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Zur Fräse der Uerwertunj des Ölmotors in der Binnenschiffahrt.

Erfahrungen mit dem Junkersmotor und Ausblicke für seine Zukunft als Rad- und Schraubenantrieb, von Oberingenieur W. Scheller,

Leiter der Versuchsanstalt Professor Junkers.

Vortrag

gehalten im „Centralverein für Fluß- und Kanalschiffahrt in Oesterreich, Wien“,

im „Polytechnischen Verein in Bayern, München“,

im „Westfälischen Bezirksverein Deutscher Ingenieure zu Dortmund“.

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Sonderabdruck aus der Zeitschrift „Technische Mitteilungen und Nachrichten“, Nr. 11, 12, 13 und 14 des Jahrgangs 1917. — Druck von C. L. Krüger, G. m. b. H., Dortmund.

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Zur Frage der Verwertung des Ölmotors in der Binnenschiffahrt.

Erfahrungen mit dem Junkersmotor und Ausblicke für seine Zukunft als Rad- und Schraubenantrieb, von Oberingenieur W. Scheller,

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Leiter der Versuchsanstalt Professor Junkers.

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gehalten im „Centralverein für Fluß- und Kanalschiffahrt in Oesterreich, Wien“,

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Sonderabdruck aus der Zeitschrift „Technische Mitteilungen und Nachrichten“, Nr. 11, 12, 13 und 14 des Jahrgangs 1917. — Druck von C. L. Krüger, G. m. b. H., Dortmund.

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ie am meisten verwendete Beförderungsmethode für den Hauptverkehr der Güterbeförderung auf den Binnenwasserstraßen ist die, eine Anzahl von Lastkähnen durch einen Schlepper, d. h. ein Schiff, welches selbst keine Ladung an Bord hat, sondern lediglich eine starke Antriebsmaschine mit Betriebsvorrat trägt, fortzubewegen, zu „schleppen“.

Als Treibkraft für den Schlepperbetrieb herrscht zurzeit die Dampfmaschine vor, jedoch dürfte es nicht mehr zweifelhaft sein, daß auch hier in Zukunft der Schwerölmotor starke Verbreitung finden wird. Grund dafür sind einmal mancherlei Vorzüge, die der Ölmotor vor der Dampfmaschine aufweist, das andere Mal der Umstand, daß auch in Europa viele Flußgebiete nahe bei Erdölquellen liegen, während die Kohle von weither herangeschafft werden muß und dementsprechend hoch im Preise steht.

Als Vorzüge des Ölmotors vor der Dampfmaschine für die Binnenschiffahrt kommen z. B. in Betracht:

1.    Sein geringeres Gewicht gegenüber der Dampfanlage und der dadurch erreichbare geringere Tiefgang und Verdrängung des Fahrzeuges bei gleicher Leistung, bezw. die Möglichkeit, bei gleichem Tiefgang und gleicher Verdrängung erhebliche Mehrleistung im Schlepper unterzubringen.

2.    Die vereinfachte Bedienung durch Fortfall des Dampfkessels mit seinen Nebenapparaten. Besonders bei größeren Anlagen tritt erhebliche Verringerung des Bedienungspersonals ein.

3.    Seine augenblickliche Betriebsbereitschaft. Jeder Brennstoffverbrauch während der Liegezeiten fällt weg. Die Maschine kann jeden Augenblick, d. h. ohne zeitrau-

. bendes Kosten verursachendes Dampfaufmachen und Vorwärmen in Betrieb gesetzt werden.

4.    Der geringe Brennstoffverbrauch. Da für das Stundenpferd nur etwa % Kilo Öl erforderlich ist, kann der Motorschlepper mit gleichem Brennstoffvorrat längere Strecken, etwa bis zum dreifachen und mehr gegenüber dem Dampfschlepper durchfahren, ohne an eine Brennstoffeinnahmestelle gebunden zu sein.

Das Übernehmen von Öl an Stelle der Kohle ist sehr einfach und reinlich und erfordert sehr wenig Zeit.

Auch ist der flüssige Brennstoff mit besserer Raumausnutzung im Schiff unterzubringen als die Kohle.

5.    Seine starke Überlastungsfähigkeit gegenüber der Verbunddampfmaschine bei Anwendung geeigneter Verfahren.

6.    Praktisch rauchfreier Betrieb. Fortfall der starken Belästigung der Uferstädte durch qualmende Kohlenfeuerungen. Keine Beeinträchtigung des Landschaftsbildes.

Bevor es in Frage kommen konnte, Ölmotoren für den Betrieb mit schweren Ölen in die Schiffahrt einzuführen, hatte der Motor erst seine Fähigkeiten für den Schiffsantrieb zu erweisen. Der im folgenden als hauptsächlichstes System für den Schwerölmotor zu behandelnde Diesel-motqr arbeitet bekanntlich so, daß die in den Arbeitszylinder aufgenommene Luftmenge auf etwa 35 atm komprimiert wird, wobei eine Temperatur der Luft von etwa 500° entsteht. Nach erfolgter Kompression wird in die heiße Luft der Brennstoff fein zerstäubt eingeblasen, entzündet sich an derselben selbsttätig und treibt Arbeit verrichtend den Kolben nach auswärts.

Hauptsächlich sind es folgende Forderungen, die an einen brauchbaren Schiffsölmotor zu stellen sind:

1.    Der Aufbau der Maschine soll einfach sein.

2.    Die Maschine soll in der Lage sein, billige, d. h. allerdings zugleich schwer zu behandelnde Öle betriebssicher zu verbrennen; die Verbrennung muß dabei eine vollkommene sein, damit die Brennstoffkosten gering aus-fallen, dann aber auch, um zu verhüten, daß die Maschinen verschmutzen und die sich hieraus ergebenden Störungen vermieden werden.

3.    Die spezifische Leistung der Maschine muß hoch sein, um die Maschine leicht halten zu können und dadurch an Schiffstiefgang und Verdrängung zu sparen.

4.    Die Maschine muß leicht angehen, d. h. unter Aufwand von wenig Preßluft für die Ingangsetzung in selbständigen Zündbetrieb kommen. Hierdurch werden die Anlagekosten für die Erzeugung und Aufspeicherung der Anlaßpreßluft gering, an Gewicht dafür wird gespart und es ist gegebenenfalls auch noch möglich, bei unvorhergesehenem Verlust von Preßluft die Maschine mit geringem Vorrat noch in Gang zu setzen.

5.    Aus demselben Grunde muß die Änderung der Drehrichtung, also das Umsteuern, schnell, d. h. unter Aufwand yon wenig Anlaßluft erfolgen. Damit vermeidet man nach Möglichkeit starkes Auskühlen der heißen Arbeitszylinder durch die infolge der starken Expansion sehr kalten Anlaßluft. Dieser Umstand ist auch von Bedeutung für die Haltbarkeit der Zylinder, indem schnelle, starke Temperaturwechsel mit ihren großen Gefahren soviel wie möglich vermieden werden.

6.    Die Verminderung der Drehzahl unter Beibehaltung des selbstständigen Verbrennungsbetriebes muß sehr weitgehend und für beliebige in Frage kommende Zeit möglich sein.

Dies hat ebenfalls die unter 4 und 5 genannten Vorteile, außerdem noch den, daß die Zylinder möglichst betriebswarm bleiben. Dadurch ist dann auch noch gute Verbrennung bei wieder einsetzendem Vollbetrieb nach Möglichkeit gesichert und damit an Brennstoff gespart.

7.    Die Massenwirkung der hin- und hergehenden Teile auf das Fundament muß möglichst klein sein, um Erschütterungen des Schiffes weitgehendst zu vermeiden und möglichst leichte Fundamentkonstruktion zu gestatten.

8.    Die Steuerung der Brennstoffzufuhr muß den Forderungen, die sich aus der starken Veränderlichkeit der minütlichen Drehzahl, des Drehmoments und der Erhaltung der Verbrennung unter Gleichdruck ergeben, entsprechen.

Die theoretischen Konstruktionsgrundlagen, welche sich aus diesen Hauptforderungen für den Bau von Zweitaktölmaschinen, auf die hier besonders Rücksicht genommen werden soll, ergeben, betreffen hauptsächlich zwei Hauptpunkte. Zunächst muß für den Verbrennungsvorgang im Arbeitszylinder ein reiner, von allen Abgasen freier Luftvorrat zur Verfügung sein. Da nun die Zweitaktmaschine

darauf angewiesen ist, die nach dem Druckausgleich mit der Atmosphäre im Arbeitszylinder noch vorhandenen Abgase atmosphärischer Spannung durch die frische Verbrennungsluft für den nächsten Arbeitshub auszuspülen, ist dieser Vorgang der Ausspülung des Arbeitszylinders, für welchen bei normaler Kolbengeschwindigkeit nur wenige Hundertstel einer Sekunde zur Verfügung stehen, von größter Bedeutung für Leistungsfähigkeit und Betriebssicherheit der Maschine und muß sich der ganze Aufbau derselben in erster Linie dieser Forderung anpassen. Ist diesen Umständen bei der Konstruktion nicht Rechnung getragen, so ergibt sich als Folge davon geringe spezifische Leistung durch geringen wirksamen Mitteldruck im Indikatordiagramm: der frische Luftinhalt des Zylinders ist eben geringer als er sein soll und dementsprechend ist die verbrennbare Ölmenge für das Arbeitsspiel gering. Der Verbrennungsvorgang selbst wird erfahrungsgemäß durch die Gegenwart von Kohlensäure in der Verbrennungsluft schleichend; auch dadurch entsteht Arbeitsverlust im Indikatordiagramm. Die Verbrennung kommt in der ihr zugewiesenen Zeit nicht ordnungsmäßig zustande, zieht sich vielmehr unter Umständen durch die ganze Expansionsperiode hindurch und es entsteht erheblicher Mehrverbrauch an Brennstoff. Der Temperaturverlauf während der Expansionsperiode liegt infolge des Nachbrennens höher, was auf Zuverlässigkeit und Güte der Zylinderschmierung und den Verbrauch an Schmieröl ungünstig einwirkt. Natürlich steigt auch der Wärmeverlust an die Wandungen, wodurch der thermische Wirkungsgrad der Maschine herabgesetzt wird. Der ganze Arbeitsvorgang verläuft nach Bild 1, ausgezogenes Diagramm, statt nach dem normalen dünn ausgezogenen Diagramm.

