Der belebende Einfluss, den die Fortschritte in der Ausnutzung natürlicher Wasserkräfte für elektrische Kraftübertragung auf den gesamten Turbinenbau ausgeübt haben, äusserte sich vor allem darin, dass in die Reihe der bisher üblichen Turbinensysteme, wie sie seit einer Reihe von Jahren je von der einen oder anderen Turbinenfirma als Spezialität gebaut wurden, sich eine Anzahl neuer Konstruktionen eindrängte, welche den gesteigerten Anforderungen der Stromerzeuger in Bezug auf hohe Umlaufszahl und leichte Regulierbarkeit unter gleichzeitiger bester Ausnutzung der vorhandenen Energie besser als bisher genügten. Während für hohe Gefälle und geringe Wassermengen die partiell beaufschlagte Freistrahlturbine sich in ihren äussersten Konsequenzen bis zum Pelton-Motor und den sogen. Löffelturbinen entwickelte, eroberten sich für grössere Wassermengen die radialen Ueberdruckturbinen, die mit Hilfe des Saugrohres auch kleine veränderliche Gefälle vorteilhaft auszunutzen gestatteten, immer mehr das Feld; unter ihnen wieder vor allem die mit äusserer Beaufschlagung versehenen, die sogen. Francis-Turbinen in ihren verschiedenen Ausführungsformen. Auf der Pariser Weltausstellung liessen die Ausstellungen der grossen Schweizer Firmen diese beiden, hier gekennzeichneten Richtungen des modernen Turbinenbaues besonders ausgeprägt erscheinen (vgl. Reichel, Zeitschrift des Vereines deutscher Ingenieure, 1900; Turbinen auf der Weltausstellung in Paris).

Die Vorzüge des Francis-Systems, vor allem für elektrische Kraftübertragung, sind in der Fachlitteratur der letzten Jahre bereits häufiger hervorgehoben; verkennen lässt sich aber nicht, dass es, namentlich in Verbindung mit selbstthätigen Regulier Vorrichtungen, zu teueren Konstruktionen führt, die sich zwar da bezahlt machen, wo eben jene hohen Anforderungen vorliegen, aber in vielen anderen Fällen aus Gründen der Wirtschaftlichkeit einfacheren Ausführungen weichen müssen. So erhalten sich insbesondere da, wo Wasser in Hülle und Fülle vorhanden ist, wie z.B. in Norwegen, die älteren Formen der Achsialturbinen mit ihren zwar theoretisch ungünstigen, aber leicht zu bedienenden und wenig kostspieligen Regulierungen und geringen Umlaufszahlen.

Ueberhaupt steht gerade im Turbinenbau die unendliche Mannigfaltigkeit der vorliegenden natürlichen Verhältnisse einer Schematisierung der Konstruktionen im Wege und erschwert ihre Ausführung als Massenartikel. Die massgebenden Faktoren der Turbine, Wassermenge und Gefälle, sind fast immer auch noch für jeden einzelnen Fall zeitlich veränderlich und ausserdem mit den verschiedensten Anforderungen bezüglich Umlaufszahl und Leistung in Einklang zu bringen. Den hierdurch gegebenen Bedingungen hat der ausführende Konstrukteur je nach der Lage der Dinge in der einen oder anderen Weise, unter vorwiegender Berücksichtigung des einen oder anderen Umstandes gerecht zu werden.

Die theoretische Betrachtung, soweit sie in der Fachlitteratur der letzten Jahre zu Tage tritt, bietet über die Abhängigkeit der Turbine von eben jener Veränderlichkeit wenig zusammenhängende Untersuchungen, wohl nicht zum mindesten aus dem Grunde, weil genaue Bremsversuche und Wassermessungen, namentlich bei grösseren Anlacen, bedeutenden Schwierigkeiten begegnen. Bei dem dadurch bedingten Mangel an Erfahrungswerten müssen auch in den bekannten Lehrbüchern über die Theorie der Turbinen die genauen theoretischen Berechnungen, welche besonders den verwickelten Vorgängen beim Uebergang des Wassers vom Leitrad in das Laufrad auf den Grund zu gehen suchen, zu ihrer Korrektur auf mancherlei Koeffizienten von sehr unsicherem Werte zurückgreifen.

Die vorliegenden Untersuchungen haben, ohne auf diese speziellen Fragen näher einzugehen, den Zweck, mittels einer angenäherten Methode und an der Hand eines bestimmten Beispieles vergleichsweise festzustellen, welchen Einfluss bei den Ueberdruckturbinen Veränderungen in den massgebenden Faktoren der Turbine: Wassermenge, Gefälle, Umlaufszahl auf die hydraulischen Verhältnisse im Lauf- und Leitrade ausüben, die entstehenden wesentlichen hydraulischen Verluste zu bestimmen, und vor allem die daraus resultierenden Drehmomente und Leistungen in ihrer Abhängigkeit von eben jenen Veränderungen zu untersuchen. Die Ergebnisse sollen in Schaulinien dargestellt werden, um ihre Gesetzmässigkeit, soweit sie vorhanden ist, und die daraus zu ziehenden Schlüsse erkennen zu lassen.

(Auf die Zweckmässigkeit solcher Schaulinien weist auch Zeuner in seinem inzwischen erschienenen Buch: Vorlesungen über Theorie der Turbinen hin. Er leitet dabei ganz allgemein die zur Aufstellung einzelner solcher Diagramme führenden Gesetze aus Gleichungen her, die unter strenger Berücksichtigung aller Umstände den Gegenstand genauer umfassen, als es in der vorliegenden Arbeit beabsichtigt war.)

Während im allgemeinen die Berechnung einer Turbine für die günstigste Umlaufszahl, d.h. stossfreien Eintritt des Wassers in das Laufrad und senkrechten Austritt erfolgt, wird dieser Zustand im Betriebe selbst häufig nicht eingehalten werden können; es sollen deshalb auch hier die rechnerischen Grundlagen ganz allgemein abgeleitet werden.

Folgende Gleichungen, welche die hydraulischen Vorgänge vom Oberwasserspiegel bis Unterwasserspiegel verfolgen, seien dabei zu Grunde gelegt:

Es bezeichne:

H das gesamte zur Verfügung stehende Gefälle in m,

Q die Wassermenge in cbm/Sek.,

H0 den Abstand des Oberwasserspiegels vom Eintrittsumfange des Laufrades,

Hu den Abstand des Austrittsumfanges des Laufrades vom Unterwasserspiegel,

HL die achsial gemessene Höhe, welche das Wasser im Laufrade durchfällt,

h, h1, h2 die hydraulischen Ueberdruckhöhen im Spalt, im Eintritts- und Austrittsumfange des Laufrades,

h_1-h_2=\frakfamily{h}_s das sogen. Ueberdruckgefälle des Laufrades,

α den Winkel des absoluten Wasserweges mit der Eintrittskante des Laufrades,

β, y die Winkel der Schaufelenden, d.h. des relativen Wasserweges mit der Eintritts- bezw. Austrittskante des Laufrades,

ce die absolute Geschwindigkeit vor dem Laufrade,

we die relative Eintrittsgeschwindigkeit am Laufrade,

we' die zur Schaufelrichtung im Laufradeintritt parallele Komponente von we im Laufrade,

wα die relative Austrittsgeschwindigkeit im Laufrade,

cα die absolute Austrittsgeschwindigkeit,

cα' die senkrecht zum Austrittsumfange gerichtete Komponente von cα, welche zugleich die Geschwindigkeit im Saugrohre sein soll,

vo die Umfangsgeschwindigkeit des Laufrades am Eintritt,

va die Umfangsgeschwindigkeit des Laufrades am Austritt,

ρ1H die mit der Bewegung des Wassers bis zum Leitradaustritt verbundene Widerstandshöhe,

ρ2' H Widerstandshöhe für den Uebergang zwischen Leit- und Laufrad,

ρ3H Widerstandshöhe für die Bewegung im Laufrade,

ρ4H Widerstandshöhe für die Bewegung vom Laufradaustritt bis zum Unterwasserspiegel.

Die Geschwindigkeiten im Ober- und Unterwasserspiegel sind vernachlässigt.

Die eingeführten Geschwindigkeiten gelten für den mittleren Wasserfaden; als mittlere Geschwindigkeiten sollen sie sich auf die ganze Breite der Turbine beziehen.

Für die vier bekannten Bewegungsabschnitte des Wassers gelten dann die Gleichungen:

h+\frac{{c_e}^2}{2\,g}=H-H_u-H_L-\varrho_1\,H

h_1+\frac{(w'_e)^2}{2\,g}=h+\frac{w_e^2}{2\,g}-\varrho'_2\,H

\begin{array}{rcl}H_2+\frac{{w_a}^2}{2\,g} &=& h_1+\frac{(w'_e)^2}{2\,g}+H_L+\frac{{v_a}^2-{v_e}^2}{2\,g}-\varrho_3\,H\\ O&=&h_2+\frac{{c_a}^2}{2\,g}+H_u-\varrho_4\,H. \end{array}

Hierin hat we' als relative Eintrittsgeschwindigkeit nach erfolgtem Eintritt des Wassers in das Laufrad eigentlich nicht mehr die Bedeutung, wie vorher angegeben. Wird die letztere beibehalten, so liegt hierin eine Annäherung, welche durch die Bewertung der Widerstandskoeffizienten ausgeglichen werden kann, zu der man aber wegen der zweifelhaften Grösse dieser Koeffizienten, namentlich bei Berücksichtigung der Schaufeldicken, gezwungen ist, um überhaupt rechnen zu können. Aus der letzten Gleichung folgt, da der Gefällsverlust ρ4 H im wesentlichen =\frac{{c_a}^2}{2\,g} zu setzen ist:

O = h2 + Hu.

Wird dies berücksichtigt, und in der zweiten Gleichung h nach der ersten eingeführt, so entsteht:

h_1-h_2=\frakfamily{h}_s=H-H_L-\frac{{c_e}^2}{2\,g}

+\frac{{w_e}^2}{2\,g}-\frac{(w'_e)^2}{2\,g}-(\varrho_1+\varrho'_2)\,H.

In dem Ausdruck ρ2' H ist für den Fall, dass die Turbine nicht mit der günstigsten Geschwindigkeit läuft, der Stossverlust

\frac{{w_e}^2}{2\,g}-\frac{(w'_e)^2}{2\,g} (vgl. Fig. 1)

mit enthalten, so dass man etwa setzen kann

\varrho'_2\,H=\varrho_2\,H+\left[\frac{{w_e}^2}{2\,g}-\frac{(w'_e)^2}{2\,g}\right].

Darin stellt ρ2 H den Druckhöhenverlust dar, welcher unter allen Umständen, d.h. auch bei der günstigsten Umlaufszahl der Turbine mit der Bewegung des Wassers aus dem Spalt in das Laufrad verknüpft ist, während

\frac{{w_e}^2-(w'_e)^2}{2\,g}

nur dann auftritt, wenn die Umlaufszahl von der günstigsten abweicht.

Setzt man den Wert für ρ2 H in die vorhergehende Gleichung ein, so erhält man:

h_1-h_2=\frakfamily{h}_s=H-H_L-\frac{{c_e}^2}{2\,g}-(\varrho_1+\varrho_2)\,H.

Das Ueberdruckgefälle erscheint also unabhängig von dem Stossverlust. Dagegen wird dieser bei der Bestimmung der Leistung der Turbine als Verlust berücksichtigt.

Aus der Gleichung

h_2+\frac{{w_a}^2}{2\,g}=h_1+\frac{(w'_e)^2}{2\,g}+H_L+\frac{{v_a}^2-{v_e}^2}{2\,g}-\varrho_3\,H

folgt:

h_1-h_2=\frakfamily{h}_s=\frac{{w_a}^2}{2\,g}-\frac{(w'_e)^2}{2\,g}-H_L+\frac{{v_e}^2-{v_a}^2}{2\,g}+\varrho_3\,H

Die Höhe HL, welche bei Radialturbinen entweder = O oder doch sehr klein wird, werde gegen H überhaupt vernachlässigt; auf den Wert von ce ist sie ohnehin von keinem Einfluss.

Setzt man dann:

(\varrho_1+\varrho_2)\,H=(\varphi_1+\varphi_2)\,\frac{{c_e}^2}{2\,g};

ferner

\varrho_3\,H=\varphi_3\,\frac{{w_a}^2}{2\,g}

so entsteht:

\frakfamily{h}_s=H-(1+\varphi_1+\varphi_2)\,\frac{{c_e}^2}{2\,g} . . . 1)

\frakfamily{h}_s=(1+\varphi_3)\,\frac{{w_a}^2}{2\,g}-\frac{(w'_e)^2}{2\,g}+\frac{{v_e}^2-{v_a}^2}{2\,g} . . . 2)

Der Winkel β werde hier, als bei Ueberdruckturbinen, allgemein = 90° genommen, so dass

we' = cesin α . . . . . . 1a)

Der gesamte Eintrittsquerschnitt des Laufrades senkrecht zur Richtung von we' sei f_{e_r}; der Austrittsquerschnitt senkrecht wa sei f_{e_r}; dann gilt für ein bestimmtes Laufrad:

w_e\cdot f_{e_r}=w_a\cdot f_{a_r}

oder 3)

\frac{w'_e}{w_a}=\frac{f_{a_r}}{f_{e_r}}=\mbox{Konst.};

und aus Gleichung 2) und 3) entsteht, da

w_a=\frac{w'_e}{a}

ist:

\frakfamily{h}_s=(1+\varphi_3)\,\frac{(w'_e)^2}{a^2\,2\,g}-\frac{(w'_e)^2}{2\,g}+\frac{{v_e}^2-{v_a}^2}{2\,g} 4)

Es war aber we' = ce sin α, also wird

\frakfamily{h}_s=\frac{(1+\varphi_3)\,sin^2\,\alpha}{a^2}\cdot \frac{{c_e}^2}{2\,g}-\frac{{c_e}^2\,sin^2\,\alpha}{2\,g}+\frac{v^2-{v_a}^2}{2\,g}

oder

\frakfamily{h}_s=\frac{{c_e}^2}{2\,g}\,\left[\left(\frac{1+\varphi_3}{a^2}-1\right)\,sin^2\,\alpha\right]+\frac{{v_e}^2-{v_a}^2}{2\,g}

\frakfamily{h}_s=\frac{{c_e}^2}{2\,g}\,\left[\frac{(1+\varphi_3-a^2)\,sin^2\,\alpha}{a^2}\right]+\frac{v^2-{v_a}^2}{2\,g} 4a)

Aus 1) und 4a) folgt nunmehr:

\left{{\frac{{c_e}^2}{2\,g}=\frac{H-\frac{{v_e}^2-{v_a}^2}{2\,g}}{\frac{sin^2\,\alpha}{a^2}\,(1+\varphi_3-a^2)+(1+\varphi_1+\varphi_2)}}\atop{=\frac{H-\frac{{v_e}^2-{v_a}^2}{2\,g}}{b}}}\right\}\ .\ 5)

Für Achsialturbinen würde ve = va, also einfach

\frac{{c_e}^2}{2\,g}=\frac{H}{b}=\mbox{Konst.}\,\cdot\,H . . . . 5a)

Folgende hydraulische Verluste sollen nunmehr, vom Oberwassergraben bis Unterwasserspiegel, bei der Bewegung des Wassers in Rechnung gezogen werden (von den mechanischen Verlusten sei ganz abgesehen):

1) \frac{(\varphi_1+\varphi_2)\,{c_e}^2}{2\,g}

2) \frac{\varphi_3\,{w_a}^2}{2\,g}=\varphi_3\,H

3) Stossverlust beim Eintritt des Wassers in das Laufrad =\frac{{c_n}^2}{2\,g}, soweit derselbe nicht bereits in \varphi_2\,\frac{{c_e}^2}{2\,g} enthalten ist.

Textabbildung Bd. 317, S. 3 Fig. 1.

In Fig. 1 ist w_e=\overline{a\,b} die aus ve und ce konstruierte Relativgeschwindigkeit des Wassers; für die relative Bewegung durch das – feststehend gedachte – Laufrad kann aber nur die Projektion von we auf die Laufradrichtung, d.h. we' ausgenutzt werden. Da nun im Dreieck (a\,b\,c)\,:\,(\overline{b\,c})^2=(\overline{a\,b})^2-(\overline{a\,c})^2 ist, so bedeutet

\frac{{c_n}^2}{2\,g}=\frac{(\overline{b\,c}^2)}{2\,g}

den durch Stoss zerstörten Teil der Geschwindigkeitshöhe des Wassers am Eintritt in das Laufrad.

4) Verlust durch die absolute Austrittsgeschwindigkeit des Wassers: \frac{{c_a}^2}{2\,g}.

Die Summe aller dieser Verluste „ΣV“. ist von H abzuziehen; der Rest, als Bruchteil von H ausgedrückt, ergibt den hydraulischen Wirkungsgrad der ηh Turbine.

Bezeichne ich die in einem beliebigen Falle von der Turbine geschluckte Wassermenge allgemein mit Q, im Gegensatz zu der Wassermasse Q0, welche für den normalen Gang vorausgesetzt ist, so ergibt

N_h=\frac{1000\,\eta_k\,Q\,H}{75}

die Leistung der Turbine in PS.

Das von der Turbine geleistete Drehmoment ergibt sich zu

M_d=716,2\,\frac{N_k}{n}\mbox{ mkg}

oder, wenn De der Durchmesser des Laufrades am Eintritt ist:

M_d=\frac{716,2\,N_h\,D_e\,\pi}{60\,v_e}.

