Die Lentz-Ventilsteuerung an Lokomotiven. Von Dr.-Ing. Max Osthoff, Reg.-Baumeister in Duisburg. (Schluß von S. 247 d. Bd.) Die Lentz-Ventilsteuerung an Lokomotiven. d) Bei Ventilantrieb durch schwingende exzentrische Nockenwelle. Während der im vorstehenden untersuchte Ventilantrieb der Lentz-Steuerung durch eine zentrische Nockenwelle nur in geringerer Anzahl bisher zur Ausführung gelangt ist, zeigt Fig. 28 eine Lentz-Steuerung, welche man bei vielen ortsfesten Dampfmaschinen mit getrennten Ein- und Auslaßexzentern findet Diese Steuerung unterscheidet sich von der im vorigen Abschnitt beschriebenen insofern, als die Ventilspindelachse die Nockenwellenachse nicht schneidet, sondern in einer gewissen Entfernung, die je nach Größe der Nockenwellen verschieden ist, (exzentrisch) daran vorbeigeht. In Fig. 29 ist die Steuerung einer stehenden Verbunddampfmaschine von 620 und 1000 mm Zylinderdurchmesser und 550 mm Hub schematisch angegeben. Die Umdrehungszahl beträgt n = 150 pro Min. Wir wollen die Bewegungsverhältnisse des Ventils, veranlaßt durch Kurve I, an einem Auslaßnocken mit einer sehr flachen Ventilerhebungskurve und die durch die Kurve II veranlaßten Bewegungsverhältnisse an einem Einlaßnocken mit einer äußerst steilen Ventilerhebungskurve untersuchen. In Fig. 30a ist der Auslaßnocken und 30b das Auslaßexzenter von unveränderlichem Hub dargestellt. Wir ersetzen wieder den Nocken durch seine Ventilerhebungskurve und die Rolle durch eine Schneide. Diese Schneide geht aber nicht durch die Nockenwellenachse O, sondern in der Entfernung k (exzentrisch) daran vorbei. Lassen wir wieder die Nockenwelle in der Ruhestellung- und bewegen wir das Ventil bzw. die Schneide um den Nocken herum, so haben wir (Fig. 30a) folgenden Bewegungsfall: Einrechtwinklig gekröpfter Hebel, welcher um O drehbar ist, wird durch eine Exzenterstange, im Punkte H angreifend, in hin- und herschwingende Bewegung versetzt. Ein Schieber, dessen Schneide durch die Kurve I gehoben bzw. gesenkt wird, ist im Abstand k von dem radialen Teil des Hebels, parallel zu demselben verschiebbar gelagert. Textabbildung Bd. 324, S. 264 Fig. 28. Textabbildung Bd. 324, S. 264 Fig. 29. Steuerungsschema. Nachdem wir den Pol P1 konstruiert und durch M1 eine zu der Richtung der Schieberachse parallele Gerade M1D1 gezogen haben, ergibt sich ähnlich wie im vorigen Abschnitt der Ventilweg: s1= e1 . cos(η1 – ω1) – b1 . cos(ϕ1 + ω1 – η1) – a1 . cos η1. Mit Hilfe der Beziehung: OD1 + B1D1 = k = Constans = e1 . sin(η1 – ω1) + b1 . sin(ϕ1 + ω1 – η1) bestimmen wir d\,\varphi_1=\frac{e_1}{b_1}\cdot\frac{\mbox{cos}\,(\eta_1-\omega_1)}{\mbox{cos}\,(\varphi_1+\omega_1-\eta_1)}\cdotd\,\omega_1-d\,\omega_1. Es ist ferner \frac{d\,\omega_1}{dt}=\frac{R\cdot\mbox{sin}\,\alpha\cdotw}{d\cdot\mbox{cos}\,(\delta_1+\omega_1)} gleich der Winkelgeschwindigkeit der Nockenwelle. Führen wir wieder die Bezeichnung h1= d . cos(δ1 + ω1), m1 = e1 . sin(η1 – ω1), n1 = e1 . cos(η1 – ω1) und r1= m1+ n1 . tang(ϕ1 + ω1 – η1) ein, so ergibt sich die Geschwindigkeit des Ventils zu: v_1=\frac{R\cdot\mbox{sin}\,\alpha_1\cdot w\cdot r_1}{h_1} und die Beschleunigung zu: f_1=R\cdot\mbox{cos}\,\alpha_1\cdot w^2\cdot \frac{r_1}{h_1}+\left[\frac{R\cdot \mbox{sin}\,\alpha_1\cdot w}{h_1}\right]^2\cdot \left[\frac{n_1^2}{b_1\cdot \mbox{cos}^3\,(\varphi_1+\omega_1-\eta_1)}+r_1\cdot \mbox{tang}\,(\delta_1+\omega_1)-n_1+m_1\cdot \mbox{tang}\,(\varühi_1+\omega_1-\eta_1)\right]. Die in diesen Gleichungen vorkommenden Größen bis auf w sind, wie in den Fig. 30a und 30b für die Stellung des Ventils im Wendepunkt geschehen, mit wenigen Linien zeichnerisch leicht zu konstruieren. Bei n = 150 Umdrehungen/min, beträgt für Kurve I (Fig. 31) die Beschleunigung im Wendepunkt f1w rund 30 m/Sek.2, für Kurve II ist f2w = rund 13 m/Sek.2. Textabbildung Bd. 324, S. 264 Fig. 30a und 30b. Schwingende exzentrische Auslaßnockenwelle. In ähnlicher Weise finden wir (Fig. 32a und 32b) die Bewegungsverhältnisse des Ventils, veranlaßt durch Kurve II. In Fig. 33 ist die Bewegung des Ventils auf ein verschiebbares Gitter zurückgeführt. Die Schneide ist hier nicht in radialer Richtung verschiebbar, sondern auf einem Gitterstabe, dessen Verlängerung den Kreis um O mit k als Halbmesser berührt. Der Ventilweg ist nach Fig. 32b s2 = a2 . cos η2 – b2 . cos(ϕ2 – ω2 – η2) – e2 . cos(ω2 + η2). Die Ventilgeschwindigkeit ist v_2=\frac{R\cdot \mbox{sin}\,\alpha_2\cdot w\cdot r_2}{h_2}. Die Ventilbeschleunigung ergibt sich zu f_2=R\cdot \mbox{cos}\,\alpha_2\cdot w^2\cdot \frac{r_2}{h_2}+\left[\frac{R\cdot \mbox{sin}\,\alpha_2\cdot w}{h_2}\right]^2\cdot \left[\frac{n_2^2}{b_2\cdot \mbox{cos}^3\,(\varphi_2-\omega_2-\eta_2)}+n_2-m_2\cdot \mbox{tang}\,(\varphi_2-\omega_2-\eta_2)-r_2\cdot \mbox{cot}\,(\delta_2+\omega_2)\right]. In Fig. 32a, b ist die Beschleunigung bzw. Verzögerung für die Stellung des Ventils im Wendepunkt zeichnerisch konstruiert. Dieselbe beträgt f2w = 76 m/Sek.2, während die Beschleunigung f1w im Wendepunkt, veranlaßt durch Kurve 1, 2225 m/Sek.2 beträgt. Die letztere ist außerordentlich groß. Doch ist ja hier der Betriebszustand – größte Füllung bei normaler Umdrehungszahl – untersucht, welcher in Wirklichkeit nicht vorkommt. Textabbildung Bd. 324, S. 264 Fig. 31. Die Kurven für v1, v2, f1 und f2, bei letzteren auch noch die einzelnen Komponenten, sind auf den Ventilhub bezogen in Fig. 31 für das Auslaßventil und in Fig. 34 für das Einlaßventil dargestellt für den Betriebszustand der größten Füllung bei der normalen Umdrehungszahl von n = 150 i d. Min. Für die Kurve f1 in Fig. 34 ist wegen ihrer sehr großen Ordinaten ein 10 mal kleinerer Maßstab gewählt als wie für die Kurve f2. Der Höchstwert der Verzögerung, welcher für die Berechnung der Ventilfedern maßgebend ist, tritt auch bei diesem Ventilantrieb im Wendepunkt auf. Vergleichen wir die Kurven v1, v2, f1 und f2 mit den entsprechenden bei dem zentrischen Nockenwellenantrieb (Fig. 27), so zeigt sich ein etwas anderer Verlauf derselben, besonders der Kurve f1. Die Beschleunigung sinkt anfangs bis zu dem Punkte, wo ϕ1 + ω1 = η1 und m1 = k = r1 wird. Von da ab wächst die Beschleunigung bis zum Wendepunkt. Wegen des anderen Verlaufes der Kurven für v1 und f1 und ebenso derjenigen für v2 und f2, läßt sich der Ventilantrieb durch eine