Bild 1

Infolge der Beimischung von heißen Gasen aus dem voraufgegangenen Arbeitsspiel in der neuen Ladung steigt weiter die Kompressionsanfangstemperatur und damit der Temperaturverlauf während des ganzen Kreisprozesses, was ebenfalls auf den Wärmeverlust an die notwendigerweise gekühlten Wandungen und auf die Zylinderschmierung nachteilig einwirkt, und den thermischen Wirkungsgrad herabsetzt.

Der zweite Punkt zur Erfüllung der aufgestellten Forderungen ist der, dem Kreisprozeß recht viel von der durch Verbrennung des Öles erzeugten Wärme zu erhalten und da, wo dieselben erwünscht sind, also im Zündtotpunkt, genügend hohe Temperaturen zu erzeugen. Die Stärke der Wärmeübertragung von heißen Gasen ist nun nach sehr gründlichen, zahlenmäßig verfolgten Versuchen von Prof. Junkers außer von der Größe der wärmeaufnehmenden Oberflächen und der zwischen Wandung und Treibgasen bestehenden Temperaturdifferenz in hohem Maße vom

Druck des Treibgases und den in demselben vorhandenen Wirbelungen abhängig. Es kommt also darauf an, in der Ölmaschine besonders da, wo die höchsten Drucke und Wirbelungen herrschen, also in und in der Nähe der Verbrennungstotlage die wärmeabführenden Oberflächen möglichst klein zu halten. Neben der möglichst strengen Einhaltung entsprechender geometrischer Formen ist diese Forderung dadurch in hohem Maße zu erfüllen möglich, daß man den Maschinen für ein gegebenes Arbeitsvolumen einen möglichst kleinen Zylinderdurchmesser und großen Hub gibt. Wählt man z. B# das Verhältnis von Zylinderdurchmesser zu Hub des Kolbens 1:4, so ergibt sich z. B. gegenüber einem Hubverhältnis von 1:1,5, wie es Dieselmaschinen im Mittel haben, daß sich die Totraumoberflächen bei beiden Maschinen wie 1: 1,54 verhalten, gleiches Hubvolumen vorausgesetzt. Dementsprechend müssen sich natürlich auch die Wärmeverluste an die Wandungen verhalten. Daß sich gegen Hubende das Oberflächenverhältnis zu Gunsten der Kurzhubmaschine verändert, ist nicht von Bedeutung, einesteils, weil dort Drucke und Temperaturen erheblich niedriger sind, hauptsächlich aber deshalb, weil dann der Arbeitshub zu Ende ist, die Maschine also den weitaus größten Teil der Umsetzung von Wärme in Arbeit vollzogen hat.

Ein weiterer Vorteil der günstigen Oberflächenwirkung langhubiger Anordnung ergibt sich für die Ölmaschine aus dem Umstand, daß die Kompressions e n d temperatur auch bei geringer Anfangs temperatur hoch wird. Dieser Umstand befähigt diese Maschinen dazu, billige Schweröle, die zur Ölgasbildung großer Wärmezufuhr bedürfen, sicher zur Zündung zu bringen und vollkommen zu verbrennen. Das deutsche Steinkohlenteeröl z. B. braucht zu seiner Zersetzung, also zur Ölgasbildung, die der Zündung immer voraufgeht, verhältnismäßig sehr hohe Wärmezufuhr. Diese findet das Öl in dem reicheren Wärmegehalt der Kompressionsluft der Langhubmaschine. Auch bei ganz langsamem Gang mit ein Viertel bis ein Fünftel der normalen Drehzahl, wie sie beim Schiffsbetrieb häufig erforderlich sind, also bei absolut langen Abkühlzeiten während der Kompressionsperiode, behält die Langhubmaschine die Zündfähigkeit für das eingesprizte Öl bei, so daß es bei langsamer Fahrt nicht nötig ist, die Maschine mit Preßluft künstlich in Gang zu halten. Auch bei ganz kalter Maschine ist aus demselben Grunde selbständiger Zündbetrieb gegenüber der Kurzhubmaschine schneller erreicht. Auf Grund der erwähnten Versuche besonders über Wärmeübergang aus heißen Gasen hoher Spannung an die sie einschließenden Wandungen ersah Prof. Junkers die beste Form für die Verwirklichung einer Ölmaschine in dem Gegenkolbenprinzip und unternahm in seiner Aachener Versuchsanstalt die Durchbildung des an sich bekannten Maschinenaufbaues mit gegenläufigen Kolben zur Ölmaschine.

Als Leiter der Professor Junkers’schen Versuchsanstalt von deren Gründung ab ist mir die Junkersmaschine am besten vertraut und möchte ich deswegen in folgendem an diesem System nachzuweisen versuchen, wie die vorher erwähnten Konstruktionsbedingungen zu erfüllen sind und welche Erfolge im praktischen Betriebe eine nach diesen Grundsätzen gebaute Maschine hat. —- Daran anschließend wären dann Entwürfe für den Einbau von Ölmaschinen für Schrauben- und Radschiffe zu besprechen und mit Dampfmaschinen zu vergleichen.

Bild 2 zeigt schematisch den Aufbau der Gegenkolbenmaschine. Der entsprechend lange, an beiden Seiten offene Arbeitszylinder — A — hat zwei Kolben — B —, welche

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durch die dreifach gekröpfte Welle —C— gegenläufige Bewegung zu einander erhalten. Jeder der Kolben steuert einen Kranz von Durchbrechungen — D — in der Lauf-büchse. Der eine obere Kolben legt seinen Schlitzkranz zuerst frei. Durch ihn puffen die Abgase des voraufgegangenen Arbeitshubes aus. Kurz nachher öffnet der zweite

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untere Kolben seinen Schlitzkranz und läßt frische Luft unter schwachem Überdruck in den Zylinder ein, durch welchen dann die letzten Abgasereste atmosphärischer Spannung aus dem Arbeitszylinder ausgespült werden. Bei der Einwärtsbewegung der Kolben schließen dann die Schlitz-an bis Auslaß- und Spülschlitzkranz wieder freigelegt werden und der ganze Arbeitsvorgang sich wieder aufs neue abspielt. Das Modell einer Junkersmaschine möchte ich zum schnelleren Verständnis kreisen lassen.

An Hand eines Druckvolumendiagramms, Bild 3, betrachtet, entsprechen den verschiedenen Vorgängen während eines Arbeitsspiels von der inneren Totlage ausgehend Linienzug a — b dem Einspritz- und Verbrennungskolbenweg (Stellung

—    A — der Kolben). Von b — c erfolgt Expansion des heißen Zylinderinhalts bis Stellung — B — der Arbeitskolben. Zwischen —c— und —d— findet Druckausgleich des Zylinderinhalts mit der Atmosphäre durch die freigelegten Auspuffschlitze statt (Stellung —C— der Kolben). Hier werden auch die rechten, die sogenannten Spülschlitze, durch den anderen Kolben freigelegt und tritt nunmehr während der Strecke — de— und über die äußere Totlage

—    e — hinaus bis zum Punkt — f — frische Luft in den Zylinder ein und fegt alle Abgase aus (Stellung — D — der Kolben). — E — ist die Stellung der Arbeitskolben, wo der Zylinderraum wieder von der Atmosphäre abgeschlossen ist und Kompression der eingeschlossenen Frischluft stattfindet, welche bis zur inneren Totlage andauert. Dort erfolgt wieder Einspritzung und Verbrennung, womit das Arbeitsspiel, von neuem eingeleitet, wieder seinen Verlauf nimmt.

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kränze wieder ab und es erfolgt Kompression der im Zylinder enthaltenen Luft bis zur Innentotlage der Kolben. Hier wird der Brennstoff mit Preßluft fein zerstäubt eingeblasen und zündet an der heißen Luft des Verbrennungsraumes. Die Kolben treten dann arbeitabgebend ihren Aufwärtshub

Die beiden im Vorhergehenden behandelten Bedingungen zur Erzielung der Eigenschaften,, die ein guter Schiffsölmotor in erster Linie haben soll, gute Spülung und möglichst geringe wärmeaufnehmende Oberflächen beim Arbeitszylinder, sind mit der Gegenkolbenmaschine in der glücklichsten Weise ohne praktische Schwierigkeiten erfüllbar.

Infolge des durch das Doppelkolbenprinzip leicht erreichbaren großen Hubes erhält der Zylinder für ein gegebenes Arbeitsvolumen kleinen Durchmesser. Hieraus ergeben sich zunächst sehr günstige Formverhältnisse zur Erzielung einer guten Ausspülung. Das lange glatte Rohr, etwas anderes ist der Junkers-Zylinder nicht, ist durch die an den Enden des Zylinders angeordneten Lufteinlaß- bezw. Abgaseauslaßschlitze durch den gleichmäßig-allseitig eintretenden Luftstrom vollkommen auszuspülen. Auch der Nicht-motorenbauer ersieht aus dem Vergleich der Zylinderformen nach Bild 4 ohne weiteres, daß ein Rohr von geringem Durchmesser und verhältnismäßig großer Länge ungleich leichter rein auszuspülen ist, als ein Rohr von großem Durchmesser bei verhältnismäßig geringer Länge.

Weiter ergibt der langhubige Zylinder die geforderten günstigen Oberflächenverhältnisse und als Folge davon hohe Kompressionsendtemperatur und geringen Wärmeverlust bei der Verbrennung und Expansion besonders in und in der Nähe der Verbrennungstotlage, wo, wie ich darlegte,

der Wärmeverlust infolge des hohen Drucks und der starken Wirbelungen besonders hoch ist und für den thermischen Wirkungsgrad des Kreisprozesses besonders schädlich wirkt.

