro Min..

V die Umfangsgeschwindigkeit in Mtr.jSek. nach Seite 618, jP die Umfangskraft in kg nach Seite 618.

Neuere Riemenberechnung (nach Gehrckens).

Gehrckens sagt (Z. d. Y. d. I. 1893 S. 17): „Nehmen wir an, dass die Bedingungen günstig, dass die Scheiben genau, zentriert, sorgfältig ausgewogen, abgedreht und richtig gewölbt sind, dass das Scheibenverhältnis ein normales, etwa 1 : 2 ist? dass die Gipfel der Scheiben in wagerechter Linie liegen oder in einem Winkel zu dieser von 45°, dass der Wellenabstand ein angemessener ist (für unter 100 mm schmale Riemen 5 Mtr. für breitere 10 Mtr. beträgt, sodass erstere 50 bis 100 mm, breitere 100 bis 200 mm durchhängen), und dass man für die betr. Scheibendurchmesser und Geschwindigkeiten ein passendes Leder ausgesucht hat, so glaube ich auf Grund langjähriger Beobachtungen und Rechnungen die folgenden Belastungskoeffizienten k für P, (also für die nützliche Kraftleistung des Riemens) empfehlen zu können. Die Zahlen der folgenden Tabelle gelten für Lederriemen und sind empirisch ermittelt.“

Tabelle 272. Werte von k in kg pro cm Riemenbreite.

V in Mtr./Sek.

3—4,5    5-9    10—14    15—19    20—24    25-30

Mtr.

einf. dopp. einf. dopp einf. dopp. einf. dopp. einf. dopp. einf. dopp.

to o^ooo © © 'bx 'co lo T—

00

co

00

CO O co 00 °

to

co ^ co

CO

CD 00    °

CO co 00

CO

CD

CM

CM

i—^    i-*

rf* to

to

tH

to

Ol co

00 oc

Die Riemenbreite bestimmt sich demnach zn:

JQ

.5

in kg .    .    .    .    .    (379)

Tab. 273. Uebertragbare Pferdestärken für ein Seil *) (s.'auch S. 278).

ßeildurch-

nssEr

Umdrehungen pro Minute.

mm

n=m⁰⁰    60 70)89 00 100 110 .120 130 140 150 160 180 200

1200

900

650

1400

1100

800

1700

1400

1000

2000

1600

1100

2250

1800

1350

2500

2000

1500

2750

2200

1750

g£S SSS S‘£S SS 5 SS S -SS

-52 S-g-5 :s;-srS iga S55 SS5SS« Bsgsäs '8S‘i i s 335 53” a55 ïs« S22 ssï i as ■>53gï-3â»;-5 = SSsssas jss 5 5- 2 £ 5 5-

g- S- S S 3 5 = - 5- S S 5 s a g- g s 5 3 5 2 3S-5 333s;S3»;-8SS823gsa » 3 2 33” 5 S- § s 5 « g 2 g s 2 s g g 2 35- ”35 533 =53 a~3 S2S ggs 353 335 - 33 s 53 a s 3 55 s S s s = «2 3 333 » S” 5-35    - as»

5.55 « 335 - 5” a ” 3 s s g 8 s » T-§5-53 -»SS ”35 “-“S 2®» 2 2 t-

Bcheibendurcbmesser Seilgeschwindigkeit Umdrehungen Übertragbare Kraft Seildurcbmessez^

für Neuanlagen die iq.Tabelle den vertikalen dicken Strich'eu entsprechenden Werte nehmen. Für Seile über 30mm DurChm. wähle man wenn möglich die obere grössere Scheibe.

■fc

ty/Zsss/s/sW

v777777

Spleissen von geübten Arbeitern besorgen lassen Eine Spleissnng dauerÇ' etwa drei Standen Zugabe für Spleissen 4 m (für jedes Ende 2 yn).

Einfetten der Seile mit geeigneter Sellscbmiere bat nach drei Wochen, dann alle drei'Monate zu erfolgen. Haltbarkeit der 9eile hängt wesentlich vom richtigen Aufbringen und Spleissen^ derselben ab, ebenso vom Scheibendurchmesser. Bef'guten Verhältnissen kann man acht Jahre Haltbarkeit annehmen. Kraftverlust 3 bis 20% der Gesamtübertragung. Je grösser die Scheibe im Verhältnis zum'Seildurchmesser desto geringerer Verlust Daher grosse 8oheiben-durchmes8er!