Um die Uebersichtlichkeit der folgenden Rechnungen nicht allzu sehr zu erschweren, sind bei der Ermittelung von ηh kleine Verluste unberücksichtigt gelassen, die bei einer genaueren Berechnung in Betracht zu ziehen wären. So wurde der Spalt zwischen Lauf- und Leitrad als unendlich schmal angenommen, und der durch Ausspritzen des Wassers aus demselben entstehende Verlust an Wassermenge vernachlässigt; desgleichen ist auf den Stoss des Wassers infolge der Schaufelköpfe keine besondere Rücksicht genommen. Diese Vernachlässigung erscheint aber gerechtfertigt im Hinblick auf die oben bereits erwähnte Unsicherheit der eingeführten Koeffizienten überhaupt, deren Grösse hier als ganz unmassgeblich angenommen werden soll; allenfalls wäre nur zum Schluss das errechnete ηh entsprechend zu korrigieren. Weiterhin ist angenommen worden, dass die absolute Austrittsgeschwindigkeit ce zugleich die Geschwindigkeit im Saugrohre darstellt, und nach dessen unterem Ende hin dieselbe bleibt. Bekanntlich lässt sich dieser Verlust \frac{{c_e}^2}{2\,g} aber zum Teil noch dadurch wieder gewinnen, dass man das Saugrohr nach unten erweitert und dadurch die Geschwindigkeit des Wassers im Saugrohr nach unten hin verkleinert; denn nur die am Austritt des Saugrohres herrschende Geschwindigkeitshöhe ist für die Turbine verloren.

Textabbildung Bd. 317, S. 3 Fig. 2.

Als Beispiel, an welchem die Rechnungen durchgeführt sind, wurde eine Francis-Turbine gewählt, welche für H = 3,24 m und Q0 = 2,58 cbm/Sek. thatsächlich ausgeführt ist. Die Anordnung derselben, welche aus Fig. 2 hervorgeht, ist die normale mit stehender Welle und an das Laufrad anschliessendem Saugrohr.

Das Laufrad besitzt die gewöhnliche Form bei einem äusseren Durchmesser Da = 1500 mm, einem inneren Di = 1022 mm, gemessen am „mittleren Wasserfaden“. Die Zahl der Laufradschaufeln ist 28, die der drehbaren Leitradschaufeln 32, die Breite des Laufrades 335 mm.

Textabbildung Bd. 317, S. 4 Fig. 3.

Für den Fall des günstigsten Laufes, also stossfreien Eintritt des Wassers und senkrechten Austritt war dabei angesetzt:

ve = m/Sek. = 2,9 √√H (entsprechend n = 66)

\begin{array}{rcl}v_a&=&b_1\,v_e=\frac{1022}{1500}\,c_e=0,682\,v_e\\ &=&3,53\mbox{ m/Sek.}=1,97\,\sqrt{H}\end{array}

∢ β = 90°; ∢ γ = 29° 30; ca ⊥ va und ca = va tgγ

ca' =ca =1,115 √H = 2,04 m/Sek ; \frac{{c_a}^2}{2\,g}=0,06\,H..

Für eben jenen oben genommenen Fall des günstigen Ganges ergab die Stellung der Leitradschaufel einen

∢ a = 21° 50'.

Ferner war berechnet

w_a=\frac{v_a}{cos\,\gamma}=4,08\mbox{ m/Sek.}=2,27\,\sqrt{H}

we' = we = ve tga = 5,21 . 0,401 = 2,12 m/Sek. = 1,18 √H also (Gleichung 3)

\frac{w'_e}{w_a}=\frac{f_{a_r}}{f_{e_r}}=a=0,523..

Der Querschnitt fe des Leitrades, senkrecht ce gemessen, ergab sich zu fe = 0,459 qm.

Textabbildung Bd. 317, S. 4 Fig. 4.

Die angegebenen Geschwindigkeiten ca und wa beziehen sich auf den „mittleren Wasserfaden“ des Laufrades, den wir uns etwa durch die Mitte der Austrittskante geführt denken; in Wirklichkeit ändert sich die Grösse von wa über den Austrittsbogen, während sie hier als gleichmässig über dessen ganze Länge verteilt angenommen ist. Die aufgestellten Beziehungen gelten in dieser Form aber auch ganz allgemein für eine gewöhnliche Radialturbine äusserer Beaufschlagung mit Schaufeln konstanter Breite bei Einhaltung der gegebenen Messe (vgl. Fig. 4).

Dazu soll ferner zunächst der ∢ α nicht als veränderlich angesehen werden, sondern soll die angegebene Grösse von 21° 50' als unverändert beibehalten werden, wie das bei einer jeden Turbine mit feststehenden Leitradschaufeln der Fall ist.

Unter Zugrundelegung der obigen Abmessungen soll nunmehr zunächst festgestellt werden, welchen Einfluss eine Veränderung in der Umlaufszahl der Turbine auf die bezüglichen Geschwindigkeiten u.s.w. im Laufrade, und damit auf die Leistung und das ausgeübte Drehmoment bewirkt. Eine derartige Veränderung tritt im Betriebe bei jeder Ent- oder Belastung der Turbine auf; eine Entlastung, d.h. eine Verkleinerung des von der Turbine zu überwindenden Drehmomentes, bewirkt jedesmal, wie bekannt, eine Erhöhung der Umlaufszahl, während eine Belastung, d.h. eine Vergrösserung des zu überwindenden Drehmomentes eine Verringerung der Umlaufszahl zur Folge hat. Die eventuell vorhandene Reguliervorrichtung hat diese Geschwindigkeitsänderungen auszugleichen.

Das nutzbare Gefälle H der Turbine werde als konstant angesehen; dann galt nach der oben entwickelten Gleichung 5)

\frac{{c_e}^2}{2\,g}=\frac{H-\frac{{v_e}^2-{v_a}^2}{2\,g}}{\frac{sin^2\,\alpha}{a^2}\,(1+\varphi_3-a^2)+(1+\varphi_1+\varphi_2)}

=\frac{H-\frac{{v_e}^2-{}v_a^2}{2\,g}}{b}

Ich setze nunmehr ve = a1 √H, worin a1 veränderlich. (Ebenso wie ve mögen alle Grössen, der Einfachheit der Rechnung wegen, als entsprechende Vielfache von √H ausgedrückt werden.) So ist

ve2 = a1 √H; ve2 = a12 H; va=b1 ve – b1 a1 √H

va2 = a12 b12 H; ve2 – va2 = aa2 (1 – b12) H

oder, da.

b_1=\frac{D_a}{D_e}=0,628;\ \frac{{v_e}^2-{v_a}^2}{2\,g}=0,027\,{a_1}^2\,H=a_2\,H.

In dem Ausdruck „b“ der Gleichung 5) sind für den vorliegenden Fall die Koeffizienten φ1 + φ2 = 0,12; φ3 = 0,08 (nach Angaben von Prof. Reichet) angenommen und zwar als konstant für die verschiedenen Geschwindigkeiten; eine Annahme, die der Wirklichkeit nicht ganz entsprechen wird.

Dafür wird: b= 1,525 und

6) \frac{{c_e}^2}{2\,g}=\frac{H=a_2\,H}{b}=\frac{H\,(1-a_2)}{b}=\frac{H\,(1-a_2)}{1,525}.

Daraus findet man

7) c_e=\sqrt{\frac{2\,g}{b}}\,\sqrt{1-a_2}\,\sqrt{H}=3,59\,\sqrt{1-a_2}\,\sqrt{H}

und 8) Q = cefe als die jeweilig von der Turbine geschluckte Wassermenge.

Nach Gleichung 1a) ist weiter

we1 = ce sin α = 0,372 ce.

Die Grösse von we selbst ist danach leicht zeichnerisch zu ermitteln aus ve, ce und ∢ α damit auch die Grösse cn, welche den Stossverlust beim Eintritt bestimmt (vgl. Fig. 1). Weiter ist nach Gleichung 3): w_a=\frac{w'_e}{a}=\frac{w'_e}{0,523} bestimmt, und aus dem bekannten Wert va = b1 ve und wa und ∢ γ lässt sich nunmehr auch ca leicht zeichnerisch feststellen. Damit ist man in der Lage, die oben angegebenen hydraulischen Verluste sämtlich auszurechnen, also auch ηh und es wird sodann

N_h=\frac{\eta_h\,Q\,H\,1000}{75}

Bezeichnet ferner A die Arbeit in mkg, ω die Winkelgeschwindigkeit der Turbine, so ist bekanntlich

A=M_d\,\omega;\ M_d=\frac{A}{\omega}=\frac{A\,D_e}{2\,v_e},

also sind

M_d=\frac{A\,1,5}{2\,a_1\,\sqrt{H}}=\frac{0,417\,A}{a_1\,\sqrt{H}}.

Denke ich nunmehr ve = a1 √Hverändert von O√H bis 6√H, entsprechend einer Aenderung der Umlaufszahlen von n = 0 bis w = 137, so ergibt die nach obigen Angaben durchgeführte Rechnung die in den folgenden Tabellen 1 bis 6 enthaltenen Werte.

Tabelle 1.

Nr. a 1 a 1 2 a2 = 0,027 a2 1 – a2   1 0,0   0,0      0,0 1,0   2 0,5   0,25      0,0068 0,9932   3 1,0   1,0      0,0272 0,9728   4 1,5   2,25      0,0612 0,9388   5 2,0   4,0      0,109 0,8910   6 2,5   6,25      0,17 0,8300   7 3,0   9,0      0,244 0,7560   8 3,5 12,25      0,333 0,6670   9 4,0 16,0      0,435 0,5650 10 4,5 20,25      0,55 0,4500 11 5,0 25,0      0,68 0,3200 12 5,5 30,25      0,824 0,1760 13 6,0 36,0      0,980 0,0200

Tabelle 2.

Nr. \frac{{c_e}^2}{2\,g}=\frac{(1-a_2)\,H}{1,525} \sqrt{1-a_2} ce Q = 0,459 ce n   1 0,656  H 1,0 3,59 √H 1,65 √H     0,0   2 0,652   „ 0,996 3,58   „ 1,65   „   11,4   3 0,638   „ 0,986 3,53    „ 1,62   „   22,8   4 0,617   „ 0,969 3,48    „ 1,60   „   34,3   5 0,585   „ 0,943 3,38    „ 1,55   „   45,6   6 0,545   „ 0,912 3,27    „ 1,50   „   57,2   7 0,496   „ 0,870 3,12    „ 1,43   „   68,4   8 0,437   „ 0,817 2,93    „ 1,35   „   80,0   9 0,371   „ 0,753 2,70    „ 1,24   „   91,5 10 0,296   „ 0,671 2,41    „ 1,11   „ 103,0 11 0,210   „ 0,566 2,03    „   0,935 „ 114,0 12 0,116   „ 0,419 1,51    „   0,694 „ 126,0 13 0,0131 „   0,1145 0,411  „   0,189 „ 137,0

Tabelle 3.

Nr. \frakfamily{h}_s we' = ce sin α we(graph. best.)   1 0,265 H    1,335 √H 3,59 √H   2 0,270  „ 1,33    „ 3,12   „   3 0,286  „ 1,31    „ 2,63   „   4 0,309  „ 1,29    „ 2,16   „   5 0,344  „ 1,255  „ 1,87   „   6 0,390  „ 1,215  „ 1,33   „   7 0,445  „ 1,16    „ 1,17   „   8 0,511  „ 1,09    „ 1,33   „   9 0,583  „ 1,00    „ 1,81   „ 10 0,669  „ 0,895  „ 2,45   „ 11 0,765  „ 0,755  „ 3,20   „ 12 0,873  „ 0,561  „ 4,13   „ 13 0,985  „ 0,153  „ 5,62   „

Tabelle 4.

Nr. w_a=\frac{w'_e}{a} ca' = wa' sin γ ca(graph. best.) \frac{{c_a}^2}{2\,g}   1 2,55  √H   1,255 √H 2,55 √H 0,331 H   2 2,54    „ 1,25     „ 2,24    „ 0,256  „   3 2,51    „ 1,23     „ 1,92    „ 0,187  „   4 2,47    „ 1,215   „ 1,64    „ 0,137  „   5 2,40    „ 1,18     „ 1,39    „ 0,098  „   6 2,325  „ 1,145    „ 1,19    „ 0,072  „   7 2,22    „ 1,095    „ 1,10    „ 0,062  „   8 2,08    „ 1,025    „ 1,17    „ 0,070 „   9 1,91    „ 0,94      „ 1,42    „ 0,103  „ 10 1,71    „ 0,843    „ 1,78    „ 0,161  „ 11 1,48    „ 0,728    „ 2,24    „ 0,264  „ 12 1,07    „ 0,527    „ 2,86    „ 0,416  „ 13 0,293  „ 0,144    „ 3,83    „ 0,746  „

Tabelle 5.

Nr. \frac{{c_n}^2}{2\,g} (\varphi_1+\varphi_2)\,\frac{{c_e}^2}{2\,g} \varphi_3\,\frac{{w_a}^2}{2\,g} ΣV   1 0,565 H 0,079  H 0,027 H 1,002  H   2 0,408  „ 0,078   „ 0,026  „ 0,768   „   3 0,264  „ 0,076   „ 0,026  „ 0,553   „   4 0,154  „ 0,074   „ 0,025  „ 0,390   „   5 0,067  „ 0,0702 „ 0,023  „ 0,2582 „   6 0,015  „ 0,0654 „ 0,022  „ 0,1744 „   7 0,007  „ 0,0595 „ 0,020  „ 0,144   „   8 0,030  „ 0,0525 „ 0,018  „ 0,1705 „   9 0,115  „ 0,0445 „ 0,015  „ 0,277  „ 10 0,263  „ 0,0355 „ 0,012  „ 0,471  „ 11 0,492  „ 0,0260 „ 0,009  „ 0,791  „ 12 0,855  „ 0,0135 „ 0,005  „ 1,289  „ 13 0,608  „ 0,0016 „ 0,000  „ 2,355  „

Tabelle 6.

Nr. ηh Wirklich ver-brauchtesQ Am/kg Nh Md   1    0,0 1,65 √H       0 H3/2  =      0 m/kg     0,0 –   2 0,232 1,65    „   383  „     = 2230  „    29,6 1860   3 0,447 1,62    „   724  „     = 4210  „    56,1 1764   4 0,610 1,60    „   975  „     = 5680  „    76,0 1580   5 0,742 1,55    „ 1148  „     = 6690  „    89,5 1392   6 0,825 1,50    „ 1235  „     = 7200  „    96,1 1200   7 0,856 1,43    „ 1220  „     = 7110  „    94,9   985   8 0,830 1,35    „ 1120  „     = 6530  „    87,1   767   9 0,723 1,24    „   894  „     = 5200  „    69,5   543 10 0,529 1,11    „   588  „     = 3430  „    45,8   318 11 0,209      0,935  „   196  „     = 1140  „    16,0     95 12 – 0,289      0,694  „   201  „     = 1170  „ – 15,6 –  91 13 1,355      0,189  „   256  „     = 1490  „ – 19,9 – 104

Die Resultate der Rechnung sind veranschaulicht in den umstehenden Diagrammfig. 5 bis 8.

Auf Fig. 5 sind zunächst die errechneten hydraulischen Wirkungsgrade aufgetragen; die Kurve derselben zeigt die bekannte parabolische Form. Ganz ähnlich ist die Leistungskurve, nur etwas nach dem Nullpunkt verschoben, so dass das Maximum der Leistung nicht mit dem Minimum des Wirkungsgrades genau zusammenfällt.

Das bekannte Gesetz, dass die Turbine beim Leerlauf, d.h. einem hydraulischen Wirkungsgrad ηh = 0 doppelt so schnell läuft, als bei maximalem Wirkungsgrad, findet sich durch die Kurve fast genau bestätigt. Dem gegenüber zeigt die Kurve des Drehmomentes eine ausgesprochen geradlinige Form, deren kurze, scharfe Krümmung nahe dem Nullpunkt wohl nur auf die bei den kleinen Zahlenwerten auftretenden Ungenauigkeiten der Rechnung zurückzuführen ist, die aber im übrigen die Veränderung des Momentes in den Grenzen, in denen gewöhnlich die Umlaufszahl der Turbine im Betriebe sich bewegt, als umgekehrt proportional der Umlaufszahl anzunehmen gestattet.

In Fig. 7 ist die Konstruktion der verschiedenen Werte von we und cn bezw. wa und ca aus ve, ce und H bezw. va, wa und ∢ γ durchgeführt; man erkennt, wie sich die Richtungen von we und ca in weiten Grenzen ändern. In Fig. 8 sind die zugehörigen Kurven aufgezeichnet; ebenso die für \frakfamily{h}_8 und \frac{{c_e}^2}{2\,g}\cdot (1+\varphi_1+\varphi_2).

Auf Fig. 6 sind die einzelnen Werte von Q und ce als Ordinaten von ve aufgetragen; die sich ergebende Kurve für Q zeigt, welche Wassermenge bei einem einmal gegebenen Turbinenquerschnitt einer jeden Umlaufszahl notwendig zugehört. Diese Wassermenge vergrössert sich mit abnehmender Umlaufszahl immer weniger; gegenüber der normalen Umlaufszahl im ganzen nur noch um etwa 10 %. Vorausgesetzt ist dabei natürlich, dass der Oberlauf eine derartige Erhöhung des Wasserverbrauches zulässt, was wohl in den meisten Fällen, wenigstens für geringere Zeitdauer anzunehmen ist (nur in diesem Fall gilt die hier festgestellte Gesetzmässigkeit zwischen Wasserverbrauch, Umlaufszahl und ausgeübtem Drehmoment). Greift eine Regulierung nicht ein, so wird sich also die Turbine bei einem gewissen von ihr zu überwindenden Drehmoment selbstthätig auf eine ganz bestimmte Umlaufszahl einstellen; dabei verbraucht sie die dieser entsprechende Wassermenge und liefert auch eine bestimmte Leistung und einen bestimmten Wirkungsgrad.

Textabbildung Bd. 317, S. 6 Fig. 5. Radialturbine. Veränderl. v; H konst.

Textabbildung Bd. 317, S. 6 Fig. 6. Radialturbine. Veränderl. v; H konst.