Im Laufe der Jahre entstanden im Bauauftrag von Prof. Junkers eine Reihe immer größerer Gegenkolbenmaschinen als Versuchsmaschinen von zunächst liegender Bauart. Die größte der alle durch die Maschinenbau-Akt.-gerin der Gegenkolbenmaschine, zu sehen. Die Versuche an dieser Maschine ergaben zuerst den großen Einfluß des Druckes auf den Wärmedurchgang an die Wandungen. Sie ist zu dem Zwecke so gebaut, daß der Druck bei Beginn der Kompression im Arbeitszylinder verändert werden kann, die Anfangstemperatur jedoch konstant gehalten wird. Es wurde in der Maschine mit Drucken bis zu 250 atm gearbeitet.

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Ges. vorm. Gebr. Klein, Dahlbruch i. W., gebauten Maschinen hat 450Durchm. und 2X450 mmHub. DieseMaschine, Bild 5, hat zwei hintereinander liegende Zylinder und leistet 750 PSe bei 200 Umdrehungen in der Minute. Ihre Vorgängerin als erste Maschine hat 200 Zylinderdurchmesser bei 400 mm Hub. Bild 6, das Innere der Versuchsanstalt zu Aachen, zeigt die Maschine im Vordergrund. Sie leistet 150 bezw. 230 PSe bei n = 200. Links seitlich ist noch eine Verbundölmaschine, gewissermaßen die Vorgän-

Als erste stehende Maschine wurde eine Zweizylindermaschine von 180 Durchm. und 2 X 250 Hub ausgeführt. Das Forschungsboot „Albatros“ der zoologischen Station Rovigno der Kaiser-Wilhelm-Gesellschaft erhielt diese Maschine als Hauptmaschine für seine umsteuerbare Schraube. (Näheres hierüber Z. d. V. D. I., Aufsatz von Prof. Laas, Jahrgang 1915, S. 517 usw.) Nach glatter Erledigung der Probefahrten in der Nordsee konnte das Schiff infolge Kriegsausbruchs im letzten Augenblick nicht mehr nach seinem Bestimmungsort in See gehen und mußte in Hamburg liegen bleiben.

Parallel mit dieser Maschine führte ebenfalls die Ma-schinenbau-Akt.-Ges. vorm. Gebr. Klein in Dahlbruch im eher Zylinderabmessungen abgelöst wurde. Jetzt ist dieselbe zu weiteren Studien in der Versuchsanstalt Aachen aufgestellt, jedoch jederzeit zu anderweitiger Verwendung bereit. Dieselbe hat eine Höchstleistung von 250 PS bei

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Bild 7b

Aufträge von Prof. Junkers nach gegebener Konstruktion zwei größere Maschinen von 200 Durchm. und 2X350 Hub aus, welche bei 250 Umdrehungen in der Minute 200 Wellenpferde leisten sollten. Eine dieser Maschinen führte 1% Jahre lang den Betrieb der Firma Junkers & Co., Dessau, bis sie durch eine für den dortigen Kraftverbrauch genügende Zweizylindermaschine gleicher Bauart und glei-250 Umdrehungen. Die andere wurde im Winter 1914/1915 in den Schlepper M 200 der Kgl. Kanalbaudirektion eingebaut, welche Behörde in dankenswerter Weise der Ölmaschine Gelegenheit gegeben hat, ihre Brauchbarkeit als Schiffsmaschine zu beweisen, und tut ebenfalls seitdem auf dem Rhein-Heme-Kanal Schleppdienste. Bild 7a zeigt die Photographie des Schiffes im Werfthafen zu Koblenz.

J — ist die Steuerung des Brenn-

Bild 7b zeigt das Schiff mit eingebauter Maschine und Zubehör. Erbauerin des Schiffs ist die Werft Schaubach & Graemer in Koblenz - Lützel. — A — ist die Hauptmaschine Junkers’scher Bauart. An der Backbordseite längs der Schiffswand liegen drei Anlaßflaschen — B —, welche die Preßluft zum Ingangsetzen des Motors enthalten. Die Kühlung der Arbeitszylinder erfolgt so, daß. dauernd ein gewisser Vorrat reines, weiches Wasser mittels der Pumpe — D — durch die Kühlmäntel der Arbeitszylinder und nachher durch einen Oberflächenrückkühler gedrückt wird, während Pumpe — E — kaltes Außenbordwasser zur Rückkühlung des Umlaufwassers durch denselben Rückkühler — C — wieder nach Außenbord drückt.

Im Schornstein sitzt der Schalldämpfer — F —, welcher die Abgase des Motors praktisch unhörbar entweichen läßt.

Gegenüber den Anlaßflaschen an der Steuerbordseite ist die Hilfskompressorenanlage — G — eingebaut. Zweck

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dieser Anlage ist die Beschaffung der Anlaßpreßluft, falls die Anlaßflaschen aus irgend einem Grunde, z. B. nach einer erforderlichen Überholung, frisch aufgefüllt werden müssen.

Im übrigen Maschinenraum sind noch die Brennstoffbehälter für Gasöl und Teeröl untergebracht. Außerdem enthält er noch den Heizkessel fürs Schiff, eine Werkbank und einen Schrank für die Ersatzteile.

Bild 8 zeigt die photographische Aufnahme der Maschine in Vorderansicht auf dem Aachener Versuchsstand.

Die Zusammenstellungszeichnung, Bild 9, enthält einige • inzwischen an der Maschine getroffene Abänderungen, z. B. an der Schmierung und den Kühlwasserleitungen, welche nachträglich angebracht worden sind, jedoch betreffen keine der Veränderungen grundlegende Anordnungen oder Konstruktionen von Hauptteilen. Die Maschine hat drei Arbeitszylinder — A — von 200 mm Durchm. und 2 X 350 Hub. Der Konstruktion nach sind es nach einem diesbezüglichen Patent sogenannte armierte Zylinder. Sie bestehen aus einer dünnen, gußeisernen Laufbüchse als Bahn für die Arbeitskolben, um welche am Verbrennungsraum und in dessen Nähe ein Verstärkungsmantel aus Stahlguß gelegt ist. Zwischen beiden Mänteln kreist das Kühlwasser. Die Kühlung ist damit sehr nahe an die Kolbenlauffläche herangerückt, womit gefährliche Wärmespannungen vermieden werden, welche bei dickwandigen, gußeisernen Zylindern infolge der starken Temperaturunterschiede zwischen

Außen- und Innenfläche, besonders an den Durchbrechungsstellen für die Ventileinsätze, immer vorhanden sind und dauernd in zahlreichen Fällen zu Brüchen führen.

Auch fallen durch die glatte, einfache Gestalt des Zylinders Gußspannungen und ihre Gefahren als Folge der oft verwickelten Form von Motorenzylindem weg.

Die Kolben finden bei dieser Zylinderkonstruktion kühle Laufflächen, welche leicht zu schmieren sind.

Sechs Kolben — B — übertragen die Kräfte auf die für jeden Zylinder dreifach gekröpfte Kurbelwelle. Diese Arbeitskolben sind nach einem diesbezüglichen Patent pendelgekühlte Kolben. Der Hohlraum derselben, druckdicht abgeschlossen, ist etwa bis zur Hälfte mit Flüssigkeit gefüllt. Durch die Bewegung des Kolbens während des Ganges der Maschine wird der Inhalt heftig gegen den Kolbenboden und von dort gegen seine Mantelfläche geschleudert. Auf diese Weise wird die vom Kolbenboden aus den Treibgasen aufgenommene Wärme auf den Mantelteil übertragen, von welchem sie dann durch die Zylinderlaufbüchse und das Zylinderkühlwasser abgeleitet wird. Der große Vorteil dieser Kühlung gegenüber der gebräuchlichen Kolbenkühlung durch einen ständig durch die Kolben geführten Wasserstrom besteht darin, daß die Wasser-Zu- und Abflußorgane mit ihren Stopfbüchsen wegfallen. Die Folgen des anhaltenden Leckwerdens dieser Stopfbüchsen an den Posaunenrohren oder Rohrgelenken, Verunreinigungen und Verseifen des Schmieröls im Getrieberaum und schließliche Betriebsstörungen durch Versagen der Schmierung sind damit vollständig ausgeschlossen und auch die nicht unerheblichen Herstellungskosten der das Wasser zu- und ableitenden Organe vermieden.

— D— ist die Spülpumpe, welche die Verbrennungsluft für die drei Arbeitszylinder bereitstellt. Über der Spülpumpe sitzt die zweite Stufe — E — des dreistufigen Einspritzluftkompressors, welche die zur Zerstäubung des Brennstoffes bei dessen Einfuhr in den Arbeitszylinder erforderliche hochgespannte Luft zu liefern hat. Die erste Stufe — F — und über ihr die dritte Stufe — G — liegen hinter der Spülpumpe und erhalten ihren Antrieb durch die Schwinge — H —. stoffeinspritzventils an den Arbeitszylindern.

Die Steuerung dieses Ventils ist besonders für die Zwecke von Schiffsmaschinen und für Maschinen ähnlicher Zwecke, z. B. Lokomotiven, durchgearbeitet, also besonderer Wert darauf gelegt, daß sich ihre Wirkung in richtiger Weise der stark veränderlichen Drehzahl und dem Drehmoment des Motors anpaßt. Sämtliche für alle vorkommenden Manöver erforderlichen Betätigungen an der Steuerung sind am Maschinistenstand in einen Hebel — K — zusammengelegt. Der zweite Hebel —L— unten links dient nur zum Ein- und Ausschalten der Anlaßsteuerung bei der Ingangsetzung der Maschine. Die Steuerventile der Anlaßsteuerung liegen in einem Gehäuse — M — beim Maschinistenstand vereinigt, die Arbeitszylinder haben nur Rückschlagventile — N — und sind durch Stahlleitungen mit ihrem zugehörigen Steuerventilgehäuse verbunden. Auslaß- und Spüllufteintrittssteuerung bedürfen keiner besonderen Umsteuerungsbetätigung, da die Arbeitskolben selbst die Eröffnungs- und Abschlußorgane bilden.