Beispiel. Von einer ne^en, 150pferdigen Dampfmaschine M soll eine Transmission T mit 130 Umdrehungen angetrieben werden. Die Dampfmaschine macht 70 Umdro hungen. Die kleinere Scheibe kommt auf T und Seil von 50

bei 2500 mm Durchmesser; es wären

n= 130' .150 PS

giebt Tabelle für ein Durchmesser 32 PS

Lage der Achsen horizontal oder bis 50° geneigt. Drehrichtung, das untere Trum soll möglichst das

ziehende seiD

Achsenentfernung E nicht kleiner als 1,2 (D -f- d). Material Baumwolle zu wählen für kleine Durchmesser und unregelmässige Kraftübertragung (Stösse).

also

~ 5 Seile nötig. Die Seilscheibe auf der Maschine

2500-130

= 4640

Durchmesser Wählt man

statt der 50 mm - Seile solche von 40 mm Durchmesser, so ergiebt die Tabelle kleineren Scheibendurchmesser. (Die Anzahl der Seile wird natürlich grösser.)

erhält —

70

Von grösstem Einflüsse auf die Dauer und Geschwindigkeit dos Betriebes ist ein richtiges Spleissen der Seile.

*) lieberträgt man mit den Seilen grössere Kräfte als hier angegeben, so ist die Lebensdauer der Seile eine kürzere.

Abschnitt XVI.

Allgemeine Bedingungen

för

Lieferungen von Ma^cliinen,

aufgestellt

in den Versammlungen deutscher Maschinenbau*Anstalten zu Köln am 28. December 1889, 10. Januar 1891 und zu Hamburg am 27. Mai 1893.

1.    Die Preise gelten ab Werkstätte; Verpackung und Fracht unterliegen besonderen Verein« barüngen.

2.    Die Zahlung des Kaufpreises erfolgt am Ursprungsort baar in deutscher Reichswährung zu Vs bei Bestellung, Vs bei Ablieferung der Haupttheile ab Werk, Vs drei Monate nach Inbetriebsetzung, spätestens aber sechs Monate nach dem zweiten Termin, wenn sich die Inbetriebsetzung ohne Schuld des Lieferanten verzögert.

Monatszahlungen sind zulässig; jedoch soll alsdann die Durchschnitts-Valuta der obigen Zahlungsweise entsprechen.

von

3.    Für Güte der Construction und Ausführung übernimmt der Lieferant eine Gewährleist ng Monaten in der Weise, dals er alle Theilé, welche während dieser- Frist nachweislich in Folge schlechten Materials, fehlerhafter Construction - oder mangelhafter¹ Ausführung unbrauchbar oder schadhaft werden, unentgeltlich zu ersetzen, bezw. alle ihm zui Last fallenden Mängel zu beseitigen hat.

Der natürliche Verschleifs bleibt von dieser Gewährleistung ausgeschlossen.

4.    Verschuldete Verzögerung in der Ablieferung berechtigt den Besteller zum Abzüge von höchstens l/t % der Kaufsumme für jede volle Woche der eingetretenen Verspätung;

5.    Anderweitige Entschädigungsansprüche als die in den §§ 3 und 4 festgesetzten sind ausgeschlossen.

6.    Arbeiterausstände entbinden von der Einhaltung der Lieferfrist.

7.    Bevor mit'der Montirung begonnen wird, müssen die Fundamente u. s. w. vollständig fertig und abgebunden, die Maschinenräume gegen Witterungseinflüsse geschützt sein.

8.    Zur Montiruug stellt der Lieferant einen oder, wenn vereinbart, mehrere Monteure, welchen Seitens des Bestellers die erforderlichen Hülfsmannschaften, Hebezeuge, Beleuchtung, .sowie die kleinen Materialien, wie Oel, Talg, Hanf, Mennige, Putzwolle u. s. w. kostenfrei zu gestellen «ind. Die Hülfsmannschaften verbleiben in der Berufsgenossenschaft des Besteller«.

pro Reisetag und pro Tag und Mann für Verpflegung. Auf Verlangen wird

9.    Für den Monteur wird berechnet aufser den Reisekosten Ji pro Arbeitsstunde, sowie J6 Seitens des Lieferanten gewährleistet, dafs die Kosten für die Entsendung eines oder mehrerer Monteure einen bestimmten Betrag nicht übersteigen.

Der Arbeitstag wird zu 10, »unter Tage« zu 8 Stunden gerechnet; »unter Tage« zählen 8 Stunden = 10 Stunden.

Ueber- und Sonntagsstunden werden nach besonderer Vereinbarung berechnet.

wenn

10.    Zu den Maschinen werden unentgeltlich mifgeliefer.t' eine Fundamentzeichnung und, nöthig, ein Uebersichtsplan der Lieferung.

11.    Streitigkeiten über die Auslegung und Erfüllung des Geschäftsabschlusses werden durch ein Schiedsgericht geschlichtet, wozu jede Partei einen Schiedsrichter zu ernennen hat, welche vor Eintritt in die Verhandlungen einen Obmann bezeichnen.

die beiden Schiedsrichter über den Spruch sich nicht einigen, jeder derselben ein Gutachten abzugeben und demnächst der Obmann die Entscheidung zu fällen hat.