Diese Thatsache ist von Wichtigkeit für Turbinenbremsungen, wie sie z.B. bei Abnahmeversuchen stattfinden. Dabei wird gewöhnlich für eine bestimmte, als normal bezeichnete Beaufschlagung und Umlaufszahl ein bestimmter Wirkungsgrad verlangt bezw. garantiert. Um diesen nun richtig zu ermitteln, müssen die Wassermessungen im Obergraben, falls sie nicht gleichzeitig mit den Bremsversuchen ausgeführt werden können, erfolgen, während die Turbine genau unter jenen Bedingungen läuft; nur dann, läuft in beiden Fällen auch die gleiche Wassermenge hindurch und wird sich bei gleicher Belastung der Bremse derselbe Wirkungsgrad ergeben. In dieser Weise muss auch für jede andere Umlaufszahl die Wassermenge genau ermittelt werden, um richtige Werte von Nh zu finden; dabei wäre zugleich festzustellen, ob nicht bei einer anderen, als der vorgesehenen normalen Umlaufszahl die Turbine einen besseren Wirkungsgrad zeigt oder eine grössere Leistung, d.h. ob sie nicht insofern schlecht konstruiert ist, als sie bei jener normalen Umlaufszahl einen Teil der vorhandenen Wassermenge zurückhält, was nicht immer ohne weiteres am Stand des Obergrabens zu erkennen wäre. Soll nun, wie das auch oft geschehen mag, eine bestimmte Leistung herausgebremst werden, so ist ebenfalls zu untersuchen, in welcher Beziehung diese zu dem Nutzeffekte steht. Nur im Zusammenhang der drei massgebenden Faktoren: Wirkungsgrad, Leistung und Umlaufszahl mit der verbrauchten Wassermenge, wie ihn die hier aufgestellten Kurven erkennen lassen, lässt sich die Turbine genau beurteilen; da aber obendrein genaue Wassermessungen an sich bereits in vielen Fällen erhebliche Schwierigkeiten verursachen, liegt es auf der Hand, dass derartige Turbinenbremsungen mit grosser Sorgfalt ausgeführt werden müssen, falls die Resultate Anspruch auf wissenschaftliche Zuverlässigkeit haben sollen.

Textabbildung Bd. 317, S. 6 Fig. 7. Radialturbine. Veränderl. v: H konst.

Von besonderer Wichtigkeit ist das hier besprochene Verhältnis zwischen Drehmoment, Umlaufszahl und Wassermenge auch für das Eingreifen selbstthätiger Regulierungen.

Wenn eine Turbine, die mit normaler Winkelgeschwindigkeit ω0 läuft, ent- oder belastet wird, so bedeutet das, dass das von ihr zu überwindende Lastmoment Md0 in einen Wert Md1 übergeht, der kleiner bezw. grösser ist als Md0, und nach unserem Diagramm einer ganz bestimmten Winkelgeschwindigkeit w1 entspricht, wobei w1≷ w0. Es sei z.B. durch plötzliche Entlastung

Md1 < Md0;

dann wird ein Moment (Md0 – Md1) = Mr frei, welches der Turbine eine Winkelbeschleunigung \varepsilon=\frac{M_r}{J} erteilt, wenn J das Trägheitsmoment der mit der Turbinenwelle verbundenen Schwungmassen ist. Diese Winkelbeschleunigung würde in t1 Sekunden der Turbine die dem Moment Md1 entsprechende Winkelgeschwindigkeit ω1 erteilen, und es bestimmt sich demnach t1 aus

\varepsilon\,t_1=(\omega_1-\omega_0) zu t_1=\frac{\omega_1-\omega_0}{\varepsilon}.

Textabbildung Bd. 317, S. 7 Fig. 8. Radialturbine. Veränderl. v; H konst.

Das Gesetz der Winkelgeschwindigkeiten ergibt die Fig. 9.

Der Regulierungsvorgang ist nun allgemein so zu denken, dass nach t2 Sekunden der Schwungkugelregulator ausschlägt; hat dabei die Turbine bereits eine Winkelgeschwindigkeit ω2 erreicht, so bedeute das einen Unempfindlichkeitsgrad des Regulators U_2=\frac{\omega_2-\omega_0}{\omega_0}, wobei t_2=\frac{\omega_2-\omega_0}{\varepsilon}=\frac{u_2\,\omega_0}{\varepsilon}.

Das von dem Regulator bethätigte mechanische oder hydraulische Relais wird erst nach weiteren t3 Sekunden den eigentlichen Reguliermechanismus der Turbine bethätigen, hat also selbst einen Unempfindlichkeitsgrad u_3=\frac{\oemga_3-\omega_2}{\omega_0}.

Der gesamte Reguliermechanismus besitzt also eine Unempfindlichkeit U_t=u_2+u_3=\frac{\omega_3-\omega_0}{\omega_0}, welche ihn nach t=\frac{\omega_3-\omega_0}{\varepsilon} Sekunden eingreifen lässt, während welcher die Turbine bereits eine Winkelgeschwindigkeit ω3 erreicht hat. Es ist also

U_t=\frac{\omega_3-\omega_0}{\omega_0}=\frac{t\cdot \varepsilon}{\omega_0}=\frac{t\,(M_{d_0}-M_{d_1})}{J}.

Textabbildung Bd. 317, S. 7 Fig. 9.

Wird für t wie gewöhnlich nach Erfahrungen über vorliegende Konstruktionen ein bestimmter Wert angenommen (z.B. 2 bis 4 Sekunden), so zeigt sich hier, wie der Unempfindlichkeitsgrad der gesamten Reguliervorrichtung abhängig ist einmal von den angenommenen äussersten Grenzen der Entlastung, andererseits von den an der Turbine hängenden Schwungmassen; durch Vergrösserung von J, d.h. der Schwungmassen, kann U verkleinert werden und umgekehrt. Näheres Eingehen auf diese Vorgänge würde eine genauere Erörterung einzelner Konstruktionen erfordern und daher hier zu weit führen, die Aufstellung der hier angegebenen Diagramme gestattet aber, um das nur hervorzuheben, von vornherein genauere rechnerische Grundlagen für die zu ermittelnde Regulierung aufzustellen.

(Fortsetzung folgt.)

Die für den heutigen Dampfkesselbau hauptsächlich massgebenden Gesichtspunkte lassen sich etwa in folgender Weise zusammenfassen:

1. Genügende Widerstandsfähigkeit der Konstruktion für hohe Dampfspannungen bei massigem Materialaufwande.

2. Erzeugung trockenen Dampfes bezw. Erzeugung von hinreichend hoch und gleichmässig überhitzten Dampfes.

3. Erzielung eines raschen Wasserumlaufes im Kessel zur Steigerung der Verdampfungsfähigkeit und zum Schütze der Heizfläche.

4. Gute Ausnutzung des Brennstoffes bei möglichster Verhinderung der Rauchbelästigung.

5. Geringe Raumbeanspruchung.

6. Leichte Reinigung des Kessels von Kesselstein, Russ und Flugasche.

7. Geringe Reparaturbedürftigkeit.

8. Angemessener Preis.

Die verschiedenen heute gebräuchlichen Kesselkonstruktionen berücksichtigen natürlich die einzelnen angeführten Gesichtspunkte in verschiedener Weise. Bei der Auswahl eines Kesselsystems für einen bestimmten Fall wird man daher stets darauf zu achten haben, dass die für den vorliegenden Fall wesentlichsten Gesichtspunkte bei der Konstruktion ausreichende Berücksichtigung finden, während im übrigen die Beurteilung mit einer gewissen Nachsicht erfolgen darf, da es naturgemäss unmöglich ist, ein Kessel-System zu schaffen, welches allen Anforderungen in gleich vollkommener Weise gerecht wird. Bei der Wahl des Kesselsystems kommt vor allen Dingen noch die Art und Beschaffenheit des Brennstoffes, die Beschaffenheit des Speisewassers, der mehr oder minder grosse Wechsel in der Dampfentnahme, die Häufigkeit und Schnelligkeit des Anheizens und die Art der Dampfverwendung in Betracht.

Textabbildung Bd. 317, S. 8 Einfacher Walzenkessel.

Textabbildung Bd. 317, S. 8 Fig. 3. Walzenkessel von Fitzner.

Nachstehend soll nun eine grössere Anzahl ausgeführter neuerer Kesselanlagen der verschiedensten Bauart behandelt werden. Infolge der liebenswürdigen Unterstützung zahlreicher erster Firmen der Dampfkesselbranche wird es möglich sein, die Besprechung durch Wiedergabe vollständiger, der Ausführung entsprechender Konstruktionszeichnungendzu unterstützen. Für die freundliche Ueberlassung des erbetenen Materials sei den geehrten Firmen an dieser Stelle der verbindlichste Dank ausgesprochen.

Bei der Anordnung des Stoffes ist folgende Einteilung gewählt worden:

I. Die Bauarten der Dampfkessel.

II. Die Dampfkesselfeuerungen.

III. Die Zubehörteile des Dampfkesselbetriebes.

Allerdings wird es nicht immer möglich sein, diese Einteilung streng innezuhalten, indem für den Ort der Besprechung einer zusammengesetzten Konstruktion immer nur eins der charakteristischen Merkmale massgebend sein kann.

I. Die Bauarten der Dampfkessel.

Wir folgen hierbei der im allgemeinen üblichen Einteilung in: Walzenkessel, Flammrohrkessel, einfache und kombinierte Feuerrohrkessel und Wasserrohrkessel.

In den ausgehenden Jahren des 19. Jahrhunderts zeigte die Eisenindustrie eine derartige Entwickelungszunahme (s. Tab. 1), wie sie noch keine Zeit vorher gesehen hat. Infolge dieser gewaltigen Zunahme der Erzeugung und des Verbrauches von Eisen ist es begreiflich, dass die gemachten Fortschritte sich vornehmlich in dem Sinne geltend machen mussten, diese Produktionszunahme erstlich überhaupt zu ermöglichen, sie dann möglichst rasch und billig zu erzielen und womöglich noch zu steigern. Wir werden sehen, dass vornehmlich die Einrichtungen, welche sich auf die Quantität der Produkte beziehen, eine weitgehende Ausgestaltung erfahren haben – waren doch die bestehenden Einrichtungen meist nur für geringere Produktion errichtet –, dass hingegen Verbesserungen bezüglich der Qualität der Produkte, wenn auch nicht ganz unterbrochen, so doch erst in zweite Linie zu setzen sind. Es ist ja begreiflich, dass sich in der Summe der Erscheinungen die Bedeutung der einzelnen Summanden wiederspiegeln muss.

Die Fortschritte des Eisenhüttenwesens dieser Zeit sind kurz charakterisiert durch die Worte: keine grundlegenden Neuerungen, wohl aber eine Ausgestaltung und Ausnutzung des Bekannten bis aufs äusserste.

Indem wir uns der Aufgabe unterziehen, die Resultate dieser Zeit zusammenzufassen, wollen wir dem Gange der Eisengewinnung folgen und uns zuerst dem Ausgangsprodukte der modernen Eisenerzeugung, dem Roheisen, zuwenden.

Tabelle 1.

Roheisenproduktion (1895 bis 1900) in 1000 t ausgedrückt.

Länder 1895 1896 1897 1898 1899 1900 EnglandDeutschlandFrankreichBelgienOesterreich-UngarnRusslandSpanienUebrige Länder    Europas*   7827  5465  2005    829  1128  1453    206    582   8798  6373  2334    959  1218  1622    246    517   8937  6881  2484  1035  1308  1882    282    561   8820  7313  2525    979  1427  2223    262    564   9454  8142  2567  1025    1500*  2707    296    530   9051  8422  2699  1018    1700*  2886    294    550 Zusammen 19415 22067 23370 24113 26221 26520 Vereinigte StaatenUebrige Länder der    Erde*   9597    375   8761    395   9807    450 11962    545 13839    550 14009    560 Zusammen 29387 31223 33627 36620 40610 41089

* Geschätzt.

I. Fortschritte in der Hochofenindustrie.

Die in der Erzeugung des Roheisens in den letzten Jahren gemachten Fortschritte sind fast ausschliesslich von dem Bestreben geleitet worden, die Gestehungskosten des Roheisens zu verringern oder.dsie doch wenigstens von den im steten Steigen begriffenen Arbeitslöhnen möglichst unabhängig zu machen. Roheisen ist ein Zwischenprodukt, dessen Qualität bei der steten Vervollkommnung der Raffinierprozesse, denen auch das beste Roheisen, um es technisch verwertbar zu machen, unterzogen werden muss, nicht mehr jene wichtige Rolle spielt wie ehemals, wo ein gutes Fertigprodukt bereits ein gutes Zwischenprodukt voraussetzte und aus einem minderguten Roheisen kein gutes Eisen herzustellen war. Der Schwerpunkt der Qualitätsfrage verschob sich immer weiter zum Stahlmanne, während dem Hochöfner mehr der Kostenpunkt ans Herz gelegt wurde. Um dieser Forderung gerecht zu werden, standen ihm zwei Mittel vornehmlich zu Gebote: Massenproduktion und rationellster Betrieb.

Das erste Mittel, durch Massenproduktion das Produkt zu verbilligen, brachte ihm die meisten in letzter Zeit zu lösenden Probleme. Die Bewältigung der gewaltigen Mengen der Urstoffe, aus denen das Roheisen erzeugt wird, mittels rationellster Bewegung, ohne Inanspruchnahme menschlicher Arbeitskräfte, lenkte in erster Linie die Aufmerksamkeit und Erfindungsgabe auf sich. Transport- und Verladekosten zu sparen, war oberste Bedingung und schuf gewaltige Organisationen mit umfassenden Mitteln. Wo es anging, wie zum Teil in Amerika, wurden auch die öffentlichen Verkehrswege von den Hüttenbesitzern abhängig gemacht. In den europäischen Ländern konnte man solches nicht erreichen, und die hohen Frachtsätze der öffentlichen Verkehrsanstalten werfen ihre vielmaligen Schatten in die Gestehungskostenberechnungen.

Neben diesem Streben nach Massenproduktion sehen wir das Augenmerk gerichtet auf die Wirtschaftlichkeit des Betriebes in der Roheisenerzeugung, das sich in Verbesserungen aller Art und in der ausgiebigsten Verwertung aller Nebenprodukte kundgibt.

Zusammengefasst gliedert sich unsere Besprechung nach den vorhin aufgestellten Gesichtspunkten in folgendes Programm:

1. Das Streben nach Massenproduktion äussert sich in Fortschritte. bezüglich der Transportmittel, Erz- und Kohlenverladung, Gichtförderung, Giessmaschinen.

2. Das Streben nach Wirtschaftlichkeit des Betriebes ruft Fortschritte hervor bei Detailkonstruktionen mannigfachster Art, bei Verbesserung der Maschinen und bei der ausgedehntesten Verwertung der Nebenprodukte, insbesondere der Verwendung der Gichtgase zum Betriebe von Gaskraftmaschinen.

Wir wenden uns nun diesen einzelnen Abschnitten zu und besprechen

I.

Der Kran besteht in Fig. 1 aus zwei Balken CE und CA, welche bei C gelenkartig miteinander verbunden sind, ersterer ist in E eingeklemmt und bildet in C mit letzterem einen rechten Winkel. Zu dem Zwecke sind sie durch den Stab DB gelenkartig miteinander verbunden. Der Kran soll im Punkte A mit P belastet sein und wir stellen uns zur Aufgabe, die hierdurch hervorgebrachte Senkung des Punktes A zu ermitteln. – Der Balken AC soll überall denselben Querschnitt F, dasselbe Trägheitsmoment J und denselben Elastizitätsmodul E, und der Balken CE überall denselben Querschnitt F1, dasselbe Trägheitsmoment J1 und denselben Elastizitätsmodul E1 haben.

Textabbildung Bd. 317, S. 15 Fig. 1.

Vom Stabe DB ist nur notwendig, wie wir uns überzeugen werden, den überall gleichen Querschnitt E5 und Elastizitätsmodul E5 zu wissen, weil das Trägheitsmoment ohne Bedeutung ist. Die Punkte A, B, C und D sollen Schwerpunkte der Querschnitte, worauf sie sich befinden, sein. Wir setzen noch AB = l1, BC = l2, A C = l1 + l2 = l, CD = l3, DE = l4 und BD = l5. Den Winkel CBD bezeichnen wir endlich noch mit α.

Der Kran sei nur im Punkte c1 des Balkenteiles BA von CA elastisch. Infolge der Belastung wird sich das Stück c1 A um c1 drehen, und bezeichnet man mit M1 das Biegungsmoment in c1 so wird die momentane Arbeit M1 . dγ1 geleistet, wenn dγ1 dar unendlich kleine Drehwinkel um c1 ist. Von P wird, wenn wir noch c1 A = x1 setzen, die momentane Arbeit P . x1 . dγ1 vollbracht und es muss sein:

P . x1 . dγ1 = M1 . dγ1.

Es ist jedoch:

M_1=E\cdot J\cdot \frac{d\,\y_1}{d\,x_1}

wenn dx1 das Element der Strecke BA bedeutet. Aus den beiden Gleichungen ergibt sich:

E . J . dγ1= P . x1 . dx1.

Hierbei legt A den unendlich kleinen Weg dσ1 = x1 . dγ1 zurück. Es ergibt sich daher auch:

E . J . dσ1= P . x1 . xl . dx1.

Solch eine Gleichung können wir für alle Punkte zwischen A und B bilden und sämtliche so entstehenden dσ1 addieren. Nennen wir σ1 die Summe, so ist:

E\cdot J\cdot \sigma_1=P\cdot \int_0^{l_1}\,{l_1}^2\,d\,x_1

und hieraus entsteht:

\sigma_1=\frac{P\cdot {l_1}^3}{3\,E\cdot J} . . . . . . 1)

Weiter sei der Kran nur im Punkte c2 des Balkenteiles CB elastisch. Der Teil zwischen C und c2 ist um C drehbar, während der Rest, welcher mit dem Teile BA in fester Verbindung steht, um B drehbar ist. Nennen wir den unendlich kleinen Drehwinkel um B dβ und die unendlich kleine Drehung, welche die Teile Cc2 und Bc2 gegeneinander machen, dγ2, so gilt bekanntlich folgende Beziehung:

c 2 C . dγ 2 =CB . dβ.