Die Einführung des Brennstoffes in den Verbrennungsraum des Arbeitszylinders geschieht der Eigenart der Gegenkolbenmaschine entsprechend nach dem Schema Bild 10, unten. Hinter dem Nadelsitz, also zwischen diesem und dem Zylinderraum, befindet sich eine Düse —a—, ebenfalls patentiert, welche als Austrittsöffnung zwei Schlitze oder Lochreihen hat, welche in bestimmtem Ab-

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stand von beiden Kolbenböden stehen. Durch . diese Schlitze tritt, nachdem die Nadel geöffnet hat, das Brennstoffluftgemisch in Fächerform parallel zu den Kolbenböden in den Arbeitszylinder ein. Die beiden Brennstoffschleier fassen also den größten Teil der Verbrennungsluft zwischen sich. Bewegen sich nun die beiden Kolben nach auswärts, so saugen sie gewissermaßen den Luftinhalt des Totraumes durch die beiden Brennstoffschleier hindurch, führen also dem Brennstoff immer frische Luft zu und ziehen hinter demselben die verbrannten Gase mit sich fort, so daß der Brennstoff immer frische Luft vorfindet und die Kohlensäure aus der Verbrennungsluft abgeführt wird, welch letzterer Umstand für die Vollkommenheit des Verbrennungsvorganges ebenfalls von Bedeutung ist.

Die Bauhöhe der Junkers-Maschine fällt, gleiches Verhältnis von Flügelstangenlänge zu Kurbelhalbmesser und gleichen ist die Steuerung in der denkbar besten und betriebe sichersten Weise gelöst. Ihre bewegten Organe sind die Arbeitskolben selbst, also derbe Maschinenelemente, durch welche reichliche Querschnitte in den Schlitzkränzen an den Enden der Zylinder freigelegt werden, so daß die Spülluft mit geringem Aufwand an Spiilpumpenarbeit in die Zylinder einströmen kann. Der erforderliche Spüldruck beträgt je nach Belastung und Drehzahl etwa 30 bis 120 mm Quecksilbersäule. Das zum Zweck des Anlassens vorhandene Ventil ist im normalen Betrieb unbe-tätigt. Jeder Zylinder besitzt außerdem noch ein Sicherheitsventil.

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Gesamthub zugrunde gelegt, geringer aus, als die der Einkolbenmaschine. Bild 11 stellt den ausgeführten Motor eines seegehenden Tankschiffes einer Junkers-Maschine gleichen Hubverhältnisses, gleichen Durchmessers und gleichen Verhältnisses der Flügelstangenlänge zum Kurbelhalbmessser gegenüber. Die Junkers-Maschine baut demnach von Mitte Welle etwa 26 Prozent und im ganzen sogar 30 Prozent niedriger als die Einkolbenmaschine. Sie hat außerdem noch den Vorteil, daß sie bei gleicher Einkolbengeschwin-digkeit die doppelte Drehzahl gegenüber der Einzylindermaschine zu machen *in der Lage ist, also die doppelte Leistung hergeben kann.

In welchem Maße die Junkers-Maschine die vorhin aufgestellten Grundbedingungen, die ein Ölmotor für Bordzwecke erfüllen muß, wirklich besitzt, soll nunmehr untersucht werden.

Der ersten Bedingung, der der einfachen Bauart, wird das System dadurch gerecht, daß bei den Arbeitszylindera außer der kleinen Brennstoffnadel keinerlei Ventile, die im selbständigen Zündbetrieb, also dauernd arbeiten, vorhanden sind. Der Auslaß der verbrannten Gase und der Einlaß der Spülluft geschieht durch die schon erwähnten einfachen Durchbrechungen in der Zylinderwand, welche von den Kolben freigelegt bezw. abgedeckt werden. Dadurch

Zylinderdeckel, welche noch dauernd durch Bruch Anlaß zu Betriebsstörungen geben, fehlen gänzlich. Besonders angenehm bemerkbar macht sich das Fehlen von gesteuerten Ventilen am Arbeitszylinder bei Ölen mit hohem Asphaltgehalt oder solchen, welche auf Grund ihres chemischen Charakters, so lange die Maschine noch nicht vollkommen betriebswarm ist, unvollkommen verbrennen und infolgedessen Rückstände bilden, welche die Ventile verschmutzen und zum Festsitzen bringen. Erfahrungsgemäß werden derartige Rückstände beim Junkersmotor restlos durch die Schlitze aus den Zylindern ausgeblasen, so daß der Arbeitsraum dauernd rein bleibt.

Der ganze Motor besteht der Hauptsache nach nur aus dem Zylinder, einer glatten Gußbüchse, den Kolben, den Umführungsstangen, den Flügelstangen und einer Welle, alles Teile, welche überall im Wärmekraftmaschinenbau im Gebrauch sind und von jeder guten Fabrik betriebssicher hergestellt werden können.

Von großem Einfluß auf sicheren und einfachen Aufbau ist die einfache, günstige Art des Kräfteverlaufs in der Maschine (vergl. Bild 2). Die Kräfte der beiden Kolben eines Zylinders sind gleich, so daß in den beiden seitlichen Getrieben zusammen die gleiche Kraft auftritt, wie im mittleren Getriebe. Dadurch ist das ganze Gestell der

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Maschine entlastet. Nur Restkräfte, die aus dem Einfluß der Endlichkeit der Länge des Gestänges stammen, bleiben noch übrig. Die Kolbenkräfte werden als einfache Zugoder Druckkräfte durch unbedingt zuverlässig herstellbare geschmiedete Elemente aufgenommen und in die Welle geleitet.

Die Forderungen 2—6, also das Verbrennen billiger, schwerer Öle, hohe spezifische Leistung, leichtes Angehen, leichtes Umsteuem ohne viel Preßluftverbrauch, die Möglichkeit langen, selbständigen Zündbetriebes bei langsamer Fahrt, erfüllt «die Gegenkolbenmaschine durch ihre Eigenschaften als Langhubmaschine mit besten Formen für die Erreichung guter Spülung und guter Oberflächenverhältnisse zur Erhaltung der dem Kreislauf zugeführten Wärmemengen in hohem Maße, was folgende Betriebseigenschaften der Maschine beweisen:

1.    Auch bei kalter Witterung geht die Maschine nach wenigen Preßlufthüben in selbständigen Zündbetrieb über.

2.    Die Maschine kann mit Steinkohlenteeröl aus dem kalten Zustand ohne Zusatz eines besonderen Zündöles in Betrieb gesetzt werden.

3.    Es ist möglich, die Maschinen mit 40 und weniger Umdrehungen beliebig lange in selbständigem Zündbetrieb zu halten.

4.    Auch mit Steinkohlenteeröl, dem am schwierigsten zu behandelnden Brennstoff, ist langsamer Gang in selbständigem Zündbetrieb möglich.

5.    Die Spülung in der Junkers-Maschine ist sehr vollkommen. Der beste Beweis für den hohen Grad der Reinheit der Verbrennungsluft, also für die ausgezeichnete Güte der Spülung in der Junkers-Maschine liegt darin, daß mit der Maschine normalerweise 9,5—10,0 atm Mitteldruck bei bester Verbrennung im Indikatordiagramm erzielt werden. Das Kompressionsverhältnis ist dabei das bei Dieselmaschinen gebräuchliche von etwa 1: 16.

6.    Das leichte Angehen bezw. Umsteuern der Maschine beweist z. B. der Versuch, daß die beschriebene Maschine aus kaltem Zustand mit etwa 530 Liter Anlaßflascheninhalt von 85 atm Druck mehr als 70 mal aus jeder Stellung angelassen werden kann. Erschwerend hierbei ist der Umstand, daß nur 3 Zylinder vorhanden sind und deshalb sehr große Füllungen, 65 Prozent, gegeben werden müssen.

Außer mit dem normalen, besonders in letzter Zeit vor dem Kriege ganz erheblich im Preise gestiegenen Gasöl und dem deutschen Steinkohlenteeröl wurden im wochenlangen Dauerbetrieb eine Reihe minderwertiger ausländischer Brennstoffe, meist Rückstände aus der Erdöldestillation, verwendet. Auch konnte die Maschine aus dem kalten Zustand damit angelassen werden. Die meisten derselben gelten zurzeit noch teils wegen ihres hohen Asphaltgehaltes, teils aus anderen Gründen, als zum Dieselmotorenbetrieb ungeeignet. Es wurden z. B. folgende Brennstoffe in meist wochenlangem Dauerbetrieb versucht:

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. . 0,964    9654 48,1

. . 0,937    9700 45,6

0,9299    9875 .

Diese Öle sind teilweise so dickflüssig, daß sie erst nach Erwärmung auf 30—40⁰ durch die Saugleitungen der Brennstoffleitungen fließen. Die Maschine verbrannte dieselben vollkommen.

Bild 12 zeigt eine Zusammenstellung von Diagrammen mit Mitteldrucken bis zu 11 atm, die den wochenlangen ' Versuchen mit diesen Ölen entstammen. Die Zylinder und Kolbenböden waren nach mehrwöchentlichen Dauerbetrieben ohne jede Verschmutzung.

Als Punkt 7 war die Forderung der geringen Massenwirkung der Maschine auf das Schiff genannt.