exzentriche Nockenwelle durch Wahl passender Ventilerhebungskurven und Winkelgeschwindigkeiten der Nockenwellen nicht derartig ausführen, daß die Geschwindigkeit und Beschleunigung des Ventils in allen Stellungen die gleiche wird, wie bei dem Antrieb durch eine zentrische Nockenwelle. Vernachlässigen wir für eine überschlägliche Betrachtung die geringen Unterschiede, indem wir annehmen, daß wir die Kurven für s1, s2, v1, v2, f1 und f2 für beide Ventilantriebe angenähert zur gegenseitigen Deckung gebracht hätten (praktisch sind sie einander gleich), so bietet der Ventilantrieb durch exzentrische Nockenwelle gegenüber dem durch zentrische Nockenwelle, ähnlich wie der spitzwinklige gegenüber dem rechtwinkligen Kurvenschub, den Vorteil, daß sich die Kräfte in Richtung Ventilspindel (vgl. Fig. 26 und 33), als Tangentialkräfte auf die Nockenwelle, oder umgekehrt, besser übertragen, und die Drücke in den Spindelführungen usw. geringer werden. Dementsprechend werden auch die Reibungsverluste und der Arbeitsverbrauch kleiner. Der Nachteil, daß der spitzwinklige Kurvenschub sich konstruktiv sehr schwierig gestaltet, fällt bei dem exzentrischen Nockenwellenantrieb mit gesonderten Ein- und Auslaßexzentern, wie aus Fig. 28 hervorgeht, fort. Für die hier dargestellte liegende Dampfmaschine ist dieser Antrieb sogar erforderlich wegen der Bauart der Ventilspindeln. Für stehende Maschinen (vgl. Fig. 29) ist sowohl der zentrische als auch der exzentrische Antrieb ausführbar, nur werden sich die Herstellungskosten bei dem letzteren etwas höher stellen. Für Steuerungen an Lokomotiven und solchen Maschinen, bei welchen für je zwei Ein- und Auslaßventile nur ein resultierendes bzw. wirkliches Exzenter und also auch nur eine Nockenwelle vorhanden sind, läßt sich der exzentrische Nockenwellenantrieb nicht ohne weiteres anwenden. Die Nocken für Einlaß- und Auslaßventile liegen sich bei der Ventilanordnung nach Fig. 23b gerade gegenüber, damit nach Schließen eines Einlaßventiles sich das zugehörige Auslaßventil bei gleicher Hubrichtung des Exzenters öffnet und umgekehrt. Wollte man durch exzentrische Anordnung der Welle in der Entfernung h (in Fig. 23b nach oben hin) die Kraftübertragung bei den Einlaßventilen verbessern, so würde man dieselbe gleichzeitig für die mit den Einlaßventilen in derselben Horizontalebene liegenden Auslaßventile verschlechtern. Es würde hier ein dem stumpfwinkligen Kurvenschub ähnlicher Ventilantrieb entstehen Dieser Uebelstand ließe sich vermeiden, wenn man die Auslaßventile in eine Ebene verschöbe (in Fig. 23b nach oben hin), welche von den Einlaßventilen den Abstand 2k hätte, derartig, daß die Nockenwelle in der Mitte dazwischen läge. Alsdann würden aber die Vorteile dieses Ventilantriebes die schwierigere Ausführung desselben wohl kaum aufwiegen. Es lassen sich zwar die Ein- und Auslaßventile noch in anderer Weise exzentrisch zu der Nockenwelle anordnen, jedoch ist auch hier die Hauptbedingung für eine Lokomotivsteuerung – die Einfachheit derselben nicht erfüllt. Textabbildung Bd. 324, S. 265 Schwingende exzentrische Einlaßnockenwelle. Textabbildung Bd. 324, S. 265 Fig. 34.