Setzen wir Cc2 = x2, so ergibt sich hieraus:

x2 . dγ2 = l2 . dβ . . . . . . 2)

Die Kraft P leistet dabei die unendlich kleine Arbeit P . l1 . dβ. Nennen wir M2 das Biegungsmoment in c2, so ist die davon geleistete Arbeit gleich M2 . dγ2. Es muss nun sein:

M2 . dγ2 = P . l1 . dβ,

wobei M_2=E\,J\,\cdot\,\frac{d\,y_2}{d\,x_2} ist, wenn dx2 das Element der Strecke l2 ist. Daher entsteht auch:

E\,J\,\cdot\,\frac{d\,{y_2}^2}{d\,x_2}=P\,\cdot\,l_1\,\cdot\,d\,\beta

und mit Rücksicht auf die Gleichung 2)

E\,\cdot\,J\,\cdot\,\frac{{l_2}^2}{{x_2}^2\,d\,x_2}\,\cdot\,d\,\beta=P\,\cdot\,l_1.

Nennen wir dσ2 den unendlich kleinen von P dabei zurückgelegten Weg, so ist dσ2 = l1 . dβ. Also erhalten wir aus den beiden letzten Gleichungen:

E\,\cdot\,J\,\cdot\,d\,\sigma_2=P\,\cdot\,\frac{{l_1}^2}{{l_2}^2}\,\cdot\,{x_2}^2\,\cdot\,d\,x_2.

Diese Formel können wir für alle Punkte zwischen B und C bilden und alle so entstandenen dσ2 addieren. Setzen wir die Summe gleich σ2, so ist:

E\,\cdot\,J\,\cdot\,\sigma_2=P\,\cdot\,\frac{{l_1}^2}{{l_2}^2}\,\cdot\,\int_0^{l_2}\,{x_2}^2\,\cdot\,d\,x_2

woraus folgt:

\sigma_2=\frac{P\,\cdot\,{l_1}^2\,\cdot\,l_2}{3\,\cdot\,E\,\cdot\,J} . . . . . . 3)

Aber auch σ1 und σ2 können wir addieren, weil sie beide Wege von oben nach unten bedeuten. Nennen wir σ0 die Summe, so ist:

\sigma_0=\frac{P\,{l_1}^2}{3\,E\,\cdot\,J}\,(l_1+l_2),

worin l1 +12 = l ist. Also entsteht:

\sigma_0=\frac{P\,\cdot\,{l_1}^2\,\cdot\,l}{3\,\cdot\,E\,\cdot\,J} . . . . . . 4)

Dieser Ausdruck bedeutet die Senkung des Punktes A, wenn einzig und allein der Balken A C elastisch ist.

Nunmehr möge der Kran nur im Punkte c3 des Teiles CD elastisch sein. Es liegt dann c3 D fest, \overline{C\,c_3} dreht sich um c3, \overline{D\,B} um D, während der Balken \overline{C\,A} auch um D drehbar ist. Nennen wir dδ den unendlich kleinen Drehwinkel des Balkens \overline{C\,A} um D, so bewegt sich A senkrecht zu \overline{D\,A} und legt dabei den Weg \overline{D\,A}\,\cdot\,d\,\delta zurück. Von diesem Wege ist, wie man sich leicht ableiten kann, l . dδ die Senkung des Punktes A. Wir nennen sie dσ3 und haben zunächst die Gleichung:

d σ3 = l · d δ . . . . . . 5)

Die von P geleistete Arbeit ist P . 1 . dδ. Nennen wir M3 das Biegungsmoment in c3, so ist die davon geleistete Arbeit M3 . dγ3, wenn dγ3 der unendlich kleine Winkel ist, mit dem sich der Teil c3 C um c3 dreht. Es muss nun sein:

M3 . dγ3 = P . l . dδ.

Wenn x3 der Abstand des Punktes c3 von C ist, so ist nach der kinematischen Geometrie:

l3 . dδ = x3 . dγ3 . . . . . 6)

Also entsteht:

M3 . l3 = P . l . x3.

Da jedoch, wenn dx3 das Element der Strecke CD bedeutet,

M_3=E_1\,\cdot\,J_1\,\cdot\,\frac{d\,y_3}{d\,x^3}

ist, so hat man weiter:

E_1\,\cdot\,J_1\,\cdot\,d\,y_3=\frac{P\,\cdot\,l}{l_3}\,\cdot\,x_3\,\cdot\,d\,x_3.

Aus den Gleichungen 5) und 6) ist zunächst:

d\,\sigma_3=l\,\cdot\,\frac{x_3}{l_3}\,\cdot\,d\,\gamma_3.

Also folgt aus den beiden letzten Gleichungen:

E_1\,\cdot\,J_1\,\cdot\,d\,\sigma_3=\frac{P\,\cdot\,l^2}{{l_3}^2}\,\cdot\,{x_3}^2\,d\,x^3.

Diese Gleichung kann man für alle Punkte zwischen und D bilden, ferner kann man alle so entstandenen dσ3 addieren, weil sie sämtlich die Richtung von oben nach unten haben. Setzen wir σ3 die Summe, so ist:

E_1\,\cdot\,J_1\,\cdot\,\sigma_3=\frac{P\,\cdot\,l^2}{{l_3}^2}\,\int_0^{l_3}\,{x_3}^2\,\cdot\,d\,x_3,

woraus folgt:

\sigma_3=\frac{P\,l^2\,\cdot\,l_3}{3\,\cdot\,E_1\,\cdot\,J_1} . . . . . . 7)

Jetzt soll der Kran nur im Punkte c4 zwischen D und E elastisch sein; der Teil c4 E liegt fest, während der übrige Teil desselben um c4 drehbar ist. Nennen wir dγ4 den unendlich kleinen Drehwinkel um c4, so legt dabei der Punkt A den Weg c4 A . dγ4 zurück. Hiervon gibt die Komponente l . dγ4 die Senkung des Punktes A an. Nennen wir sie dσ4, so haben wir die Gleichung:

dσ4= l . dγ4. . . . . . 8)

Die von P geleistete Arbeit ist P . l . dγ4. Ist noch M4 das Biegungsmoment in c4, so wird davon die Arbeit M4 . dγ4 vollbracht; da M_4=E_1\,\cdot\,J_1\,\frac{d\,\gamma_4}{d\,x_4} ist, wenn dx4 das Element der Strecke DE bedeutet, so hat man:

P\,\cdot\,l\,\cdot\,d\,\gamma_4=E_1\,\cdot\,J_1\,\cdot\,\frac{d\,\gamma_4}{d\,x_4}\,\cdot\,d\,\gamma_4

oder auch:

P\,\cdot\,l=E_1\,\cdot\,J_1\,\frac{d\,\gamma_4}{d\,x_4}.

Mit Rücksicht auf die Gleichung 8) entsteht hieraus:

E1 . J1 . dσ4 = Pl2 . dx4.

Diese Gleichung kann man für alle Punkte zwischen D und E bilden. Addieren wir sämtliche so entstandene dσ4 was geschehen darf, weil sie alle die Richtung von oben nach unten haben, so ergibt sich

E_1\,J_1\,\cdot\,\sigma_4=P\,\cdot\,l^2\,\cdot\,\int_0^{l_4}\,d\,x_4,

also entsteht:

\sigma_4=\frac{P\,\cdot\,l^2\,\cdot\,l_4}{E_1\,\cdot\,J_1} . . . . . . 9)

Endlich sei auch der Stab BD im Punkte c5 allein elastisch. Wir haben es dann mit einer viercylindrigen zwangläufigen Cylinderkette zu thun, welche CD als festliegendes Glied, CB und Dc5 als um C bezw. D sich drehende Glieder und Bc5 zur Kuppel hat. Man findet, falls c5 genau auf der Verbindungslinie DB liegt, dass, wenn sich die Teile c5 D und c5 B um einen unendlich kleinen Winkel dγ5 verdrehen, die Punkte C, B und D fest liegen bleiben, d.h. es entsteht keine Senkung des Punktes A, daher ist die Kenntnis des Trägheitsmoments vom Querschnitt dieses Stabes belanglos und deshalb ist es auch nicht mitgeteilt worden. Anders würden sich die Verhältnisse gestalten, wenn der Schwerpunkt c5 des betreffenden Querschnitts auf der Geraden BD nicht liegen würde.

Wir können nun σ0, σ3 und σ4 addieren. Bezeichnen wir mit σ die Summe, so ergibt sich schliesslich aus den Gleichungen 4), 7) und 9):

\sigma=P\,\cdot\,l\,\cdot\,\left[\frac{{l_1}^2}{3\,\cdot\,E\,\cdot\,J}+\frac{l}{E_1\,\cdot\,J_1}\,\cdot\,\left(\frac{l_3}{3}+l_4\right)\right] . . . 10

Anmerkung. Müller-Breslau untersucht den gleichen Kran in dem Buche: Die neueren Methoden der Festigkeitslehre und der Statik der Baukonstruktionen, S. 135 und 136. Er kommt aber dabei nicht zu gleichen Ergebnissen, wie wir sie gefunden haben. Es liegen aber seinerseits Versehen vor; denn für \overline{M}=1\,\cdot\,\frac{x_3}{l_3}\,\cdot\,l ist \int_0^{l_3}\,\frac{\overline{M}^2\,\cdot\,d\,x_3}{E_1\,\cdot\,J_1}=\frac{l^2\,\cdot\,l_3}{3\,E_1\,J_1} und nicht \frac{l\,\cdot\,{l_3}^2}{3\,E_1\,\cdot\,J_1}, und ferner für \overline{M}=\frac{x_2}{l_2} ist \int_0^{l_2}\,\frac{\overline{M}\,d\,x_2}{E\,\cdot\,J}=\frac{{l_1}^2\,\cdot\,l_2}{3\,\cdot\,E\,\cdot\,J} und nicht \frac{l_1,{l_2}^2}{3\,\cdot\,E\,\cdot\,J}, wie S. 136 angegeben worden ist. Verbessert man das Versehen, so kommt man genau zu der eben gefundenen Formel 10).

II.

Man bilde in Fig. 1 den Schnittpunkt O von P mit DB und zerlege P in die Seitenkräfte, von denen die eine in DB wirkt und die andere nach dem Gelenke C hingeht, also OC zur Kraftlinie hat. Ist r der Abstand des Punktes C von BD, so ist erstere Seitenkraft P\,\frac{l}{r}. Die andere Seitenkraft zerlege man im Punkte C in zwei Seitenkräfte, von denen die eine U in der Linie DC und die andere V in der Linie CA wirkt. Es ergibt sich dann:

U=P\,\cdot\,\frac{l_1}{l_2} . . . . . 11)

und

V=P\,\cdot\,\frac{l}{r}\,\cdot\,cos\,\alpha . . . . . 12)

Die Kraft U bringt eine Vergrösserung des Stabes DC hervor. Dieselbe ist nach dem Hooke'schen Gesetze:

\overline{C\,C_1}=\frac{U\,\cdot\,l_3}{F_1\,\cdot\,E_1}=\frac{P\,\cdot\,l_1\,\cdot\,l_3}{l_2\,\cdot\,F_1\,\cdot\,E_1} . . . . . 13)

Man schlage um D mit DB und um C1, mit CB Kreise, welche sich in Fig. 2 im Punkte B1 treffen, verlängere C1 B1 um BA = l1 bis A1, so ist A1 die Lage, wohin A gelangt sein muss, wenn nur die Längenveränderung des Stabes CD geschieht. Der Abstand des Punktes A1 von A, nämlich \overline{A\,A'}, ist dann die hierdurch hervorgebrachte Senkung des Punktes A, welche wir nunmehr bestimmen wollen. Bedenkt man, dass \overline{D\,B}=\overline{D\,B_1}=l_5, \overline{C\,B}=\overline{C_1\,B_1}=l_2 ist, und nennt φ den Winkel CC1 B1, so ist nach dem Cosinussatze im Dreieck DC1 B1:

l32 = (l3 + C C1)2 + l22 – 2 l2 (l3 + C C1) cos ϕ.

Textabbildung Bd. 317, S. 17 Fig. 2.

Da aber l52 = l32 + l22, so entsteht hieraus

2\,l_2\,\cdot\,(l_3+\overline{C\,C_1})\,cos\,\varphi=(2\,l_3\,\cdot\,\overline{C\,C_1}+\overline{C\,C_1^2}),

d.h.

cos\,\varphi=\frac{\overline{C\,C_1}\,(2\,l_3+\overline{C\,C_1})}{2\,l_2\,\cdot\,(l_3+\overline{C\,C_1})}

Nun ist \frac{\overline{C\,C_1}}{cos\,\varphi}=C_1\,K. wenn K der Schnittpunkt von A1 C1 und AC ist. Also ist

\overline{K\,A_1}=(l_1+l_2)-\overline{C_1\,K}=l_1+l_2-\frac{2\,l_2\,(l_3+\overline{C\,C_1})}{2\,l_3+C\,C_1}

oder auch:

\overline{K\,A_1}=l_1-\frac{l_2\,\cdot\,\overline{C\,C_1}}{2\,l_3+\overline{C\,C_1}}.

Weil \overline{C\,C_1} nach der Formel 13) sehr klein ist, so dürfen wir \overline{K\,A_1}=l_1 setzen, d.h. K und B fallen zusammen. Dieses Ergebnis liess sich mittels kinematischer Geometrie einfacher finden.

Es ist nun:

\frac{\overline{A_1\,A'}}{\overline{C\,C_1}}=\frac{\overline{K\,A_1}}{\overline{K\,\cdot\,C_1}}=\frac{l_1}{l_2}, also \overline{A_1\,A'}=\overline{C\,C_1}\,\cdot\,\frac{l_1}{l_2}

Mit Rücksicht auf die Gleichung 13) ergibt sich hieraus:

\overline{A_1\,A'}=P\,\cdot\,\frac{{l_1}^2}{{l_2}^2}\,\cdot\,\frac{l_3}{E_1\,\cdot\,F_1} . . . 14)

Die Kraft V muss man sich im Punkte B angebracht denken und sie bewirkt eine Verlängerung der Strecke \overline{C\,B} um \overline{B\,B_2} in Fig. 3. Nach dem Hooke'schen Gesetze ist nun:

\overline{B\,B_2}=\frac{V\,\cdot\,l_2}{F\,\cdot\,E}

und mit Rücksicht auf die Gleichung 12) entsteht hieraus:

\overline{B\,B_2}=P\,\cdot\,\frac{l}{r}\,cos\,\alpha\,\cdot\,\frac{l_2}{F\,\cdot\,E} . . . 15)

Ist nur der Stab \overline{C\,B} in Fig. 3 der Längenveränderung unterworfen, so gelangt B nach B'; hierin ist B' der Schnittpunkt der Kreisbögen, welche mit den Radien DB und CB2 bezw. um D und C als Mittelpunkte beschrieben werden. Man ziehe CB' und verlängere diese Strecke um l1 bis A'. Es ist dann A' die hierdurch bewirkte neue Lage des Punktes A. Der Abstand A'A1 von CA ist dann die verlangte Senkung des Punktes A. Wir setzen den Winkel ACA' gleich φ, so ist nach dem Cosinussatz:

\overline{D\,B'^2}=\overline{D\,C^2}+\overline{C\,B'^2}-2\,\overline{D\,C}\,\cdot\,\overline{C\,B'}\,cos\,(R-\varphi,

d.h.

{l_5}^2={l_3}^2+({l_2}^2+\overline{B\,B_2})^2-2\,l_3\,(l_2+\overline{B\,B_2})\,sin\,\varphi.

Textabbildung Bd. 317, S. 17 Fig. 3.

Es ist jedoch l52 = l32 + l22, also entsteht:

2 l3(l2 + BB2) sin φ = (2 l2 + BB2) . BB2

oder auch:

sin\,\varphi=\frac{2\,l_2+B\,B_2}{2\,(l_2+B\,B_2)}\,\cdot\,\frac{B\,B_2}{l_3}.

Da auch:

sin\,\varphi=\frac{\overline{A_1\,A'}}{\overline{C\,A'}}=\frac{\overline{A_1\,A'}}{l}

ist, so hat man:

\overline{A_1\,A'}=l\,\cdot\,\frac{2\,l_2+\overline{B\,B_2}}{2\,(l_2+\overline{B\,B_2})}\,\cdot\,\frac{\overline{B\,B_2}}{l_3},

worin \overline{B\,B_2} gegen 2l 2 und l2 zu vernachlässigen ist. Mit Rücksicht auf die Gleichung 15) erhält man jetzt:

\overline{A_1\,A'}=l\,\cdot\,P\,\cdot\,\frac{l}{r}\,\frac{cos\,\alpha}{l_3}\,\cdot\,\frac{l_2}{F\,E}.

Da jedoch

l_3=\frac{r}{cos\,\alpha}

ist, so entsteht:

\overline{A_1\,A'}=P\,\cdot\,\frac{l^2}{r^2}\,cos^2\,\alpha\,\cdot\,\frac{l_2}{E\,\cdot\,F} . . . 16)

Jetzt soll nur der Stab \overline{B\,D} der Längenveränderung unterworfen sein. Dieselbe wird von der Kraft P\,\cdot\,\frac{l}{r} veranlasst und bringt eine Verkürzung des Stabes hervor, die nach dem Hooke'schen Gesetze

B\,B'=P\,\cdot\,\frac{l}{r}\,\cdot\,\frac{l_5}{E_5\,\cdot\,F_5} . . . . 17)

in Fig. 4 ist. Man schlage um D mit \overline{D\,B'} und um C mit \overline{C\,B} Kreisbögen, welche sich in B1 treffen. Zieht man nun \overline{C\,B_1} und verlängert diese Gerade bis A', so dass \overline{B_1\,A'}=l_1 ist, so erhält man in A' die Lage, wohin A gekommen ist, wenn der Stab \overline{D\,B} allein der Längenveränderung unterworfen ist. Der Abstand des Punktes A' von \overline{C\,A}, nämlich \overline{A'\,A_1}, ist dann die verlangte Senkung, die wir ermitteln wollen.

Textabbildung Bd. 317, S. 17 Fig. 4.

Nach dem Cosinussatz ist:

\overline{D\,{B_1}^2}=\overline{C\,D^2}+C\,{B_1}^2-2\,\overline{C\,D}\,\cdot\,\overline{C\,B_1}\,\cdot\,cos\,(R-\varphi).

Darin ist \overline{D\,B_1}=(l_5-\overline{B\,B'}), und weil l32 = l32 + l22 ist, so entsteht:

{l_5}^2-2\,\l_5\,\overline{B\,B'}+\overline{B\,B'^2}={l_3}^2+{l_2}^2-2\,l_3\,l_2\,sin\,\varphi,

d.h.