Die hin- und hergehenden Massen der Getriebe der Maschinen üben je nach dem Aufbau derselben verschieden starke Kräfte bezw. Momente auf das Maschinenfundament aus. Bei ortsfesten Maschinen ist man meist in der Lage, den Einfluß dieser Einwirkungen durch ein

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Bild 12

genügend schweres Fundament für die Umgebung und die Anlage selbst praktisch wirkungslos zu machen. Ganz anders liegt die Sache im Schiff. Nennenswerte Gewichte zur Aufnahme der Massenstöße unterzubringen ist dort ausgeschlossen; es bleibt also nur übrig, den Aufbau der Maschine durch Wahl der Kurbelversetzung der einzelnen Zylinder, möglichste Beschränkung der Gewichte der hin-und hergehenden Teile, Wahl der Zylinderzahl usw. so zu gestalten, daß die verbleibende Massenwirkung der Getriebe auf das Maschinenfundament einen kleinsten Wert erreicht. Sieht man sich daraufhin das Gegenkolbengetriebe, Bild 2, an, so ergibt sich, daß bei demselben, wenn man die Massen des inneren Getriebes den Massen des äußeren Getriebes gleich macht, die nach oben wirkenden Massenkräfte in gleicher Stärke den nach unten wirkenden entgegenarbeiten. Die verbleibenden Kräfte auf das Maschinenfundament und damit auf das Schiff müssen also 0 werden. Dies stimmt jedoch praktisch insofern nicht ganz, als das innere Getriebe im allgemeinen leichter ausfällt, als das äußere und auch der Einfluß der endlich langen Flügelstangen auftritt. Bei dem Einkolbensystem liegt die Sache ohne weiteres so, daß jedesmal der volle Massendruck wirksam ist. Die Wirkung dieser Massenkräfte auf das Schiff ist einfe zweifache. Als einfache Kräfte sind dieselben zunächst bestrebt, den Schwerpunkt des Schiffes zu heben und zu senken, als Momente, welche infolge der Lage

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Bild 13

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der Getriebe der verschiedenen Zylinder in verschiedenen Ebenen Zustandekommen, erzeugen sie Schwingungen des Schiffes in seiner Längsachse.

Vergleicht man die Massenkräfte von Gegenkolbenmaschinen verschiedener Zylinderzahlen mit denen der Einkolbenmehrzylihdermaschinen, so ergeben sich für die Massenwirkungen erster Art die Schaubilder Bild 13 für Ein- bis Sechszylindermaschinen. Wie die Schaubilder beweisen, liegen die Verhältnisse für die Doppelkolbenmaschine bedeutend günstiger als für die Einkolbenmaschine. Noch erheblich günstiger gestaltet sich der Vergleich für die Junkers-Maschine in Bezug auf die Massenwirkung der zweiten Art, die sogenannten Kippmomente. Tatsächlich arbeitet der Junkersmotor auch, wie dies mit Bestimmtheit erwartet werden konnte, im Schiff sehr ruhig.

Punkt 8 betraf die Durchbildung der Brennstoffsteuerung für Schiffsmaschinen.

Die zweckmäßige Durchbildung der Steuerung für die Brennstoffnadel ist von größter Bedeutung für die Betriebssicherheit der Maschine. Ihre auszuführenden Abmessungen müssen naturgemäß so bestimmt werden, daß sie die günstigsten Verhältnisse für die normale Drehzahl und Belastung der Maschine ergeben. Daraus folgt, daß bei langsamem Gang der Maschine bei immer gleichbleibender Steuerungsbetätigung verhältnismäßig viel zu große Zeitquerschnitte durch die Nadel freigelegt werden. Das Öl schießt also viel zu schnell in den Verbrennungsraum. Infolgedessen geschieht die Verbrennung leicht unter so starker Druckerhöhung, daß der im Arbeitszylinder entstehende Verbrennungsdruck den im Brennstoffventil vorhandenen Einspritzluftdruck übersteigt. Die Folge davon ist, daß das brennende, rußende Ölluftgemisch in das Brennstoffventil zurückschlägt und Nadeldichtflächen nebst Zerstäuber stark verschmutzt. Dieses Vorkommnis hat leicht und häufig starkes Undichtwerden des Nadelsitzes zur Folge. Damit ist dann aber die Veranlassung zum Eintritt starker Störungen gegeben, was aus folgender Überlegung hervorgeht. Das Brennstoffeinspritzventil steht dauernd unter der Spannung der Einspritzluft, also unter Überdruck gegenüber dem Arbeitszylinder. Das Brennöl wird längere Zeit, bevor die Nadel öffnet, in das Brennstoffventil eingepumpt. Die Zündtemperatur des Brennöls ist besonders bei betriebswarmer Maschine lange vor Kompressionsende schon erreicht. Ist der Abdichtungskegel der Brennstoffnadel nun undicht geworden, so tritt ohne Unterbrechung Einspritzluft in den Zylinder. Diese Einspritzluft reißt aber zur Unzeit Brennstoff aus dem Ventil mit in den Arbeitszylinder. Das hierdurch zu frühzeitig entstandene Gemisch entzündet sich unter diesen Umständen ebenfalls viel zu schnell, und zwar infolge der guten Durchmischung explosiv, d. h. unter starker Druckerhöhung und lange vor Ende der Kompressionsperiode. Trotz der starken Druckerhöhung im Arbeitszylinder komprimiert die Maschine immer weiter bis die Kolben die innere, die Verbrennungstotlage erreicht haben. Schließlich öffnet nun noch die Brennstoffnadel in der Verbrennungstotlage und spritzt den Rest Öl, der sich gegebenenfalls noch im Brennstoffventil befindet, in den Arbeitszylinder ein, so daß noch weitere Druckerhöhung entsteht und wieder Rückschlägen in den Zylinder erfolgt, vorausgesetzt, daß nicht schon vorher so hoher Druck im Zylinder herrschte, daß Rückströmen der brennenden Gase durch die undichte Nadel eintrat. Nun fressen aber heiße, mit hoher Geschwindigkeit strömende Gase jedes Metall sehr stark an. Infolgedessen werden die Undichtigkeiten sehr schnell größer bis schließlich erfahrungsgemäß nach verhältnismäßig kurzer

Zeit ein direktes Wegbrennen von Metall an Nadel und Sitz eintritt und damit der Zylinder vollständig betriebsunfähig ist.

Linienzug Bild 15 zeigt den Druckverlauf, wie er bei einem solchen Vorgang etwa zustande kommt. Irgendwo

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Bild 15

zwischen Punkt 2 und 4 wird das Rückströmen durch die Nadel erfolgen und nach öfterer Wiederholung des Vorganges muß dann die Betriebsstörung eintreten.

Bild 16 zeigt einen Diagrammsatz, welcher der besprochenen Maschine entnommen wurde. Die Diagramme zeigen, wie infolge geeigneter Maßnahmen an der Steuerung

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Bild 16

auch bei geringster Belastung, die praktisch 0 ist und bei auf ein Fünftel der normalen verringerten Drehzahl Druckerhöhung bei der Verbrennung und infolgedessen Gefähr-

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düng der Betriebssicherheit der Maschine aus oben angeführten Gründen ausgeschlossen ist. Bei Maschinen, deren Drehzahl dauernd ein und dieselbe bleibt, ist die Gefahr eines derartigen Vorkommnisses naturgemäß erheblich geringer, obschon dort die Möglichkeit dafür, namentlich während der Anlaufperiode, ebenfalls vorhanden ist.

Im Anschluß hieran sei noch eine Erfindung und deren praktische Durchbildung von Prof. Junkers erwähnt, welche ebenfalls von großer Bedeutung für den Ölbetrieb von Schiffshauptmaschinen erscheint. Es ist dies ein Verfahren, die Leistung einer Zweitaktmaschine vorübergehend erheblich zu steigern. Dasselbe ist zurzeit für Leistungserhöhungen bis zu 50 Prozent im langen Versuchsbetrieb erprobt. An Bord wäre das Verfahren mit Vorteil z. B. da verwendbar, wo es gilt, Strecken mit hoher Strömungsgeschwindigkeit ohne großen Zeitverlust und mit viel Anhang zu durchfahren, wie z. B. auf dem Rhein in der Gebirgsstrecke und im Binger Loch oder in den vielen Stromschnellen auf der Donau. Dasselbe baut sich auf folgenden Grundgedanken auf: Die Grenze für die bei jedem Arbeitsspiel zu verbrennende Ölmenge und damit für die Leistung der Maschine ergibt das im Arbeitszylinder vorhandene Luftgewicht. Dasselbe ist umgekehrt proportional zu seiner absoluten Temperatur, dagegen direkt proportional zu seinem absoluten Druck. Es gibt also zwei Möglichkeiten, das Luftgewicht und damit die Leistung im Arbeitszylinder zu erhöhen.

1.    Durch Temperaturerniedrigung der Verbrennungsluft vor Eintritt in den Arbeitszylinder.

2.    Durch Erhöhung des absoluten Ladeluftdruckes im Arbeitszylinder bei Beginn der Kompression in demselben.

Gegebenenfalls kommen beide Maßnahmen gleichzeitig in Frage.

Das Verfahren der Abkühlung der Ladung wurde bis jetzt nur bei Maschinen für gasförmige Brennstoffe und dort mit gutem Erfolg verwendet. Bei Versuchen, die ich zurzeit an einer Oechelhäuser-Maschine des Hörder Vereins, jetzt A.-G. Phönix, Hörde i. W., angestellt habe, gelang es, 17 Prozent Mehrleistung der Maschine zu erzielen. Bild 17 zeigt übereinandergezeichnet zwei Indi-

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Bild 17

katordiagramme der Hörder Maschine mit und ohne Rückkühlung der Ladung zwischen Ladepumpe und Arbeitszylinder.

Es steht dem natürlich nichts im Wege, das Verfahren auch bei Ölmaschinen zu verwenden. Genau wie bei der Gasmaschine braucht nur ein genügend großer Kühler zwischen Ladepumpe und Arbeitszylinder geschaltet zu werden und die Luftladung, welche mit etwa 40—50⁰ die Spülpumpe verläßt, entsprechend rückgekühlt zu werden.