Die Vertheilung der Kosten des Verfahrens erfolgt durch das Schiedsgericht bezw. den Obmann.

Auf das schiedsrichterliche Verfahren finden die §§ 851 bis 872 der Reichs-Civilprocefs. Ordnung Anwendung mit der Mafsgabe, dafs, wenn

Jedem Lieferanten und jedem Empfänger ist anznraten, sieh den unter 11 angeführten Bedingungen zu unterwerfen, er thut der Industrie dadurch gute Dienste und trägt sein|[Scherflein dazu hei, dass die vielen Millionen Mark, welche die Gerichte und Advokaten einheimsen, der Industrie erhalten bleiben. *

Dampfmaschine.

Aus der Offerte auf Lieferung einer Dampfmaschine müssen folgende Daten ersichtlich sein :

Bauart und System der Maschine,

Ob mit oder ohne Kondensation,

Cylinderdurchmesser, Kolbenhub, Tourenzahl,

Art der Steuerung,

Durchmesser und Breite des Schwungrades,

Ungefähres Gesamtgewicht der Maschine,

Gewicht,

Preis der Maschine komplett inkl. Absperrventil, Fundamentankern, Schmiergefässen etc. franco Waggon......

Preis der Maschinenspeisepumpe,

Zahlungsbedingungen:

i/g bei Bestellung,

¹I₃ bei Ablieferung,

den Rest drei Monate später oder nach Vereinbarung, Reisekosten und Tagegelder für den Monteur,

Lieferzeit,

Leistung und Dampfverbrauch bei . . . Atm. :

normal .... indiz. PS., .... kg pro Ni u. Stunde, gesteigert .... überlastet ....

Mit der Leistung „gesteigert“ soll die Maschine dauernd anstandslos, „überlastet“ nur vorübergehend arbeiten können.

Tourenschwankung (je nach dem Verwendungszweck) etwa bei plötzlicher Belastungsänderung von 25°/₀ der vorherigen Leistung nicht mehr als 1°/₀, zwischen Leerlauf und voller Belastung nicht mehr als 6°/₀.

Vorrichtungen zum bequemen Anbringen des Indikators sind bei der Maschine vorzusehen,

Kürzung der Kaufsumme um l°/₀ für jede Woche verspäteter Lieferung.*)

Garantie: Alle durch fehlerhafte Konstruktion oder mangelhafte Ausführung sich zeigenden Mängel, welche innerhalb eines Jahres Vorkommen sollten, werden kostenfrei ab Fabrik nachgeliefert. (Für die durch Auswechselung fehlerhafter oder zerbrochener Stücke etwa herbeigeführte Betriebsstörung oder sonsiigen Schaden ist der Fabrikant nicht haftbar.)

*) Das Recht auf Entschädigung kann unter Umständen erlöschen, wenn die ersten eintreffenden Teile vom Besteller angenommen werden, ohne dass letzterer Einspruch erhebt.

1000

98000

7000

2500

50000

2300

7000

0006

850

1250

2000

7200

0009

35000

12000

1800

1241900

800

79000

5650

2000

42000

1850

5800

7300

750

1000

1600

5850

4850

29000

11000

1450

Tabelle 274. Dampfanlagen (Preise iür Ueberschläge).

200 I 400 I 600

100

80

60

40

15 i 25

10

Pferdestärken effekt. .

00009

41000

22000

13000

10000

7500

5500

4000

3100

2000

4300

2950

1600

006

700

500

400

250

150

06

1500

34000

1400

4550

5650

009

750

1250

4500

3750

23000

9500

1100

1558501199900

1000

26000

950

3350

4000

500

500

850

3100

2600

17000

7300

750

525

21000

550

2100

2400

350

250

500

1700

1500

11000

5100

500

71075 111850

250

12000

300

1500

1550

250

130

300

1000

950

8000

4000

270

200

10000

250

1200

1300

210

100

250

006

750

7000

3100

240

362001 44400

160

7500

200

1000

1000

180

80

200

800

620

0009

2500

200

130

0009

160

800

700

150

09

160

650

500

5000

1800

190

100

4500

120

009

500

120

45

120

500

400

4000

1350

145

75

50

Dampfmaschine .    .    .    .

Fundament Montage .

3000

2000

Dampfkessel .    .

80

400

300

06

30

80

400

300

3000

1000

125

50

250

150

09

15

40

300

200

2000

800

115

8120    12400 I 16750 22200 28400

Fundament . Einmauerung

Dampfleitung.....

Wasserabscheidung .    .    .

Umhüllung der Leitung .

Speiseleitung.....

Pumpe, Injektoren .    .    .

Vorwärmer......

Kessel- u. Maschinenhaus

Schornstein......

Diverse kleine Arbeiten .

Summa in Mk.

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ELECTRoTECHNIK

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47*3

Ex libris

ANTON WOLFF.

Biblioteka Politechniki Krakowskiej

100000297061

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