2\,l_3\,l_2\,sin\,\varphi=\overline{B\,B'}\,(2\,l_5-\overline{B\,B'}),

also

sin\,\varphi=\overline{B\,B'}\,\cdot\,\frac{2\,l_5-\overline{B\,B'}}{2\,l_3\,\cdot\,l_2}.

Da jedoch sin\,\varphi=\frac{\overline{A'\,A_1}}{l} ist, so hat man:

\overline{A'\,A_1}=l\,\cdot\,\overline{B\,B'}\,\cdot\,\frac{2\l_3-\overline{B\,B'}}{2\,l_3\,\cdot\,l_2}.

Hierin ist \frac{l_2\,\cdot\,l_3}{l_5}=r gegen 2l3 zu vernachlässigen. Mittels der Gleichung 17) entsteht daher:

\overline{A_1\,A'}=l\,\cdot\,P\,\cdot\,\frac{l}{r}\,\cdot\,\frac{l_5}{E_5\,\cdot\,F_5}\,\cdot\,\frac{l_5}{l_3\,l_2}.

Hierin ist \frac{l_2\,\cdot\,l_3}{l_5}=r, also haben wir endlich:

\overline{A_1\,A'}=P\,\cdot\,\frac{l^2}{r^2}\,\cdot\,\frac{l_5}{E_5\,\cdot\,F_5} . . . . 18)

Auf den Balkenteil \overline{D\,E} wirkt nur die Längskraft P und bringt nach dem Hooke'schen Gesetze die Verkürzung

\frac{P\,\cdot\,l_4}{E_1\,\cdot\,F_1}

hervor. Genau so gross ist die Senkung λ des Punktes A. Wir erhalten daher:

\lambda=\frac{P\,\cdot\,l_1}{E_1\,\cdot\,F_1} . . . . . . 19)

––––––––––

Anmerkung. Von den in diesem Abschnitte entwickelten Formeln stimmt die Gleichung 14) nicht mit der entsprechenden von Müller-Breslau überein. Es kommt dies daher, dass nach Müller-Breslau im Punkte C die Last P\,\cdot\,\frac{l}{r} statt P\,\cdot\,\frac{l_1}{l_2} wirken müsste. Die Ermittelung der Senkung wäre aber auch dann nicht richtig.

Alle in diesem Abschnitte gefundenen Formeln kann man auch mittels der Arbeitsgleichung bestimmen. Addiert man nun die Gleichungen 14), 16), 18) und 19), so erhält man die Senkung σ', welch! der Punkt A infolge der Längen Veränderung sämtlicher Stäbe erfährt. Es ist daher:

\sigma'=P\,\cdot\,\left[\frac{{l_1}^2}{{l_2}^2}\,\cdot\,\frac{l_3}{E_1\,\cdot\,F_1}+\frac{l^2}{r^2}\,cos^2\,\alpha\,\cdot\,\frac{l_2}{E\,F}+\frac{l^2}{r^2}\,\cdot\,\frac{l_5}{E_5\,F_5}+\frac{l_4}{E_1\,F_1}\right]

oder auch:

\left{{\sigma'=P}\atop{\left[\frac{1}{E_1\,\cdot\,F_1}\,\cdot\,\left(\frac{{l_1}^2}{{l_2}^2}\,\cdot\,l_3+l_4\right)+\frac{l^2}{r^2}\,\left(\frac{l_2}{E\,\cdot\,F}\,cos^2\,\alpha+\frac{l_3}{E_3\,F_3}\right)\right]}}\right\}20)

Die Gesamtsenkung des Punktes A ergibt sich schliesslich durch Addition der Gleichungen 10) und 20). Sie ist:

\left{{\delta=P\,\left[\left\{\frac{{l_1}^2}{2\,\cdot\,E\,\cdot\,J}+\frac{l}{E_1\,\cdot\,J_1}\,\left(\frac{l_3}{3}+l_4\right)\right\}\right}\atop{\left+\frac{1}{E_1\,\cdot\,F_1}\,\left(\frac{{l_1}^2}{{l_2}^2}\,\cdot\,l_3+l_4\right)+\left(\frac{l}{r}\right)^2\,\left(\frac{l_2}{E\,\cdot\,F}\,cos^2\,\alpha+\frac{l_3}{E_3\,F_3}\right)\right]}}\right\}

In der Formel für δ in dem Buche von Müller-Breslau auf S. 136 muss es cos2 α statt cos3 α heissen.

Pressen von Profilstäben aus Metallen u.s.w.

Es ist schon früher an dieser Stelle (1898 310 170) das Pressen von Stäben beliebigen Querschnittes aus warmen Metallen beschrieben worden, welches auf dem bekannten Prinzip beruht, dass auf einen in einem Cylinder C befindlichen warmen Metallblock B einerseits ein Pressstempel P wirkt, welcher den Block durch eine am anderen Ende des Cylinders C befindliche Matrize M drückt, wodurch die gewünschten Profilstangen in der Pfeilrichtung herausgepresst werden (Fig. 1).

Textabbildung Bd. 317, S. 18 Fig. 1.

Bei dieser Arbeitsweise hat es sich gezeigt, dass durch das rasche Erkalten des Metallblocks während der Arbeitsperiode der Pressdruck immer mehr gesteigert werden muss, um den Block ohne gar zu grossen Abfall verarbeiten zu können. Es sind also aussergewöhnlich hohe Drücke bezw. Arbeitsaufwände nötig, welche häufig zu Bruch der Konstruktionsteile, Betriebsstörungen und kostspieligen Reparaturen führen. Auch ist der nach diesem Verfahren hergestellte Stab in seiner Struktur, Festigkeit und auch in seinem Querschnitt verschieden, da er bei der Formgebung in der Matrize gegen das Ende immer kälter wird.

Nach Fig. 2 erkaltet ein warmer Block in einem Cylinder zuerst an seinen Enden, also bei a und g, dann bei b und f u.s.w., und der Kern d bleibt am längsten warm.

Auf dieser Erkenntnis beruht eine neue Strangpresse von W. Baisch, Stolberg, Rheinland, da dieselbe den Block von beiden Seiten nach innen verarbeitet, also die kälteren Teile zuerst herauspresst und zuletzt erst den warmen Kern d. Zu diesem Zweck dienen die Pressstempel P auch als Matritzen, welche gleichzeitig von beiden Seiten auf den Block einwirken. Es kann auch eine der beiden Matrizen am Ende des Cylinders feststehen und nur die andere bewegt werden; der neue technische Effekt, dass das Pressgut nach beiden Seiten hinausgepresst wird, wird doch erzielt.

Entgegen den alten Verfahren kann man die Blöcke grösser nehmen, die Zeit einer Pressperiode und ebenso den Abfall (Restblock) verringern, also die Produktion bei denselben Unkosten ganz erheblich steigern.

Textabbildung Bd. 317, S. 18

Man ist aber auch einen Schritt weiter gegangen, nämlich Profilstangen aus den zäheren, weniger knetbaren Metallen und deren Legierungen herstellen zu können, was bis jetzt nur versuchsweise gelang.

Die Elektrizität in der Landwirtschaft.

Noch vor einigen Jahren zweifelte man daran, dass es möglich wäre, in kleinen Städten und grösseren Dörfern Zentralen für elektrische Beleuchtung und Kraftübertragung einzurichten.

Betrachtet man jedoch die Unzahl kleinerer Zentralen, die sozusagen wie Pilze aus der Erde schössen, so ist wohl nur in wenigen Fällen eine Unrentabilität nachzuweisen.

Untersucht man aber die Art und Weise, wie solche kleine Zentralen lebensfähig geworden sind, so findet man bald heraus, dass dies eigentlich nur der Verwendung des Elektromotors in der Landwirtschaft zu danken ist. Auch die Zunahme an kleineren Zentralen ist ganz auffallend; man braucht, um dies festzustellen, nur die vierteljährlichen und halbjährlichen Berichte der Elektrizitätsfirmen zu lesen, um schon hieraus den Schluss ziehen zu können, dass eine Wirtschaftlichkeit unbedingt garantiert ist, sonst würde der Bau derartiger Anlagen bald nicht mehr so ein ausgiebiges Thätigkeitsfeld für die Elektrotechnik sein.

Es wird deshalb wohl bald so weit kommen, dass eine Meine Stadt ohne elektrische Zentrale nicht allein zu den Seltenheiten gehören wird, sondern einfach nicht mehr denkbar ist.

Betrachtet man die Verhältnisse auf dem Lande etwas näher, so wird es bald begreiflich sein, dass diejenigen Gegenden am meisten mit elektrischen Zentralen versehen werden, in welchen viele Dörfer und kleinere Städte liegen, und also gewissermassen dichter bevölkert sind.

Denn nicht allein die Deckung des Kraftkonsums kann die Rentabilität einer Zentrale garantieren, sondern es kommen hierzu noch verschiedene andere Gesichtspunkte.

Vor allen Dingen muss das nötige Wasserquantum leicht erreichbar und entnehmbar sein.

Dann kommen die Transportverhältnisse der Kohle in Betracht und schliesslich die Anzahl der Lichtkonsumenten.

Die letzteren bilden den eigentlichen integrierenden Teil der Lebensfähigkeit und vorab der Wirtschaftlichkeit der Zentrale.

Im allgemeinen ist der Landmann ja kein Individuum, welches sich leicht von dem Althergebrachten lossagt, so dass man bei Vornahme der Vorarbeiten wohl gut thut, diesen die Bedeutung der heutigen Elektrotechnik durch Versuche, am besten an eigenen Maschinen, zu erklären.

Einen grossen Vorteil der elektrischen Kraftübertragung erhielt die Landwirtschaft, indem man dazu überging, die Arbeitsmaschinen mittels Elektromotor anzutreiben, denn keine Maschine arbeitet reinlicher, sparsamer, billiger und vorab mit einem höheren Nutzeffekt als gerade der Elektromotor. Betrachtet man nun den früheren Betrieb einer Dreschmaschine durch eine Lokomobile und vergleicht hiermit den Antrieb mittels Elektromotors, so ergibt sich, dass letzterer um etwa 40 % billiger arbeitet und ausserdem keines besonderen Maschinisten bedarf, da es jedem leicht möglich gemacht ist, die Bedienung selbst vorzunehmen. Eine Bewegung eines Handrades oder Hebels genügt, um den Motor an- oder abzustellen.

Die grosse Betriebssicherheit sowie Reinlichkeit des Elektromotors erlauben seine Anwendung in der Milchwirtschaft, und verwendet man meistens vollständig verkapselte Maschinen.

Die Göpelwerke zum Betriebe der Häckselmaschinen, Kuchenbrecher, Klapper, Wasserpumpen, Schrotmühlen, Zentrifugen u.s.w. werden neuerdings mit Erfolg durch Elektromotoren angetrieben.

Am vorteilhaftesten gestaltet sich natürlich die Anlage einer Zentrale auf dem Lande, wenn dieselbe in irgend einer Fabrik eingebaut wird. Solche Fabriken, wie Brennereien, Stärkefabriken u.s.w., gibt es ja viele auf dem Lande. Auch die Rittergüter mit einem grösseren Konsum sind zur Einbauung einer Zentrale geeignet, da ihr Kraft- und Lichtverbrauch ja ein ziemlich konstanter ist.

Die Strassenbeleuchtung der Dörfer geschieht meistens mittels Glühlampen von 16 bis 25 Normalkerzen, und werden vielfach noch ausserdem Nachtlampen vorgesehen.

Letztere werden auf eine Akkumulatorenbatterie geschaltet, so dass der Betrieb der Dynamo nachts eingestellt werden kann.

Zum Antriebe der Dynamo verwendet man vielfach Petroleummotoren; es sind jedoch Dampfmaschinen, falls eine gute Wasserquelle vorhanden ist, vorzuziehen.

Im allgemeinen hat sich der Nutzen der Landzentralen erwiesen, und wird wohl in einigen Jahren die Verwendung der animalischen Kraft fast verschwinden und die Elektrizität das Ihrige dazu beitragen, dem Landwirt die Freude an seinem Beruf zu vergrössern.

S. H.

Amerikanische Kohle in Europa.

Die Industrie der südlichen Länder Europas, die von der Natur betreffs Kohlenlager etwas stiefmütterlich behandelt worden sind, ist auf den Import von Kohle aus anderen Ländern angewiesen. Während bisher der grösste Lieferant für die Mittelmeerstaaten England war, ist ihm in den letzten Jahren in Amerika ein heftiger Konkurrent entstanden. So lieferte England noch in den ersten sechs Monaten des Jahres 1900 457752 t, 1901 389803 t nach Marseille; Amerika dagegen in derselben Zeit 1900 7799 t, 1901 aber schon 97622 t. Nach einer Mitteilung von R. Lüders in Görlitz schätzt man die Gesamteinfuhr von amerikanischer Kohle nach Marseille für das laufende Jahr auf mehr als 200000 t. Es ist dieses auch ein Zeichen, welchen Fortschritt die Amerikaner in der Eroberung fremder Länder für den Absatz ihrer Rohstoffe und Produkte machen, und wie sich der wirtschaftliche Kampf zwischen alter und neuer Welt rapide entwickelt.

Neuester Fortschritt auf dem Gebiete der Fassfabrikation.

Wie uns von Fr. Moenninghoff in Elberfeld mitgeteilt wird, ist es dieser Firma gelungen, ein Stahlfass zu fabrizieren, das weder genietet, gefalzt, elektrisch geschweisst noch hartgelötet wird.

Fässer von 10 bis 200 l Inhalt bestehen nur noch aus zwei Teilen, die durch ein neuerfundenes Schmelzungsverfahren derartig vereinigt werden, dass selbst die Schmelzungsstellen 30 bis 35 kg pro Quadratmillimeter widerstehen, also fast denselben Widerstand haben wie das Stahlblech.

Eine „stetige“ absolute Dichtigkeit dürfte dadurch gesichert sein und irgend welche Leckagen völlig ausgeschlossen erscheinen. Die Fässer sind nicht teurer und nicht schwerer wie hölzerne Gebinde, trotz ihrer grösseren Solidität. Ferner sind von jetzt ab Gefässe bis zu 100 l Inhalt aus „einem“ Stück gestanzt herstellbar.

Automobile für lange Fahrt.

Nach einer Mitteilung von Electrical World and Engineer hat in Chicago ein elektrischer Selbstfahrer mit einem Leergewicht des Wagens von 546 kg und einer Faure-Batterie von 273 kg, also einem Betriebsgewicht von 819 kg mit einer Batterieladung einen Weg von 300 km zurückgelegt. Die Gesamtleistung der Batterie betrug 396 Ampère-Stunden. Bei einer anderen Versuchsfahrt hat derselbe Wagen mit einer 193 kg schweren Batterie auf einer Strasse von durchschnittlich 3 % Steigung bei 17,5 km Fahrgeschwindigkeit in der Stunde einen Weg von 242 km zurückgelegt.

Taxameter und Velograph.

Vor wenigen Jahren wurde der Taxameter in den Dienst der öffentlichen Fuhrwerke gestellt und hat sich allgemeiner Beliebtheit zu erfreuen. In letzter Zeit ist jedoch eine Neuerung aufgetaucht, der Velograph, die Erfindung eines deutschen Ingenieurs, welche mit dem Taxameter eine gewisse Aehnlichkeit aufweist. Während der Taxameter den zurückgelegten Weg des Fahrzeuges und den dafür zu berechnenden Fahrpreis automatisch in Zahlen angibt, zeigt der Velograph durch graphische Darstellung die zurückgelegte Kilometerzahl, die Geschwindigkeit, mit welcher jeder Kilometer gefahren wurde, sowie jeden genommenen Aufenthalt in durchaus zuverlässiger Weise an, wodurch eine ständige Kontrolle über den Fahrer geübt wird. Dieser Apparat findet nicht allein bei Pferdefuhrwerken und Strassenbahnen Verwendung, sondern ganz besonders bei Automobilen, und hat deshalb die Automobilausstellung in Berlin bei Bahnhof Friedrichstrasse einen solchen Apparat im Betriebe zur Ausstellung gebracht, woselbst derselbe von jedermann kostenlos besichtigt werden kann.

Beleuchtung der Eisenbahnwagen mittels Acetylen

Nach der Railroad Gazette.

.

Auf dem Eisenbahnnetz der Texas Midlandbahnen ist seit kurzem ein neues Beleuchtungssystem der Eisenbahnwagen mittels Acetylen eingeführt worden, nach welchem das nötige Gas in jedem Wagen besonders und unabhängig sowohl von den benachbarten Wagen, als auch von der ganzendAnlage hergestellt wird. Das Calciumkarbid befindet sich in einer Art tragbarem Kasten, welcher sechs übereinander gestellte Behälter von je 680 g Karbid enthält. Am Boden eines jeden Behälters ist eine durchlochte Platte angebracht, welche den Deckel für den nächst unteren Behälter bildet und als Wasserverteiler wirkt. Das Wasser wirkt zuerst auf den oberen Behälter und nach und nach auf die nächstfolgenden durch den in dem vorhergehenden verbleibenden Rückstand.

Da diese Einrichtung zu verschiedenen Unregelmässigkeiten im Betriebe Anlass geben würde, da zuerst übermässig, hierauf nach und nach zu wenig Gas entwickelt würde, so ist diesem eventuell eintretenden Uebelstand, soweit sich ersehen lässt, dadurch vorgebeugt, dass das zur Zersetzung des Karbids notwendige Wasser durch dieselbe Oeffnung eingeführt wird, durch welche das erzeugte Gas entweicht; es wird infolgedessen der Eintritt des Wassers selbstthätig durch die nötige Gaserzeugung geregelt, so dass beim Zunehmen der einen die andere abnimmt.