Weit ergiebiger ist das zweite Verfahren der Vergrößerung des Ladegewichts durch die Erhöhung des Kompressionsanfangsdruckes. Dasselbe ist so durchzuführen, daß durch irgend ein Drosselorgan in der Auspuffleitung während des Betriebes deren Querschnitt so verengt wird, daß der Druck während der Auslaß- und Spülperiode im Arbeitszylinder nicht unter den gewünschten Ladedruck sinkt. Selbstverständlich muß dabei durch die entsprechend große Spülluftpumpe soviel Frischluft in den Zylinder gefördert werden, daß genau wie beim freien Auspuffbetrieb in die Atmosphäre zu Beginn der Kompression alle Abgase aus dem Zylinder verdrängt sind. Den Maschinenaufbau zur Durchführung dieses Verfahrens zeigt Bild 18. Beispielsweise ist die dort dargestellte Maschine so aufgebaut ge-

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Bild 18

dacht, daß die Spülpumpe — A — als Stufenpumpe an den unteren Kolben angeschlossen ist. — B — ist der Arbeitszylinder, — C— der Auspuffbehälter mit anschließender Auspuffleitung, — D — der Spülluftbehälter, — E — eine abschließbare Rückleitung aus der Spülluftpumpe zu deren Saugleitung — F —, — G — irgend ein rohes Drosselorgan, etwa eine Klappe in der Auspuffleitung. Soll die Maschine nun zeitweise mit z. B. 50 Prozent Überlastung zu arbeiten haben, so muß die Spülpumpe von da an ein Mehr von 50 Prozent Luft fördern, muß also dementsprechend groß sein. Für den normalen Betrieb schiebt die Spülpumpe ein Drittel der angesaugten Luftmenge durch den Hahn — E — in ihre Saugleitung zurück. Die Drosselklappe — G — steht bei normalem Betrieb vollständig offen. Soll die Maschine nun mit erhöhter Leistung arbeiten, so wird entweder von Hand oder durch einen Regler die Auspuffklappe so stark gedrosselt, daß größerer Druckabfall als bis auf 1,5 atm abs. im Auspuffbehälter und damit im Arbeitszylinder nicht entstehen kann, gleichzeitig wird Rücklauf —E— abgeschlossen, so daß die Spülpumpe nunmehr die volle angesaugte Luftmenge dem Arbeitszylinder zuführt. Damit findet die von der Brennstoffpumpe geförderte eineinhalbfache Ölmenge genügend Luft vor, um zur vollständigen Verbrennung zu gelangen. Die Betriebsergebnisse mit dem Verfahren haben bewiesen, daß gleich gute Verbrennung wie im normalen Betrieb erreichbar ist und praktisch im gleichen Maße wie die indizierte so auch die Wellenleistung der Maschine steigt.

Bild 19 zeigt ein Indikatordiagramm und ein theoretisches Diagramm für normalen Betrieb und für Leistungserhöhung (jedesmal übereinandergezeichnet). Die Mitteldrucke der Indikatordiagramme betragen 10,6 atm für den normalen und 15,8 atm für den Leistungserhöhungsbetrieb. Im gleichen Verhältnis stiegen die Bremsleistungen. Wendet man außer der Drosselung des Auspuffs auch noch Rückkühlung der Spülluft an, so vergrößert sich bei einer Rückkühlung von etwa 30° C das Diagramm noch weiter nach der gestrichelten Linie.

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Für den Schiffsantrieb hat sich die Ölmaschine den beiden herrschenden Treibelementen, der Schraube und dem Schaufelrad anzupassen.

Grundsätzlich unterscheiden sich mit bezug auf ihren Antriebsmotor beide Elemente dadurch, daß die Schraube es mit Rücksicht auf ihr wirtschaftliches Arbeiten zuläßt,

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Bild 19 a

die Motorwelle direkt mit ihrer Welle zu kuppeln, also Schraube und Motor in der gleichen Drehzahl zu betreiben.

Anders liegt die Sache beim Räderschiff. Das Schaufelrad erfordert zum wirtschaftlichen Betrieb sehr geringe Drehzahlen, etwa 35—45 in der Minute. Wollte man Ölmaschinen für derartige kleine Drehzahlen bauen, so ergäben sich Abmessungen und Gewichte und dementsprechend Anlagekosten, die den Ölbetrieb ausschließen.

28. vi. 13.

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Bild 19b

Die Verwendung des Motors für Radschiffe bedingt demnach die Zwischenschaltung eines Getriebes, welches die Drehzahl des Ölmotors auf die für das Schaufelrad wirtschaftliche Drehzahl vermindert. Die Einführung der Dampfturbine hat im Laufe der letzten Jahre von den verschiedenen in Frage kommenden Übersetzungsmöglichkeiten, z. B. der elektrischen, hydraulischen oder pneumatischen, zwei Arten sich besonders entwickeln lassen. Die erste, der Föttingertransformator, der heutzutage mit sehr gutem Erfolg als Zwischenglied zwischen Dampfturbine und Schraubenwelle auf hydraulischem Wege die Umsetzung der hohen Turbinendrehzahl in die niedrige Schraubenwellendrehzahl vermittelt, ist für den wirtschaftlichen Radschiffsantrieb in seiner jetzigen Form ausgeschlossen, da er, um wirtschaftlich arbeiten zu können, conachsiale Lage zwischen Motor und Propellerwelle zur Voraussetzung hat. Als stärkster Mitbewerber steht zurzeit dem Föttingertransformator die Zahnradübersetzung gegenüber. Die ersten Schiffbaufirmen des Inlandes arbeiten zurzeit an der Durchbildung des Zahntriebes als Übersetzungsmittel zwischen Turbine und Schrauben welle. In England z. B. waren (nach Kaemmerer „Die neue Entwicklung im Schiffsmaschinenbau“) 1910 erst 15 000 PS, Ende 1913 schon 435 450 PS mit Zahntrieb auf Handelsschiffen im Bau oder Betrieb. Die auf Kriegsschiffen eingebauteh Triebe sind darin nicht einbegriffen. Kaemmerer erwähnt ausdrücklich, daß schon die ersten Triebe sich gut bewährt und nach zehnmonatlichem Betrieb wenig Abnutzung gezeigt hätten.

Das Übersetzungsverhältnis ist auf diesen Turbinenschiffen naturgemäß groß, beispielsweise bei einem 10 0001-Schiff 1:26, die Umfangsgeschwindigkeit 4,5—9,5 m/sek. Bei Kriegsschiffen laufen Triebe mit sogar 18 m/sek Geschwindigkeit.

Für die Binnenschiffahrt kommen derartige Geschwindigkeiten und hohe Übersetzungsverhältnisse für den Ölmotorenbau nicht in Frage, wohl aber kommt beim Ölmotorenbetrieb die Ungleichförmigkeit des Drehmoments hinzu, dessen Einfluß jedoch durch genügend große Schwungräder auf der Ritzelwelle praktisch ausgeglichen werden kann. Der Gesamtwirkungsgrad derartiger Getriebe hat sich nach Kaemmerer zu 97—98 Proz. ergeben. Unzulässige Erwärmungen des Getriebes können also leicht vermieden werden. Beim Motorenantrieb dürften sich also im allgemeinen die Bedingungen für das Zahnradgetriebe nicht schwieriger gestalten, als beim Turbinentrieb.

Das folgende Bild 20 zeigt den Maschinenraum eines Doppelschraubenschleppers mit 2 Ölmotoren von je 600, insgesamt also 1200 PS Leistung. Die beiden Hauptmaschinen sind vierzylindrige Junkersmotore von 270 Durchm. und 2 X 460 Hub und 210 Umdrehungen. Jede Maschine hat zwei Anlaßflaschen —A—, die zu beiden Seiten an der Schiffswand hängen. — B — ist ein elektrisches Aggregat mit einem etwa 25-PS-Ölmotor zum Antrieb der Deckswinden und der Rudermaschine, — C — ein weiterer 5-PS-Ölmotor für die Schiffsbeleuchtung. Derselbe betreibt zugleich, wenn nötig, die Hilfslenzpumpe. — D — ist die Hilfskompressoranlage. Sie dient zum erstmaligen Auffüllen der Anlaßflaschen für die Hauptmaschine und wird zweckmäßig ebenfalls durch einen Glühkopfmotor angetrieben, so daß Preßluft zu ihrer Inbetriebsetzung nicht erforderlich ist. — E — sind die Betriebstanks für die Hauptmaschine, welche entweder von Hand oder durch motorische Kraft aus den Haupttanks aufgefüllt werden. Der Maschinistenstand — F — liegt über dem Maschinenflur in der Höhe der Steuerung für die Arbeitszylinder, so daß der Maschinist sämtliche der Überwachung bedürftigen Teile der Maschine: Steuerung, Manometer, Kühlwasserabflüsse usw. gut übersehen kann. Durch die Tür —G— ist der Maschinistenstand direkt von Deck aus ohne den Umweg durch den Maschinenraum erreichbar, während der Maschinenflur durch die Bühne — H — und die Treppen — J — mit dem Maschinistenstand in Verbindung steht. Das nächste Bild 21 zeigt die Motorkonstruktion mehr im Einzelnen. Die Motoren haben vier Arbeitszylinder armierter Konstruktion. Ladepumpen und Einspritzluftkompressoren sind direkt angetrieben, so daß jede Schrauben welle ein selbständiges Antriebssystem für sich besitzt.

Zahlentafel I, das nächste Bild, zeigt für die verschiedenen Flußgebiete Mitteleuropas die Schiffsabmessungen und Verdrängungen für Dampf- und Ölmaschinenantrieb bei gleichem Tiefgang gegenübergestellt. Die Verdrängungen der Motorschlepper betragen also für Schiffe mit gewöhnlichem Heck im Mittel etwa 66,2 Prozent, mit Tunnelheck 73,3 Prozent von dem der Dampfschlepper, welches Verhältnis außer anderen Vorteilen die Kosten für den Schiffsrumpf zugunsten des Motorschiffes erheblich beeinflussen muß.

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Vergleichstabelle für Dampf »Junkersmotor-Schraubenschlepper.

Zahlentafel I.

Strom

Rhein

Donau

Elbe

Oder

Hauptverkehrsstrecke . .