Das erzeugte Gas wird hierauf durch Verdichtungsbehälter geleitet, um dasselbe von der ihm anhaftenden Feuchtigkeit zu befreien, worauf es in eine Reinigungsvorrichtung gelangt, aus welcher es durch ein Sicherheitsventil, welches sich unter einem Druck von 0,9 kg öffnet, in einen Behälter gelangt. Zwischen diesem Behälter und den Beleuchtungskörpern befindet sich ein Regulator, durch welchen der nötige gleichmässige Druck nach den Brennern erzeugt wird. Jeder Brenner ist mit einem elektrischen Zünder versehen, welcher mit der inneren Ventilationsvorrichtung des Wagens in Verbindung steht. Der Gaserzeuger ist in einer besonderen Abteilung eines jeden Wagens untergebracht, welche einen Raum von nur 0,279 zu 0,559 m beansprucht und auch ausserhalb des Wagens angebracht werden kann.

Nach dem Journal des transports (in deutschen Fachzeitungen war bisher hierüber nichts zu finden) soll die Berliner Firma Pintsch ein Beleuchtungssywtem, welches aus einer Mischung von Acetylen- und Oelgas besteht, in Anwendung gebracht haben. Es würde dies eine Verdreifachung der Beleuchtungskraft des Gases bedeuten, indem die Leuchtkraft durch das gesteigerte Verhältnis des Acetylens vergrössert werden könnte, wobei jedoch der Verbrauch von Acetylen bedeutend gesteigert würde, da die Leuchtkraft desselben nicht im Verhältnis zu der verbrauchten Menge von Acetylen steht.

Die gesteigerte Zuthat von Acetylen bedingt übrigens keine Abänderung der Brenner, da es vollkommen ausreicht, die Gasanstalt mit Acetylengaserzeugern und einem hierfür besonderen Gasometer zu verbinden. Die Gaszähler werden hierbei mit einer Galle'schen Kette in der Weise verbunden, dass beide Gase in dem gewünschten Verhältnis eingeführt werden.

Wie bekannt sein dürfte, ist bei den preussischen Eisenbahnen ein gemischtes System in ungefähr 25000 Wagen bezw. ungefähr 40 % des Wagenmaterials eingeführt. Das Kilogramm von Karbid erzeugt hierbei 275 l Acetylen. Die Mischung mit Gas beträgt 25 % und wird in unter den Wagen angebrachten Behältern bei einem Druck von 6 at erzeugt.

Kaiser Wilhelm-Kanal (Nord-Ostsee).

Die Entwickelung des Verkehrs durch den Kanal während der 5 Jahre seit seiner Eröffnung gibt zu den schönsten Hoffnungen Anlass und man darf annehmen, dass die Zeit nicht mehr allzu ferne liegt, wo der Kanal sich bezahlt macht.

Unter Ausschluss der deutschen Kriegsschiffe benutzten während der ersten 5 Jahre den Kanal:

Jahr Schiffe Netto Register-tonnen Jährlicher Zuwachs anTonnengehaltin % 1896 20068 1761065 – 1897 21904 2345849 33,97 1898 25224 3000911 28,27 1899 26524 3451273 14,70 1900 29571 4292258 24,37

Im Jahre 1896 kamen davon auf den internationalen Verkehr 81,20 %, welche Zahl im Jahre 1900 auf 89,44 % gestiegen war.

Der Kanal hat seine Leistungsfähigkeit in schlagendster Weise gezeigt; am 15. Juni 1900 durchfuhren 118 Schiffe mit einem Gesamttonnengehalt von 20649 t den Kanal.

Der deutsche Panzerkreuzer „Fürst Bismarck“, ein Dreischraubenschiff mit 8,54 m Tiefgang, und der japanische Panzerkreuzer „Yakuno“ mit mehr wie 7,3 m Tiefgang gingen ohne jegliche Schwierigkeit und ohne zu leichtern durch den Kanal, während der „Fürst Bismarck“, um den Suezkanal zu durchfahren, auf 7,625 m Tiefgang gebracht werden musste.

Auch ein Zufrieren des Kanals ist bis jetzt nicht eingetreten, während im Jahre 1897 der Sand und die Ostsee viel mit den Eishindernissen zu kämpfen hatten.

Im Juli v. J. durchfuhren 1355 Schiffe den Kanal mit einer Gesamtladung von 332950 t. In dieser Zahl waren 1041 Dampfschiffe mit einer Gesamtladung von 303483 t; die übrigen Schiffe fuhren nur im Ballast.

E. A.

Bücherschau. Die Bahnen der Fuhrwerke in den Strassenbögen von Prof. F. Loewe. Mit 9 Abbildungen im Text. Wiesbaden 1901. C. W. Kreidel.

Es ist das ein nicht ganz 20 Druckseiten umfassendes Schriftchen, welches sich mit Untersuchungen über die unter den verschiedenen Verkehrsbedingungen statthaften kleinsten Krümmungshalbmessern und erforderlichen Breiten der Strassen beschäftigt, und eine Ergänzung zu dem im gleichen Verlag unlängst erschienenen Werke „Strassenbaukunde“ desselben Verfassers bildet. Dem in theoretischen Fragen des Strassenbaues hervorragend berufenen Autor galt es, für die Abmessungen der bisher zumeist nur nach Massgabe der Erfahrungen und örtlichen Anforderungen der Strassen bestimmten Halbmesser und Breiten hinsichtlich einer Reihe besonderer Fälle – die auch durch ziffermässig ausgerechnete Beispiele erhärtet werden – genaue Formeln abzuleiten. Hierdurch sind wissenschaftliche Grundlagen geschaffen zur Aufstellung ähnlicher Skalen, wie sie beispielsweise für die Eisenbahnen betreffs der erforderlichen und vorgeschriebenen „Geleiseerweiterungen in Krümmungen“ bestehen. Ueber die selbstverständliche Gediegenheit der Arbeit bedarf es keiner weiteren Worte.

L. K.

Measures Electriques von Eric Gerard. Zweite Auflage. Paris. Gauthier-Villars.

Das Buch enthält die Vorlesungen, welche Gerard, Direktor des elektrotechnischen Instituts der Universität Lüttich, über elektrische Messungen gibt und liefert nicht nur eine gute Anleitung zu Messungen und zur Diskussion des Einflusses einzelner Fehler auf das Endresultat, sondern bringt auch eine recht vollständige Uebersicht über die verschiedenartigen Messungen, welche dem Elektrotechniker zur Aufgabe gemacht werden können. Besonders eingehend sind die photometrischen Messungen (S. 59 bis 96), das Desprès-d'Arsonval-Galvanometer mit festem Magneten inklusive seiner Verwendung zu ballistischen Zwecken (S. 127 bis 156), Messungen von Induktionskoeffizienten, Permeabilität und Hysteresis (S. 307 bis 356) und die Untersuchung von Fehlern von Leitungsnetzen und Telegraphenlinien (S. 375 bis 411) behandelt. Der Verfasser legt besonderes Gewicht darauf, dass seine Praktikanten an Schwachstromuntersuchungen exakt messen lernen und führt wohl aus diesem Grunde die Untersuchungen von Starkstrommaschinen und -Anlagen weniger breit aus; der geringe Umfang, welchen speziell die Maschinenmessungen, namentlich solche des Wechselstromgebietes einnehmen (S. 424 bis 488), müsste im anderen Falle als nicht gerechtfertigt erscheinen. Die mathematischen Anforderungen, welche in dem Buche gestellt werden, beschränken sich auf einfache Differentiation und Integration (einschliesslich der linearen Differentialgleichung des Wechselstromgesetzes); auf strenge mathematische Ableitung der Wirkungsgesetze ist bei vielen Methoden und Instrumenten verzichtet, um für die Diskussion der Nutzanwendung derselben Raum zu gewinnen. Die 217 Figuren des Textes sind gut gewählt und die Tabellen am Schluss des Buches (S. 488 bis 496) praktisch und nützlich zusammengestellt.

Dr. K. Fischer, München.

Die Akkumulatoren zur Aufspeicherung des elektrischen Stromes: deren Anfertigung, Verwendung und Betrieb. Von Johannes Zacharias, Ingenieur. Zweite, vollständig umgearbeitete und beträchtlich vermehrte Auflage. Mit 294 Illustrationen. Jena 1901. Hermann Costenoble.

Dieses umfangreiche Werk stellt sich die Aufgabe, das gesamte Gebiet der Akkumulatorentechnik in der eingehendsten Weise zu behandeln, die im Betriebe mit denselben gewonnenen Erfahrungen vorzuführen und so ein Bild über den heutigen Stand der Entwickelung dieses Zweiges der Elektrotechnik zu geben.

Für dasselbe wurden die gleichen leitenden Grundsätze beibehalten, welche für die erste Auflage massgebend waren, hauptsächlich der konstruktiven Anordnung und Ausbildung den grössten Raum zu geben, dagegen rein theoretische Erörterungen, die in anderen Werken bereits ausführlich behandelt erscheinen, möglichst einzuschränken, wobei von der richtigen Ansicht ausgegangen ist, dass nur die Kenntnis des bisher Geleisteten zu erfolgreicher Weiterarbeit befähigt und viel Geld und Arbeit verschwendet wird, wenn diese Kenntnisse fehlen. Das Werk zerfällt in vier Hauptabschnitte und zwar: a) Konstruktionen, b) Materialienkunde und Theorie, c) Herstellung, d) Bau von Batterien und zugehöriger Apparate. Jeder dieser Abschnitte zerfällt wieder in eine Reihe von Unterabteilungen und wird hierdurch eine logisch geordnete und systematische Austeilung des gegebenen umfangreichen Materiales erzielt.

Der Hauptwert dieses gut geschriebenen Werkes liegt in der grossen Gründlichkeit, mit welcher das überreiche Material gesammelt, gesichtet und verarbeitet wurde. Grosse Sorgfalt wurde den Zeichnungen gewidmet, welche in ihrer Anschaulichkeit den Wert dieses ausgezeichneten, für jeden Akkumulatorentechniker unentbehrlichen Werkes wesentlich erhöhen.

A. P.

Während die bisherigen Untersuchungen sich auf die radial beaufschlagten Ueberdruckturbinen bezogen, sollen nunmehr zum Vergleich dieselben Ermittelungen für eine Achsialturbine, System Jonval, durchgeführt werden, welche für ebenfalls Q = 2,58 cbm/Sek. und H = 3,24 m berechnet ist. Bei dieser ergeben sich als vorteilhafte Abmessungen (vgl. Fig. 10):

Textabbildung Bd. 317, S. 21 Fig. 10.

D = 1800 mm mittlerer Durchmesser, Umlaufszahl normal = 55, Laufradbreite b = 285 mm, Radhöhe HL = 230 mm, Zahl der Leitradschaufeln 32; Dicke 6 mm, Zahl der Laufradschaufeln 30

∢ α = 20° 20' ce = 5,45 m/Sek. = 3,02 √H ∢ β = 90° ve = 5,21 m/Sek. = 2,9 √H = va ∢ γ = 18° 50' we = we' = ce sinα = 1,89 m/Sek.      = 1,05 √H \frac{{c_a}^2}{2\,g}=0,045\,H w_a= \frac{c'_a}{sin\,\gamma}=\frac{c_a}{sin\,\gamma}=5,39m/Sek.= 3,0 √H ca' = ca = 1,74 = 0,965 √H

als normale Geschwindigkeiten bei stosslosem Eintritt und senkrecht zu va gerichtetem ca

Ferner wird hier

\frac{w_e}{w_a}=\frac{f_{a_r}}{f_{e_r}}=a=0,348.

Die Koeffizienten φ1 + φ2 sowie φ3 werden etwas höher angenommen als bei der Radialturbine, und zwar

φ1 + φ2 = 0,15

φ3 = 0,12.

Dann ergibt sich nach der zu Anfang abgeleiteten Gleichung 5)

\frac{{c_e}^2}{2\,g}=\frac{H}{\frac{sin^2\,\alpha}{a^2}\,(1+\varphi_3-a^2)+(1+\varphi_1+\varphi_2)}=\frac{H}{b}=\mbox{Konst.},

wie auch die Umlaufszahl verändert wird; es bleibt also sowohl cc konstant, wie die durchfliessende Wassermenge. Bezeichnet v0 die normale Geschwindigkeit, v die beliebig veränderte, so ergibt sich der durch diese Veränderung am Eintritt in das Laufrad entstehende Stossverlust einfach zu

9) \frac{{c_n}^2}{2\,g}=\frac{(v-v_0)^2}{2\,g} (Fig. 11);

ebenso bedingt die von der senkrechten abweichende Richtung von ca einen Verlust am Austritt

\frac{(v-v_0)^2}{2\,g},

so dass der gesamte, allein durch die Aenderung der Umlaufszahl herbeigeführte Verlust sich beläuft auf

\frac{2\,(v-v_0)^2}{2\,g}

Textabbildung Bd. 317, S. 21 Fig. 11.

we' = ce sin α sowie wa bleiben konstant, ebenso ca', also auch die noch übrigen Verluste:

\frac{{c_a}'^2}{2\,g} = 0,146 (\varphi_1+\varphi_2)\,\frac{{c_e}^2}{2\,g} = 0,227 \frac{\varphi_3\,{w_a}^2}{2\,g} = 0,181 –––––– V_1 = 0,554 = 17,1 % von H.

Um nun das Verhalten der Turbine bei veränderter Umlaufszahl zu untersuchen, denke ich mir wieder ve verändert von 0√H bis 6√H in bestimmten Abstufungen; dann ergeben sich leicht die betreffenden Zahlenwerte.

Textabbildung Bd. 317, S. 22 Fig. 12. Achsialturbine. Veränderl. v; H konst.

Die Fig. 12 zeigt wieder die einzelnen Werte von Nh, Md und ηh als Ordinaten zu den Umlaufszahlen aufgetragen. Dabei ergibt sich für den Verlauf von Nh wie ηh wieder je eine parabolische Kurve, deren Scheitel diesmal beide genau übereinander liegen, und zwar zeigt sich das Maximum von ηh bei einem Wert von ve, der genau halb so gross ist als der des Leerlaufes. Die Drehmomentskurve verläuft ebenfalls ganz ähnlich derjenigen bei den Radialturbinen.

Textabbildung Bd. 317, S. 22 Fig. 13. Radialturbine. Veränderl. H; v konst.

Ein wesentlicher Unterschied indessen besteht, um das noch einmal ausdrücklich hervorzuheben, zwischen der Radial- und der Achsialturbine darin, dass bei jener bei gleichbleibendem Gefälle einer jeden Umlaufszahl eine ganz bestimmte, von der Turbine geschluckte Wassermenge entspricht, dagegen bei der Achsialturbine die durch die Turbine laufende Wassermenge dieselbe bleibt, wie auch die Umlaufszahl sich ändern möge. Die oben an diesen Umstand geknüpften Folgerungen für Wassermessungen bei Turbinenbremsungen unter veränderten Umlaufszahlen entfallen daher hier; der Zusammenhang zwischen Umlaufszahl, Leistung und Drehmoment bleibt ein ähnlicher wie oben. Der Grund für jene Verschiedenheit in den Wassermengen liegt bei den Radialturbinen, wie aus den Gleichungen leicht ersichtlich, in der Einwirkung der Zentrifugalkraft, die in der Gleichung für \frac{{c_e}^2}{2\,g} in dem Ausdruck \frac{{v_e}^2-{v_a}^2}{2\,g} auftritt, welcher bei der Achsialturbine in Fortfall kommt.

Diese Erscheinung ist übrigens durch Bremsversuche bereits mehrfach bestätigt; so sei besonders auf die Veröffentlichungen von Prof. Pfarr (Zeitschrift des Vereines deutscher Ingenieure, 1892 S. 797) hingewiesen; die Kurve der Wassermengen, bezogen auf die Umlaufszahlen, zeigt daselbst deutlich die hier oben bei der Radialturbine theoretisch festgestellte Form.

Betreffs der Einwirkung selbstthätiger Regulierungen liesse sich ähnliches ausführen wie bei den Radialturbinen.

––––––––––

Indem wir jetzt dazu übergehen, den Einfluss einer Veränderung des Gefälles auf den Lauf der Turbine zu untersuchen, soll zunächst angenommen werden, dass die Umlaufszahl konstant und gleich der normalen bleibt, wie es für die meisten Betriebe erforderlich ist.

Textabbildung Bd. 317, S. 22 Fig. 14. Radialturbine. Veränderl. H; v konst.

Es galt oben für die Radialturbine: Gleichung 5)

\frac{{c_e}^2}{2\,g}=\frac{H-\frac{{v_e}^2-{v_a}^2}{2\,g}}{\frac{sin^2\,\alpha}{a^2}\,(1+\varphi_3-a^2)+(1+\varphi_1+\varphi_2)}=\frac{H-\frac{{v_e}^2-{v_a}^2}{2\,g}}{b};

hier wird

\frac{{v_e}^2-{v_a}^2}{2\,g}=a_2=\mbox{Konst.},

also

\frac{{c_e}^2}{2\,g}=\frac{H-a_2}{b}.

Darin wird für ve = 2,9 √H

a2 = 0,738, b = 1,525

wie oben.

Hiernach ist ce bestimmt, ebenso Q; ferner w_a=\frac{c_e\,sin\,\alpha}{a}

1 a) we' = ce sinα 1) \frakfamily{h}_s=H-(1+\varphi_1+\varphi_2)\,\frac{{c_e}^2}{2\,g}

      ca' = wa sin γ.

Die Grösse von we und ca wird wieder wie oben auf graphischem Wege durch Zusammensetzung von ve, ce und α bezw. va, wa und γ ermittelt und danach die Verluste wie bisher einzeln berechnet. Die sich ergebenden Zahlenwerte von Nh, Q und ηh sind wieder in Kurven aufgetragen, welche Fig. 13 zeigt.

Textabbildung Bd. 317, S. 23 Fig. 15. Radialturbine. Veränderl. H; v konst.

Die sämtlichen Kurven gehen nicht durch den Nullpunkt, sondern bleiben von ihm um eine bestimmte Grösse von H entfernt; in den Tabellen zeigt sich, dass die ersten Werte von \frac{{c_e}^2}{2\,g} noch negativ werden, also das Ueberdruckgefälle

h=H-(1+\varphi_1+\varphi_2)\,\frac{{c_e}^2}{2\,g}\,>\,H

wird. Das bedeutet, dass bei der vorhandenen Umlaufsgeschwindigkeit das betreffende Gefälle H noch nicht stark genug ist, um Wasser durch die Turbine zu treiben und Nutzarbeit zu leisten, sondern infolge der Zentrifugalkraft unwirksam gemacht wird. Erst von einem bestimmten Wert von H ab tritt der normale Zustand ein.