Heckform . . Maschinenart

Rotterdam

Ruhrhäfen

ohne Tunnel Dampf Junkers

PSi ! PSe

Rotterdam Rotterdam Rotterdam Sulina Mannheim Mannheim Basel

mit Tunnel ohneTunnel mit Tunnel ohneTunnel Dampf j Junkers Dampf | Junkers Dampf j Junkers Dampf ! Junkers PSi PSe PSi ! PSe PSi ] PSe PSi PSe

Wien

Sulina Hamburg Regens bg. Magdebg.

mit Tunnel ohne Tunnel Dampf I Junkers Dampf I Junkers PSi I PSe PSi | PSe

Hamburg Breslau

Dresden Kosel

mit Tunnel ohne Tunnel Junkers PSe

Dampf j Junkers PSi PSe

Stettin

Kosel

mit Tunnel Dampf Junkers PSi ! PSe

Maschinenleistung . .

Gesamtgewicht der Maschinenanlage . .

Brennstoffgewicht für 100 Stunden.....

PS

t 148

t 120

2x600

2x400

2x500

2x400

2 x 3C0

90

148

106 106    65

106

77    126

76

126

92    104    65    104

83    95

53

95

64

27,5

120

Wasserverdrängung . Völligkeitgrad . . . . Länge zwischen Loten Breite auf Spanten . .

Seitenhöhe......

Mittlerer Tiefgang . .

m³ 430 8 0,65

m 47

m 8,3 m 3,0 m 1,75

285

445

0,65

0,69

37

60

27,5 80    18,5

305 310 209 0,69 0,65 0,65 47    42    34

80

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0,69

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(80 Std.)

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Die nächsten Bilder 23 stellen die Schiffe der Tabelle

Der Größenunterschied

in Seitenansicht gegenüber, zwischen Motorschlepper und Dampfschlepper tritt hierbei noch deutlicher zutage.

Für den Antrieb von Radschiffen eignet sich eine besondere Bauart des Junkerssystems, die Tandemmaschine. Den schematischen Aufbau derselben zeigt das nächste Bild 24.

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Bild 24

Zwei Arbeitszylinder liegen hier hintereinander. Der vorderste Kolben ist durch Zugstangen mit dem hintersten Kolben verbunden, während die beiden mittleren Kolben an der mittleren Traverse angreifen. Macht man beide Getriebegewichte gleich, so erhält man, abgesehen von dem Einfluß der Endlichkeit der Flügelstangenlängen, vollkommenen Massenausgleich. Jede Umdrehung erteilt der Welle zwei Kraftimpulse, genau wie bei der Dampfmaschine. Die Kompressionsarbeiten gehen direkt von Kolben zu Kolben. Jeder Weg durch Zapfen ist vermieden, so daß hoher mechanischer Wirkungsgrad gesichert ist.

Das nächste Bild 25 zeigt den Maschinenraum eines Radschiffes von 1600 WPS Leistung. Die Radwelle —A — wird durch ein Zahnrad —B— mit 2 Ritzeln —C— durch vier Tandemmaschinen —D—, je zwei an jeder Radwellenseite von 280 Durchm. und 2X420 Hub bei n = 270 angetrieben. Die Schaufelräder machen hierbei 40 Umdrehungen in der Minute. Die Gesamtanordnung ist so, daß jede einzelne Tandemmaschine ihre Spülluft durch eine eigene Pumpe zugemessen erhält, während die Einblaseluft für den Brennstoff durch ein besonderes von einem Ölmotor angetriebenes Aggregat — E — geliefert wird. Der Maschinistenstand — F — liegt an der Seite, wo sich das Kompressoraggregat befindet, zwischen den beiden Tandemhauptmaschinen. Das Dynamoaggregat für Ruder und Winden — G —, sowie der Hülfskompressor — H — und die Lichtmaschine — J — finden ebenfalls zwischen den Hauptmaschinen Platz, während die Anlaßflaschen —K — wieder zu beiden Seiten an der Bordwand hängen. Die erforderliche Länge an Maschinenraum beträgt 20 m. Diese Gesamtanordnung der Hauptmotoren ergibt vollkommenen Massenausgleich für das ganze System, wenn man die Kurbeln der gegenüberliegenden Maschinen in die gleichen Totlagen setzt, auch wenn die Gestängegewichte beim inneren und äußeren Getriebe nicht gleich sind, was für die ruhige Lage des Schiffes während der Fahrt von größter Bedeutung ist. Die Gewichtsverteilung über dem Schiffsboden ist recht gleichmäßig.

In Frage kommt natürlich auch besonders für kleinere Schiffe, statt der vier Tandemmaschinen deren nur zwei anzuordnen. Dabei könnten, um an Zahnbreite zu sparen, die Ritzel übereinander angeordnet sein, was eine geringe Schräglage der einen Maschine erforderte. Vier Tandemmaschinen können ferner zu je zwei übereinander angeordnet werden, womit die Belastung des Schiffsbodens natürlich entsprechend steigt und die Maschinen auch an Zugänglichkeit einbüßen.

Den Aufbau einer Tandemmaschine im einzelnen zeigt das nächste Bild 26. Bei den beiden Arbeitszylindern liegen die Spülschlitze einander zugekehrt. Ihre Spülluft erhalten sie aus dem Zwischenstück, in welche die Spülpumpe dieselbe hineinfördert. Jeder Arbeitszylinder besitzt eine Anlaßsteuerung, um aus jeder Stellung anfahren zu können. Die Zylinder sind ebenfalls armierter Konstruktion.

Tafel II, das nächste Bild, zeigt wiederum die große Ersparnis an Verdräng beim Schiff bei Verwendung von Junkers-Ölmaschinen. Der Ölradschlepper hat nur etwa 64 Prozent Verdrängung gegenüber dem Dampfschlepper,

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dazu kommt noch .der Vorteil der Ersparnis an Tiefgang. Stellt man sich die Aufgabe, ein nur 0,75 m tiefgehendes Schiff für größtmöglichste Leistung zu bauen, so wären in einem leicht gebauten Schiffskörper von 2,5 m Seitenhöhe, L — 80m, B = 9m = 315 Tonnen Gewicht, 1200 PSe mit 108 Tonnen Gewicht unterzubringen. Dabei sind 3 Tonnen

nisse liefern. Diesen Vergleichsversuch hat man in der Binnenschiffahrt m. W. noch nicht angestellt. Leider hat der Krieg die Verbreitung des Ölmotors als Schiffsmaschine im Inlande, abgesehen von einem Spezialtyp, dem U-Boots-motor, fast vollständig zum Stillstand gebracht. Zahlenmäßige zuverlässige Vergleichsergebnisse lagen bis zumBe-

Zahlentafel II.

Vergleichstabelle für Dampf'Junkersmotor-Radschlepper.

Mitteirhein,

1900 PS,

Strom

Maschmenart . . .

Mitteirhein

Dampf {Junkers PSi PSe

Oberrhein

Dampf Junkers PSi PSe

Donau

Dampf Junkers PSi PSe

Elbe

Dampf Junkers PSi PSe

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Brennstoff-Ge-wichtDampf50, Oel 75 Std. . .

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Völligkeitgrad .

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1900 1600

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300 140

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815 500 0,825 0,825

697 454 0,825 0,825

579 362 0,825 0,825

332

0,835

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Brennstoff entsprechend 10 Betriebsstunden, 12 Tonnen für Ausrüstung und 2 Tonnen für Besatzung und Reserve vorgesehen. 700 Junkerspferde mit 15 Stunden Brennstoff würden bei gleichem Tiefgang ein Schiff von 52,2 m Länge, 7 m Breite, 2,6 m Seitenhöhe erfordern. Gut erkennbar ist der Unterschied zwischen Öl- und Dampfschiff auch noch durch den Längenvergleich des nächsten Bildes 28. Dortselbst sind jedesmal Dampf- und Motorschiff für die verschiedenen Ströme Mitteleuropas übereinander gezeichnet. Bezüglich der Ausführbarkeit und der Betriebssicherheit der Hauptelemente für das Ölschiff, den Junkersmotoren und dem Übersetzungsgetriebe, ist zu sagen, daß die Motorengrößen, welche für den Bedarf der Binnenschiffahrt in Frage kommen, unbedingt betriebssicher herzustellen sind. Auch das Rädergetriebe ist in so viel Ausführungen bei Turbinenschiffen in Betrieb, daß bei Anwendung desselben für die Übertragung der Kräfte von Kolbenmaschinen mit angemessenen Schwungrädern besondere große Schwierigkeiten nicht mehr erwartet zu werden brauchen.

Die zahlenmäßige Beantwortung der Frage der Wirtschaftlichkeit zurzeit zuverlässig zu geben, ist äußerst schwierig, von einer Stelle aus m. E. sogar direkt unmöglich. Daß die Reedereien, welche Ölschiffe im Betrieb haben, immer weitere in Bau geben, scheint die Erfahrung auf dem Rhein-Herne-Kanal, daß der Schiffsölbetrieb dem Dampfbetrieb wirtschaftlich überlegen ist, allgemein zu bestätigen. Endgültigen Aufschluß kann nur ein Vergleichsbetrieb möglichst mit verschieden großen Einheiten bringen. Schiffe gleicher Leistung bezw. gleicher Verdrängung einmal als Motorschiff, einmal als Dampfer ausgeführt, welche dieselbe Strecke unter gleichen übrigen Verhältnissen durchfahren, können nach einer gewissen, nicht zu kurz bemessenen Betriebszeit maßgebende Ergeb-

Donau.

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1000PS,

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Bild 28

ginn des Krieges aber noch nicht vor. Große Einheiten sind überhaupt in der Binnenschiffahrt noch nicht in Betrieb oder Ausführung, so daß Preisangaben für große Anlagen auch noch nicht feststehen. Die Umstände, mit denen die Reedereien der verschiedenen Stromgebiete und deren einzelnen Abschnitte zu rechnen haben, sind so verschieden, daß eine genaue, durchaus zuverlässige Wirtschaftlichkeitsvorberechnung immer nur für den besonderen Fall möglich erscheint. Die Lage der sozialen Verhältnisse

In der Strommitte gemessen. Wirklich zurückgelegter Weg 5—10% länger (Talweg)

PSe-PSi gesetzt, also Ölschiffe noch günstiger.