Textabbildung Bd. 317, S. 23 Fig. 16. Radialturbine. Veränderl. H; v konst.

Im übrigen ergibt sich aus der Kurve, dass die hindurchfliessende Wassermenge für geringe Gefälle ziemlich schnell abnimmt, dagegen für grössere nahezu proportional dem Gefälle zunimmt. Die Zunahme der Leistungen und Drehmomente ist ebenfalls von jenem bestimmten Punkte an dem Gefälle verhältnisgleich; die Wirkungsgrade ηh nehmen bei kleiner werdendem H mit einemmal plötzlich ab, während sie von dem normalen Werte von H ab nach der anderen Seite nur ganz allmählich kleiner werden, entsprechend dem asymptotischen Verlauf der

\frac{{c_e}^2}{2\,g}- und \frac{{c_a}^2}{2\,g}-Kurven (Fig. 14).

Textabbildung Bd. 317, S. 23 Fig. 17. Achsialturbine. Veränderl. H; v konst.

Schon aus diesem Verlauf der Kurven zeigt sich, dass eine Regulierung durch Verringerung des Gefälles äusserst energisch wirken muss, und bei stärkerer Drosselung sehr bald eine gänzliche Vernichtung der Leistung zur Folge hat, weil mit dem Gefälle zugleich auch die zufliessende Wassermenge verringert wird.

Auf Fig. 14 findet sich zur Erläuterung das Ueberdruckgefälle aufgetragen, das, wie aus der Form der Gleichung für \frac{{c_e}^2}{2\,g} bereits hervorgeht, als Kurve eine Gerade zeigt, ferner die \frac{{c_e}^2}{2\,g}- und \frac{{c_a}^2}{2\,g}-Kurven, die den Verlauf dieser massgebenden Verlustgrössen kennzeichnen.

Auf Fig. 15 endlich ist wieder die Zusammensetzung der verschiedenen ce-Werte mit ve und we, sowie der wa-Werte mit va und ca durchgeführt.

Zum Vergleiche mit der Radialturbine sind dieselben Ermittelungen auch für eine Achsialturbine durchgeführt und dabei ebenso H von O bis auf 6 m veränderlich angenommen. Die Resultate – Fig. 16 und 17 – zeigen keine wesentliche Verschiedenheit von jenen. Die Kurve für Nh ergibt wieder die Proportionalität zwischen Leistung und Gefälle; die Wassermengenkurve geht diesmal vom Nullpunkt aus; d.h. im Gegensatz zu der Radialturbine, wo die Zentrifugalkraft eine Erhöhung des hydraulischen Druckes im Spalt über den anfangs vorhandenen Wert von H bewirkte, läuft hier bereits von Anfang an eine Wassermenge im richtigen Sinne durch die Turbine.

Textabbildung Bd. 317, S. 24 Fig. 18.

Bislang war den Berechnungen für ein verändertes H die Annahme zu Grunde gelegt, dass die Umlaufszahl bezw. ve dieselbe Grösse beibehält. Diese Bedingung ist zwar für den Betrieb in den meisten Fällen massgebend, bewirkt aber auch, wie aus dem Vorigen hervorgeht, verhältnismässig bedeutende Stossverluste, je weiter sich das H von seinem normalen Werte entfernt. Es möge nunmehr auch die Geschwindigkeit ve mit H zusammen verändert werden, und zwar so, dass keine Stossverluste auftreten. Dafür ist Bedingung, dass

ve = ce cos α (vgl. Fig. 18)

bleibt, also we' = we = ce sin α.

Es war aber oben für die Radialturbine Gleichung 5):

\frac{{c_e}^2}{2\,g}=\frac{H-\frac{{v_e}^2-{v_a}^2}{2\,g}}{b}=\frac{H-\frac{{v_e}^2\,(1-{b_1}^2)}{2\,g}}{b}

Setze ich hierin

ve = ce cos α,

so wird

b\,\left(\frac{{c_e}^2}{2\,g}\right)=H-{c_e}^2\,cos^2\,\alpha\,\frac{1-{b_1}^2}{2\,g}

oder

\frac{{c_e}^2}{2\,g}\,[b+cos^2\,\alpha\,(1-{b_1}^2)]=H

16) \frac{{c_e}^2}{2\,g}=\frac{H}{[b+cos^2\,\alpha\,(1-{b_1}^2)]}=\frac{H}{b_2}=\frac{H}{\mbox{Konst.}}

17) c_e=\sqrt{\frac{2\,g}{b_2}}\,\sqrt{H},

d.h. es ändert sich ce proportional √H; damit auch we und ve nach unserer obigen Annahme; we fällt immer mit we' zusammen. Da w_a=\frac{w_e}{a}, so ändert sich auch wa proportional √H; ebenso va; d.h. es bleibt die Richtung von ca immer dieselbe (und ca proportional √H). Der Verlust \frac{{c_n}^2}{2\,g} ist = Null. Die Verluste \frac{{c_a}^2}{2\,g}, (\varphi_1+\varphi_2)\,\frac{{c_e}^2}{2\,g} und \varphi_3\,\frac{{w_a}^2}{2\,g} ändern sich somit alle proportional H, d.h. der Wirkungsgrad ηh bleibt unter der zu Grunde gelegten Annahme konstant.

Die verbrauchte Wassermenge Q liefert die Beziehung

Q=c_e\,f_e=f_e\,\sqrt{\frac{2\,g}{b_2}}\,\sqrt{II}

18) oder Qψ √H.

Textabbildung Bd. 317, S. 24 Fig. 19. Radialturbine. Veränderl. H; ηh konst.

Jetzt ist H wieder als veränderlich angenommen von 0 bis 6 m, und dafür sind die Verluste, Wassermengen u.s.w. berechnet. Ihre Aufzeichnung auf Fig. 19 zeigt die gegenseitige Abhängigkeit der einzelnen Grössen. Kommt diese auch als Grundlage für eine Regulierung irgend welcher Art kaum in Frage, so ist sie andererseits doch insoweit interessant, als sie zeigt, in welchen Grenzen ein und dasselbe Turbinenmodell mit demselben guten Wirkungsgrad benutzt werden kann, und welche Leistungen, Wassermengen und Umlaufszahlen dabei einander entsprechen. Solange zwischen der vorhandenen Wassermenge und dem Gefälle ein Verhältnis \frac{Q}{\sqrt{H}}=\psi besteht, kann ohne weiteres dasselbe Laufradmodell verwendet werden (kleine Abweichungen davon werden, wie die vorhergehenden Untersuchungen gezeigt haben, nur geringe Verschlechterungen im Nutzeffekt hervorrufen). Allerdings ist dabei immer die Umlaufszahl, die zu dem betreffenden H aus dem Diagramm zu entnehmen ist, als Normale für das Laufrad einzuführen und der Uebergang auf die gewünschte Umlaufszahl der angetriebenen Welle durch entsprechende Transmission zu erreichen. Gegenüber den nicht unerheblichen Kosten eines neuen Modelles wäre indessen in vielen Fällen dieser Umstand kaum von Bedeutung; durch Ausführung der oben durchgeführten Berechnung für verschiedene Annahmen von H und Q und graphische Aufstellung der ermittelten Werte liesse sich deshalb wohl leicht eine gute Uebersicht über die vorteilhafte Verwendung bestimmter „Normal“-Modelle gewinnen.

(Schluss folgt.)

Die Fig. 13 bis 15 stellen einen Walzenkessel mit zwei Siedern dar, der mit einer Treppenrostunterfeuerung für Holzabfälle versehen ist. Dieser Kessel wurde von der Firma A. Leinveber und Co., G. m. b. H., Gleiwitz, für Erich Schmidt in Oppeln geliefert und besitzt 70 qm Heizfläche.

Textabbildung Bd. 317, S. 25 Walzenkessel von Leinveber und Co.Längsschnitt; Schnitt AB; Schnitt CD.

Textabbildung Bd. 317, S. 25 Batteriekessel von Leinveber und Co.

Die Rostfläche ist mit Rücksicht auf die Verfeuerung von Holzabfällej reichlich gross gewählt und setzt sich aus der schrägen Treppenrostfläche von 1,68 . 1,5 = 2,52 qm und der horizontalen Planrostfläche von 0,5 . 1,5 = 0,75 qm zusammen. Das Verhältnis der Treppenrostfeuerung zur Heizfläche ist daher 1 : 27,7, dasjenige der gesamten Rostfläche zur Heizfläche 1 : 21,4. Die Feuerbrücke ist kräftig vorgezogen, um durch eine entsprechende Rückbrennung eine möglichst vollkommene und rauchfreie Verbrennung zu erzielen.

Textabbildung Bd. 317, S. 26 Batteriekessel von Kuhn.Längsschnitt; Schnitt AB; Schnitt CD.

Die Einmauerung ist die allgemein übliche; mittels vertikaler Scheidewände werden die Heizgase in senkrechten Zügen um die Kesselwände geführt. Die wichtigsten Kesselverhältnisse sind aus der folgenden Zusammenstellung zu ersehen:

Betriebsspannung 8 at Durchmesser des Oberkessels 1,4 m Länge des Oberkessels 11,0 „ Wandstärke des Oberkessels 11 mm            „       der Feuerplatte 12 „            „        „   Böden im Oberkessel 15 „            „        „       „       in den Siedern 10 „ Durchmesser der Sieder 750 „ Länge der Sieder 9,1 m Wandstärke der Sieder 7 mm Durchmesser der Verbindungsstutzen 450 „ Wandstärke    „                „ 11 „ Durchmesser des Dampfdomes 750 „ Wandstärke      „           „ 10

Eine Kesselanlage, bestehend aus zwei Batteriekesseln von je 170 qm Heizfläche ist in den Fig. 16 und 17 wiedergegeben. Beide Kessel sind mit Schrägrostfeuerungen ausgerüstet. Die Kesselanlage wurde von A. Leinveber und Co. für die Gustav-Grube der Schlesischen Kohlen- und Kokswerke in Gottesberg gebaut. Der Schrägrost ist 3 m lang und für jede Kesselgruppe 1,2 m breit. Die Schrägrostfläche eines Kessels bestimmt sich hiernach zu 7,2 qm und das Verhältnis der Rostfläche zur Heizfläche zu 1:23,6. Der Schrägrost wird nach unten durch einen ausziehbaren Schlackenrost von 0,6 m Breite abgeschlossen.

Der Oberkessel jeder Gruppe steht durch drei vertikale Stutzen von 500 mm Weite und 10 mm Wandstärke mit dem mittleren Kessel und dieser durch drei gleichartige Stutzen mit dem Unterkessel in Verbindung. Ausserdem sind die Dampfräume der beiden Oberkessel durch ebensolche Stutzen mit dem Dampfsammler des Kessels verbunden. Der Ausgleich der Wasserräume der beiden Gruppen eines Kessels erfolgt durch einen horizontalen Stutzen, der die beiden hinteren Enden der Unterkessel miteinander verbindet. Die Speisung der Kessel erfolgt ebenso wie bei dem zuletzt beschriebenen Walzenkessel durch eine Leitung, die vom Oberkessel durch die hinteren Stutzen bis zum Unterkessel reicht. Die wichtigsten Dimensionen dieser beiden für 8 at gebauten Batteriekessel sind:

Länge der Oberkessel 12,15 m     „       „   mittleren Kessel 10,33 „     „       „   Unterkessel 9,67 „     „       „   Dampfsammler 2,5 „ Durchmesser der Oberkessel 1,10 „         „             „    Mittel- u. Unterkessel 1,00 „         „             „    Dampfsammler 1,00 „ Wandstärke der Oberkessel 9,5 mm             „       „   Feuerplatte 10,0 „             „       „   Mittelkessel 8,5 „             „       „   Unterkessel 9,0 „             „       „   Dampfsammler 8,5 „             „       „   Böden in den Ober-        kesseln 13,0 „ Wandstärke der Böden in den Mittel-        und Unterkesseln 12,0 „ Wandstärke der Böden in den Dampf-        sammlern 12,0 „

Textabbildung Bd. 317, S. 26 Batteriekessel von Kuhn.

Die Fig. 18 bis 26 beziehen sich auf Walzenkessel nach den Ausführungen der Firma G. Kuhn, Stuttgart-Berg.

Die Fig. 18 und 20 zeigen einen Batteriekessel in ähnlicher Bauart wie den zuletzt behandelten Kessel, doch sind hier zwei Quersieder in etwas anderer Kombination mit den Langkesseln vorhanden. Der grössere Quersieder dient wieder als Feuerbrücke für den Schrägrost und steht hier mit den zwei unteren Langkesseln direkt, und mit den zwei mittleren Langkesseln durch kurze Ringstutzen in Verbindung. Der kleinere Quersieder liegt unmittelbar über der Schwelplatte des Schrägrostes und hat Verbindung mit den vorderen Enden der mittleren Langkessel. Die übrige Verbindung der Langkessel unter sich und mit dem Dampfsammler ist die allgemein übliche.

Die Feuerung ermöglicht bei sorgfältiger Bedienung einen fast rauchlosen Betrieb und eine gute Ausnutzung des Brennstoffes, auch wird die Wasserzirkulation durch die beiden Quersieder in der bekannten Weise sehr gefördert.

Textabbildung Bd. 317, S. 27 Walzenkessel von Kuhn.

Die Feuerzüge sind durch Oeffnungen in der Ummauerung zugänglich gemacht; ferner werden die Langkessel auf der oberen Seite mit einer Steinschicht abgedeckt, um zu verhindern, dass sich Russ und Flugasche unmittelbar auf die Kesselwandung bezw. auf die hier liegenden Längsnähte ablagern (um den dampfumspülten Scheitel zu schützen! D. R.).

Für kleinere Heizflächen werden auch nur zwei Elemente mit zwei Langkesseln nach Fig. 21 und 22 verwendet. Die Anordnung der Quersieder und der Feuerung bleibt dabei dieselbe.

Die Fig. 23 bis 25 stellen einen Walzenkessel mit zwei unteren Langkesseln und einem Oberkessel dar. Letzterer erhält statt des Dampfsammlers einen Dampfdom.

Für kleine Heizflächen von 4,5 bis 18 qm verwendet die Firma G. Kuhn, Stuttgart-Berg, den Eckkessel (Fig. 26), der aus einem Quersieder, einem stehenden Kesselteil und einem kurzen Langkessel besteht.

Der Quersieder steht mit dem Langkessel durch einen Ring, mit dem stehenden Kessel durch einen schräg liegenden Stutzen in Verbindung. Auch hier muss die Wasserzirkulation eine gute sein, so dass dieser Kessel dem einfachen Walzenkessel vorzuziehen ist, da bei dem letzteren von einer wirksamen Wasserzirkulation nicht die Rede sein kann.

Die Herstellung der Kessel wird von der Firma G. Kuhn in folgender Weise vorgenommen:

Für die Blechstärken und Qualitäten der Bleche gelten die Würzburger bezw. Hamburger Normen des Verbandes der deutschen Kessel-Revisionsvereine. Es werden nur tadellose, ausgesuchte Bleche, welche vor und nach der Verarbeitung noch aufs Sorgfältigste geprüft werden, verwendet. Dieselben sind ausschliesslich von Hüttenwerken erster Klasse in den ihren Zwecken entsprechenden Qualitäten bezogen. Mit sämtlichen Materialien werden Festigkeitsversuche vorgenommen, wozu eine Materialprüfungsmaschine in der Kesselschmiede aufgestellt ist; ausserdem wird ein Probeauszug vom Walzwerk verlangt.

Textabbildung Bd. 317, S. 27 Fig. 26. Eckkessel von Kuhn.

Die Kanten der Bleche werden gehobelt und bei den Böden gedreht. Das Biegen geschieht nur in warmem Zustande in der Richtung der Längsfasern. Sämtliche Böden sind umgekrempt, also nicht mit Winkeleisen an die Cylinderwandungen genietet. Die Nietlöcher werden vor dem Vernieten mit der Reibahle sorgfältig auf ihr richtiges Mass ausgerieben und auf beiden Seiten etwas versenkt.

Textabbildung Bd. 317, S. 27 Walzenkessel mit Tenbrink-Feuerung von der Maschinenfabrik Esslingen.

Vor dem Zusammennieten wird jeder Kessel aufs Sorgfältigste an allen Nietlöchern und sämtlichen Verbindungsteilen nach den Grundsätzen der Kessel-Revisionsvereine untersucht und darf nur fertig gemacht werden, wenn sich bei dieser Untersuchung kein Anstand ergeben hat.

Zu den Nieten wird nur das vorzüglichste Material verwendet, und es wird dieser Arbeit ganz besondere Sorgfalt gewidmet. Bei grossen Durchmessern oder hohem Arbeitsdruck wird doppelte und mehrfache Vernietung angewendet.

Die Kessel sind an allen ihren Fugen aussen und innen auf das Sorgfältigste verstemmt.

Sämtliche Verbindungsstutzen sind geschweisst. Sämtliche Stutzen sind an den Kessel angenietet, niemals geschraubt, und an den äusseren Flanschen gehobelt oder gedreht; sie sind durchweg in kräftigen Dimensionen gehalten.

Sämtliche Bördelungen sind mit grossem Halbmesser mit speziellen Einrichtungen hergestellt.

Die Armaturen sind aus bestem Material hergestellt und entsprechen genau den reichsgesetzlichen Vorschriften.