Es sind Schraubendampfer ohne Tunnel gerechnet und unten ein Abzug bei der Verzinsung gemacht für größere Kosten der Tunneldampfer. Die Ölschiffe sind gleich als Tunnelschiffe gerechnet.

Ausrüstung nebst Hilfsmaschine. Dampfradmaschine 155-135 M/PS, Ölradmaschine 235—205 M/PS, Dampfschraubenmaschine 100 — PO M/PS, Ölschraubenmaschine 225 bis 175 M/PS.

Sächliche Kosten bestehen aus: Abschreibung 5 %, Versicherung 21/2%, Verwaltung 11/2 %, Unterhaltung 3%. Insgesamt 12<>, Gesamtschiffspreis.

Nach besonderer Tafel.

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Große Ölmaschinen sind verhältnismäßig teurer als große Dampfmaschinen.

Kohlen sind reichlich gerechnet.

Für Kohlen reichlich, fallen bei Ölmaschinen fast ganz fort.

Ölpreise sind wohl für Donau und Rhein zu hoch gerechnet. Aber auch die Kohlenpreise könnten auf Donau und Rhein etwas kleiner eingesetzt werden.

Vielleicht für Ölschiffe etwas hoch. Maschinenvorräte sind hier eingeschlossen. Fahrkosten, Schiffskosten und Fortbewegungskosten PS/Std.

Ufergeschwindigkeiten bis Bergfahrt: Oder 4, Elbe 4, Donau 4,5, Rhein 4,5 km/Std. Talfahrt: Mittelwerte, dabei sind für Schraubenschiffe 10% geringere Geschwindigkeiten, 5% geringere Nutzlasten =■ 4% geringerer Wirkungsgrad angenommen. Die Liegestunden sind für alle Fälle verhältnismäßig berechnet.

Für alle Fälle sind Mittelwerte eingesetzt, Schraubenschiffe 5°/o weniger.

Aus den Schlepplöhnen der letzten 10 Jahre ermittelt.

Die Einnahmen bei der Talfahrt sind nicht von der Maschinenleistung, sondern vom Frachtangebot abhängig, darum auch für Rad- und Schraubenschlepper gleich eingesetzt.

Zahl der jährlichen Reisen aus den Angaben verschied. Rhedereien und aus den Fahrgeschwindigkeiten ermittelt. Schraubenschiffe haben bei 10% geringerer Geschwindigkeit weniger Reisen.

Für Mehrkosten des Tunnelschiffes sind bei Schraubendampfer 2—1% Abzug gemacht nach besonderen Berechnungen.

Wirtschaftlichkeitsberechnungen für Schlepper verschiedener Größen mit Dampf*Junkers*Oelmaschinen.

Rhein

Rotterdam - Ruhrort

Rhein

Ruhrort-Mannheim

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2000

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mit Tunnel Öl Dampf Öl

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180000

28000

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180000

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352000

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56000

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270000

48000

526000

59000

12900

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75000

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15000 1500011000

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14000

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Dampf Öl Dampf

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380000 425000

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20

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700

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3100

3460

0,845

2920

009

3520

420

35

12500

75

136

2,637

3,817

1,497

136

3,127

122

2,637

4,227

122

25

1900

625

2525

3600

0,845

3045

600

3645

1120

38

42500

2510

735

3245

3600

0,845

3045

3645

400

15200

42

2430

750

3180

2140

2,0

4280

300

4580

1400

20

28000

42

3130

845

3975

2140

2,0

4280

300

4580

605

20

12100

42

2220

790

2990

2250

2,0

4450

300

4750

1760

22

38600

42

3120

950

4070

2250

2,0

4450

300

4750

089

22

15000

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CM

13,5

8,2

13,3

CM

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13,7

9,3

16

7,3

-1,0

7,2

-2,0

7,3

6,3

7,88

6,4

8,7

Zahlentafel III.

Stromgebiet......•

Stromstrecke......

Länge des Reiseweges Maschinenleistung . . .

Schlepperart. ......

Maschinenart......

Kosten des Schiffskörpers . .......

Kosten der Ausrüstung Kosten der Maschinenanlage .........

Spesen und Verdienst Gesamtschiffspreis . . . davon 12% sächliche

Kosten........

persönliche Kosten . . 12+13 = Schiffskosten „ je PS und Fahrtstunde .........

Brennstoffverbrauch je

PS in Std.......

Zuschlag für Stilliegen Brennstoffkosten je t

an Bord ......

Brennstoffkosten je PS und Fahrtstunde. . Schmiere-Putzstoffe je

PS in Std......

Fortbewegungskosten je PS in Std. . . . Fahrkosten je PS in Std Fahrstunde je Bergfahr „ je Talfahrt Kosten der Bergfahrt „    „ Talfahrt.

Kosten einer Doppel reise.........

Nutzlast zu Berg . .

Schlepplohn je t Nutzlast zu Berg.....

Schlepplohn der Berg-

fahrt

Schlepplohn der Talfahrt ..........

Einnahme je Reise . . Gewinn je Reise. . . . Zahl der jährlichen

Doppelreisen.....

Jährlicher Gewinn . . . Jährliche Verzinsung . Abzug für Tunnelheckschrauben .......

Verzinsung der Ol-schlepper, höher als Dampfschlepper . . .

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beim Maschinenschiffspersonal ist ebenfalls von gr

. . 230—220 gr . . 200 „

Preis der Maschinenanlage für Radschiffe

beim Maschinenschiffspersonal ist ebenfalls von großem Einfluß. Was ich allgemein als Unterlagen außer der gegebenen Gewichts- bezw. Verdrängungstabellen hierfür zurzeit geben kann, ist etwa das folgende:

1.    Der Preis für die verhältnismäßig kleine Anlage von 200 PSe auf dem Monopolschlepper betrug zurzeit 41 000 Mark = 205 Mk/PSe.

2.    Der Verbrauch an Gasöl der vorbeschriebenen 200 PS Schiffsmaschine beträgt 195 gr/PSe/Stde.

3.    Der Teerölverbrauch bei derselben Maschine beträgt 217 gr/PSe/Stde., beides bei einer Leistung von 250 PS an der Welle gemessen.

4.    Der Zylinderölverbrauch wurde bei Versuchen des Dampfkesselüberwachungsvereins Aachen an einer Junkersmaschine der Versuchsanstalt zu 0,6—0,7 gr festgestellt.

5.    Im praktischen Bordbetrieb einer 200 PS-Anlage kommt man nach angestellten Messungen mit 0,5—1,0 kg täglichen Ölzusatz bei zwölfstündigem Betrieb unter Wiederverwendung des filtrierten Öles aus.

6.    Die Baukosten sinken erfahrungsgemäß bei steigenden Einheitsleistungen.

7.    Auch der Ölverbrauch per PSe wird bei steigender Leistung geringer.

Das folgende Bild, Zahlentafel III, gibt eine Wirtschaftlichkeitstabelle, die für unsere Zwecke durch Herrn Dr.-Ing. Teubert, Kiel, von dem auch die übrigen schiff baulichen Unterlagen zum Vortrag stammen, auf Grund von eingeholten Reedereiangaben aufgestellt wurde. Die dort wiedergegebenen Angaben motortechnischer Natur wurden meinerseits wie folgt angegeben:

Brennstoffkosten pro Tonne an Bord . . Teeröl 60 Mk.

Gasöl 90 „

Brennölverbrauch: Teeröl PSe/Stde.

„    Gasöl „

also Werte, die höher als die durch Versuche ermittelten liegen.

Zylinderölverbrauch durch Versuch ermittelt 0,7 gr PSe, Getriebeölverbrauch unter stetiger Wiedergewinnung und Filtration 0,7 gr PSe.

235—205 Mk.

„    „    „    „ Schraubenschiffe 225—175 „

Das Mehr an Verzinsung ist nach dieser Tabelle für den Ölschlepper also durchweg erheblich.

Die sinkende Wirtschaftlichkeit bei den großen Maschinenleistungen erklärt Dr. Teubert (nach Erfahrungen auf der Elbe) dadurch, daß die Maschinenleistung bei der Talfahrt wenig ausgenutzt werden kann, da außer den leeren Schiffen für eine Talfahrt in der Regel nur 1200 Tonnen Ladung mit 0,5 Mk./Tonne Schlepplohn zur Verfügung stehen, obschon die Schiffkosten und die Fahrkosten für die PSe/Stde. bei zunehmender Maschinenleistung kleiner werden.

Meiner Ansicht nach bedarf demnach dieser Punkt der Wirtschaftlichkeitsrechnung besonderer Behandlung bei den verschiedenen Strömen und auch bei der eigenen Kostenaufstellung der verschiedenen Reedereien.

Bezüglich der Rentabilität für große Anlagen, 2000 PS und mehr, kann auf die Erfahrungen mit Großdampfschiffen verwiesen werden.

Als von besonderer Bedeutung erscheint noch die Ersparnis an Bedienungspersonal mit Rücksicht auf die vorliegenden sozialen Verhältnisse. Erklärte mir doch vor dem Kriege bei Gelegenheit einer Besprechung über den Einbau von Ölmaschinen in seine Schiffe ein bekannter Rheinreeder: Wenn Sie mir betriebssichere Ölmaschinen liefern, so können Sie mir alle meine Schiffe umbauen, auch wenn ich keine höhere Verzinsung erziele, wenn nur eine erhebliche Verminderung des Maschinenpersonals dabei herauskommt.

Sollten meine heutigen Ausführungen zur Möglichkeit der klaren Bewertung des Ölmotors für die Zwecke der Binnenschiffahrt beigetragen haben, so wäre damit ihr Zweck erreicht und stehe ich zu etwaigen weiteren Auskünften, soweit ich dazu in der Lage bin, gerne zur Verfügung.

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