Walzenkessel mit Tenbrink-Feuerung werden von der Maschinenfabrik Esslingen in Esslingen in den verschiedensten Ausführuncen gebaut. Die Fig. 27 bis 35 geben die hauptsächlichsten Anordnungen wieder. Die Feuerung ist hierbei als Innenfeuerung, wie in den Fig. 27 bis 32, oder auch als Aussenfeuerung, wie in den Fig. 33 bis 35, ausgeführt, wobei hauptsächlich der Brennstoff und die Höhe der Dampfspannung massgebend sind. Für Steinkohlen und für Dampfspannungen bis zu 9 at werden Innenfeuerungen vorgezogen. Bei Braunkohlen, Torf und anderen minderwertigen Brennstoffen lässt sich jedoch die notwendige grössere Kostfläche nicht mehr bequem in der Quervorlage unterbringen. Letztere würde einen sehr grossen Durchmesser erhalten, was bei höheren Dampfspannungen zu sehr grossen Blechdicken führen müsste. Ausserdem verbrennt minderwertiger Brennstoff in einer Vor- oder Aussenfeuerung besser, da die Berührung mit der direkten Heizfläche erst später eintritt, so dass sich im Verbrennungsraum eine höhere Temperatur ausbilden kann.

Der Kessel Fig. 27 und 28 wird für kleinere Kesselanlagen bis zu 40 qm Heizfläche, bei denen namentlich auf billigen Preis gesehen wird, angewendet. Ein Oberkessel im ersten, ein Unterkessel im zweiten und ein ebensolcher im dritten Zug, beide letztere aber mit dem Vorkessel durch Horizontalstutzen verbunden, bilden das Merkmal dieser Konstruktion. Die Rauchgase gehen in Längszügen oder durch Querkammern, wie Fig. 27 zeigt, um die Kesselkörper nach dem Kamin.

Kessel dieser Art sind billiger als solche anderer Bauart und können bis zu 30 qm Heizfläche als Ganzes mit der Bahn verschickt werden.

Textabbildung Bd. 317, S. 28 Zirkulationskessel mit Tenbrink-Feuerung von der Maschinenfabrik Esslingen.

Die Fig. 29 und 30 zeigen den Normal- oder Zirkulationskessel der Maschinenfabrik Esslingen. Dieser Gruppenkessel wird für Heizflächen von 20 bis 160 qm und für Dampfspannungen bis zu 9 at gebaut. Die Tenbrink-Vorlage liegt quer unter den Oberkesseln und vor den Unterkesseln und ist mit allen Langkesseln durch Stutzen verbunden.

Die Einmauerung diewes Kessels erfolgt entweder nach dem System der Querkammern oder nach dem bei Flammrohrkesseln angewandten System, wobei ein Eindringen von Luft in den ersten, den mittleren Feuerzug ausgeschlossen ist.

Die Wärmeausnutzung des Kessels ist eine sehr gute, da bis 82 % Wirkungsgrad festgestellt wurden. Auch lässt die Wasserzirkulation nichts zu wünschen übrig.

Der Gruppenkessel als Sieder- (oder Bouilleur) Kessel mit Tenbrink-Feuerung gebaut (Fig. 31 und 32), ist mit dem Vorkessel nur durch abwärts gehende Stutzen verbunden. Eine zweite Kesselreihe befindet sich über der unmittelbar über dem Vorkessel liegenden und ist mit derselben durch Stutzen in Verbindung. Auch hier sind Längszüge angeordnet, welche aber stufenweise nach oben führen. Im letzten Zuge über den Oberkesseln sind noch zwei Vorwärmer eingelegt, welche behufs letzter Ausnutzung der Heizgase nach dem Prinzip des Gegenstromes einerseits vom frischen Speisewasser durchströmt, andererseits von den letzten Heizgasen bestrichen werden.

Textabbildung Bd. 317, S. 29 Gruppenkessel mit Tenbrink-Feuerung von der Maschinenfabrik Esslingen.

Textabbildung Bd. 317, S. 29 Fig. 33. Heizkörperkessel von der Maschinenfabrik Esslingen.

Kessel dieser Art erfordern sehr wenig Grundfläche, dagegen ziemliche Höhe des Kesselhauses.

Textabbildung Bd. 317, S. 29 Hochdruckkessel von der Maschinenfabrik Esslingen.

Die Wasserzirkulation ist gewöhnlich mangelhaft, wenn auch nicht ganz so ungünstig, wie bei den streng nach dem Gegenstromprinzip gebauten Kesseln mit nur einem Verbindungsstutzen. Werden die Vorwärmer kalt gespeist, so können die Heizgase allerdings sehr weit abgekühlt und ausgenutzt werden; dann verrosten aber die Vorwärmer auch leicht, indem die Heizgase bei zu weit gehender Abkühlung den durch die Verbrennung gebildeten Wasserdampf an der Heizfläche niederschlagen. Werden die Vorwärmer warm gespeist, so ist das Abrosten nicht so sehr zu befürchten, dann können aber die Heizgase auch nicht mehr erheblich nutzbar gemacht werden und der Wert der Vorwärmer ist nur ein geringer.

Es gibt Fälle, in denen die Anwendung keiner der vorstehend in den Fig. 27 bis 32 dargestellten und beschriebenen Kesselarten möglich ist, nämlich wenn:

a) die Aufgabe vorliegt, ein geringwertiges, aber voluminöses Brennmaterial zu verwenden, das einen entsprechend grösseren Feuerherd und eine grössere Rostfläche erfordert;

b) eine sehr hohe Dampfspannung (9 bis 15 at), wie solche für die heutigen grossen Maschinen mit dreistufiger Expansion angewendet wird, vorgeschrieben ist und im übrigen gute Steinkohle verbrannt werden soll;

c) eine sehr grosse Heizfläche – eventuell zugleich mit sehr hohem Dampfdruck – verlangt wird.

Da Rücksichten in der Ausführung und Festigkeit den Abmessungen des normalen Tenbrink-Feuerungsapparates gewisse Grenzen ziehen, indem die den schrägen Rost aufnehmenden Feuerrohre eine gewisse grösste Länge und Weite nicht überschreiten dürfen, so muss in den erwähnten Fällen auf die normale Tenbrink-Feuerung verzichtet werden. Statt dessen werden, wie die Fig. 33 bis 35 zeigen, kurze, flaschenförmig gestaltete Cylinder, sogen. Heizkörper, in annähernd gleicher Schräge, wie sie der Rost hat, so letzterem gegenüber gelegt und mittels Stutzen mit den Ober- und den Unterkesseln des durch Fig. 29 und 30 dargestellten Gruppenkessels, verbunden, dass dadurch eine neue, ihren Zweck bestens erfüllende Kesselform entsteht.

Für den Fall a) werden die seitlichen Wände des Feuerherdes von Mauerwerk gebildet, welches gleichzeitig zur Trocknung des meist feuchten Brennstoffes (Gerberlohe, Holz, Torf, erdige Braunkohle u. dgl.) wesentlich beiträgt.

Um die für die Rauchverzehrung nötige Rückbrennung zu erzielen, wird durch Chamottesteine, welche zwischen die einzelnen schrägen Heizkörper eingebaut werden, der Feuerherd gegen die übrigen Züge hin abgeschlossen und so die notwendige Feuerbrücke gegenüber der Eintrittsstelle des Brennstoffes geschaffen (Fig. 33).

Für den Fall b) erhält der Kessel nach den Fig. 34 und 35 zu beiden Seiten des Rostes je einen weiteren geneigt liegenden Heizkörper, der mit dem Oberkessel und dem nächstliegenden Heizkörper ebenfalls durch Stutzen verbunden ist. Auf diese Art ist dann der Feuerherd ähnlich wie beim normalen Tenbrink-Feuerungsapparat vollständig von Heizflächen umgeben, so dass die Verbrennung der Steinkohle wie in einer Innenfeuerung vor sich gehen kann, während andererseits alle auf Zusammendrücken beanspruchten Kesselteile von grösserem Durchmesser vermieden sind, und daher die Benutzung der höchsten üblichen Kesselspannungen zulässig wird.

Die in den Fig. 34 und 35 wiedergegebene Bauart wird für Kessel bis zu 250 qm Heizfläche und bis zu 15 at Dampfspannung benutzt und lässt eine ebenso gute Wärmeausnutzung zu, wie bei der normalen Tenbrink-Innenfeuerung.

(Fortsetzung folgt.)

Die Versuche, für die Zündung des Gasgemisches bei Explosionsmotoren den elektrischen Funken zu benutzen, sind beinahe ebenso alt, als diese Motoren selbst. Anfangs entnahm man den zur Zündung erforderlichen Strom Elementen, doch konnte dieser wegen zu geringer Spannung nicht direkt zur Bildung eines Funkens für die Zündung verwendet werden. Man half sich deshalb damit, dass man die Spannung durch Induktionswirkung entsprechend steigerte, indem man den Strom durch geeignete Vorrichtungen unterbrechen liess und diese Stromstösse in die Primärwickelung einer grossen Induktionsspule schickte.

Die dadurch an den Klemmen der Sekundärspule auftretende Spannung genügt, um zwischen zwei isoliert in das Cylinderinnere eingeführte Spitzen, die sich in geringem Abstand gegenüberstehen, kleine Induktionsfunken überspringen zu lassen, welche dann die Explosion des Gasgemisches einleiten. Auf diese Art der Zündung soll jedoch hier nicht näher eingegangen werden, weil ihr verschiedene Mängel anhaften, die ihr Verwendungsgebiet mehr und mehr einschränken. Dagegen soll die zweite Art der elektrischen Zündung, bei welcher der erforderliche Strom auf mechanischem Wege erzeugt wird, eingehender behandelt werden, denn es hat sich diese Art der Zündung sehr gut bewährt, sie kann seit ihrer Einführung wesentliche Fortschritte aufweisen, was von der Batteriezündung nicht gerade behauptet werden kann.

Zunächst möge auf den prinzipiellen Unterschied, der zwischen beiden Zündungsarten besteht, hingewiesen sein. Bei beiden wird der Zündfunke durch das Unterbrechen des Stroms erzeugt, und zwar wird jedesmal der Oeffnungsfunke benutzt. Wie schon oben bemerkt, konnte aber bei der Batteriezündung der Strom nicht direkt benutzt werden, sondern es musste durch die Induktionsspule die Spannung so gesteigert werden, dass beim Oeffnen des Primärstromkreises kleine Funken an den Enden der Sekundärwickelung auftraten.

Anders, wenn man die Erzeugung des Stroms durch maschinelle Einrichtungen bewirkt. Hier hat man es durch die Konstruktion des Stromerzeugers in der Hand, Spannung und Stromstärke so zu bemessen, dass durch die direkte Unterbrechung ein sehr kräftiger Funke entsteht. Während also im einen Falle die hohe Spannung nur kleine Induktionsfunken mit verhältnismassig geringer Wärmeentwickelung hervorbringt, entstehen im anderen Falle bei der direkten Unterbrechung durch die hohe Stromstärke sehr intensive Funken, mit bedeutender Licht- und Wärmeentwickelung, so dass dadurch auch noch Gemische mit Leichtigkeit entzündet werden, welche an explosiven Gasen verhältnismassig arm sind. Aus der Verschiedenheit der Funken bei den beiden elektrischen Zündsystemen erklärt sich auch der Umstand, dass ein Motor mit magnetelektrischer Zündung eine höhere Leistung gibt, als wenn er mit Batteriezündung versehen ist, denn es treten durch die kräftigen Funken des ersteren Systems viel schärfere Explosionen ein als durch die Induktionsfunken der Batteriezündung.

Was nun die Stromerzeuger selbst anbetrifft, so waren für deren Konstruktion entsprechend dem eigenartigen Zweck verschiedene Gesichtspunkte massgebend, die vielleicht auf den ersten Blick nicht recht verständlich erscheinen. Es sei aber hier gleich darauf hingewiesen, dass an einen solchen Stromerzeuger auch wesentlich andere Anforderungen gestellt werden als an eine Dynamomaschine für Licht- oder Kraftabgabe. Vor allem kommt hier der grosse Unterschied in der Umdrehungszahl beim Ingangsetzen und während des Betriebs des Motors in Betracht. Dieser Umstand führt auch zu der eigentümlichen Konstruktion des Antriebs des Zündapparates bei stationären Motoren, bei welchen diese Apparate schon seit langer Zeit Anwendung finden. Dann aber mussten die Apparate möglichst einfach sein, insbesondere mussten solche Teile vermieden werden, welche sich sehr rasch abnutzen und sehr empfindlich gegen Staub, Oel u. dgl. sind. Deshalb war von vornherein die Verwendung von Kollektoren und Bürsten ausgeschlossen und damit gleichzeitig die Erzeugung von Gleichstrom. Dies hatte ohne weiteres zur Folge, dass auch von der elektrischen Erzeugung des magnetischen Feldes der Stromerzeuger abgesehen werden musste. Der Verwendung von Elektromagneten für die Erregung stand auch der Umstand entgegen, dass der Ankerstromkreis das eine Mal vollständig kurz geschlossen ist, während er das andere Mal ganz offen ist. Es wäre also weder Hauptstrom noch Nebenschlusswickelung angängig gewesen. Als einzige Möglichkeit blieb die Verwendung von Stahlmagneten übrig und diese sind es, welche bis heute ausschliesslich zu den Zündapparaten mit mechanischem Antrieb verwendet werden.

Um die Herstellung des Apparates möglichst einfach zu gestalten, wählte man die Form der Siemens'schen magnetelektrischen Maschine mit dem ⌶-Anker und man ist bis heute nicht von diesem Modell abgegangen.

Das Magnetsystem des Zündapparates besteht aus zwei bis vier kräftigen Stahlmagneten (Fig. 1) in Hufeisenform c, deren Pole mit seitlichen Polschuhen b versehen sind. Zwischen diesen ist der Anker a mit seiner Wickelung angeordnet. Bei der Drehung des Ankers in dem starken magnetischen Feld werden in seiner Wickelung d elektrische Ströme induziert, und zwar sind diese Ströme proportional der sekundlichen Aenderung der das Ankereisen durchfliessenden magnetischen Kraftlinien. Man wird also um so stärkere Ströme erhalten, je schneller man den Anker dreht bezw. je stärkere Magnete man verwendet. Die im Anker induzierte elektromotorische Kraft, welche diese Ströme hervorruft, ist am grössten, wenn die den Anker durchsetzenden Kraftlinien ihre Richtung wechseln, d.h. wenn durch den Anker überhaupt keine Kraftlinien gehen. Dies ist der Fall in der gezeichneten Stellung des Ankers. Je mehr er sich aus dieser Lage herausdreht, desto kleiner wird die elektromotorische Kraft, die Ströme nehmen entsprechend ab, um in der wagerechten Lage des Ankers, d.h. wenn alle Kraftlinien durch denselben gehen, überhaupt Null zu werden. Von da ab nehmen sie wieder zu, sie durchfliessen aber die Wickelung in umgekehrter Richtung und erreichen ein zweites Maximum, wenn der Anker senkrecht steht, also wenn er sich um 180° gedreht hat.

Bei einer vollen Umdrehung des Ankers erreicht der induzierte Strom also zweimal sein Maximum und zweimal wird er gleich Null.

Diese Eigenschaft der magnetelektrischen Zündapparate, dass sie Wechselstrom erzeugen, muss besonders bei der Unterbrechung beachtet werden, denn man erhält natürlich keine Funken, wenn man den Strom unterbricht, während er seine Richtung wechselt, d.h. während er gleich Null ist.

Textabbildung Bd. 317, S. 31 Fig. 1.

Der durch die Unterbrechung des Stroms entstehende Funken bezw. Lichtbogen ist um so grösser, je grösser die Stromstärke ist und je schneller die Unterbrechung erfolgt. Besonders ist die letztere Bedmngung sehr zu beachten.

Damit nun die Zündung im richtigen Augenblick erfolgt, muss der Zündapparat sowohl als auch die Unterbrecher Vorrichtung in entsprechender Weise mit dem Motor verbunden werden. Da die im Anker induzierten Ströme, wie oben angeführt, von seiner Geschwindigkeit abhängen, so liegt es im Interesse einer gleichmässigen und zuverlässigen Funkengebung, dass diese Geschwindigkeit eine möglichst konstante ist. Diese Forderung kann bei normalem Betrieb des Motors leicht erfüllt werden, dagegen gestalten sich die Verhältnisse beim Inbetriebsetzen desselben recht ungünstig.

Die stationären Motoren müssen am Schwungrad angetrieben werden. Die dadurch erreichte Geschwindigkeit beträgt kaum ein Zehntel der normalen Betriebsgeschwindigkeit; es müsste also der Zündapparat, wenn er direkt vom Motor angetrieben würde, schon bei ein Zehntel seiner normalen Geschwindigkeit zündkräftige Funken geben. Diese Forderung ist aber bei allen mechanischen Stromerzeugern ohne eine besondere Regulierung nicht erfüllbar.

Textabbildung Bd. 317, S. 31 Fig. 2.

Aus diesem Grunde sah man bei stationären Motoren von dem direkten rotierenden Antrieb der Zündapparate ab, man erteilte dem Anker die zur Erzeugung eines genügenden Stromes erforderliche Geschwindigkeit durch eine gespannte Feder, so dass diese Bewegung vollständig unabhängig von der Umdrehungszahl des Motors ist und der Motor nur das Spannen der Feder zu bewerkstelligen hat.

Die Einrichtung einer solchen Zündungsanordnung zeigt Fig. 2.

Auf der Steuerwelle a des Motors befindet sich ein Daumen o. dgl. b, der den auf der Achse des ⌶-Ankers sitzenden Winkelhebel c mitnimmt und ihn nach ungefähr 30° Ablenkung freigibt; während des Mitnehmens ist die am zweiten Schenkel des Winkelhebels befestigte Federbüchse d gespannt worden, diese reisst nun den freigegebenen Winkelhebel und mit diesem den Anker des Apparates lebhaft zurück und erzeugt dadurch in der Wickelung desselben einen Stromstoss, der vollständig unabhängig ist von der Geschwindigkeit, mit welcher der Daumen b den Winkelhebel c ablenkte.

Damit nun die Unterbrechung des Stromes im Augenblick der grössten Intensität des Stromstosses erfolgt, ist die Einrichtung so getroffen, dass die Unterbrechung von dem Winkelhebel c aus bethätigt wird.

Die Unterbrechungsvorrichtung selbst, der sogen. Zündflansch (Fig. 3), hat folgende Einrichtung.

Textabbildung Bd. 317, S. 31 Fig. 3.

Durch den Flanschkörper ist der bewegliche Doppelhebel f geführt, dessen innerer Schenkel h durch Federkraft gegen den Stift i gezogen wird. Die Dichtung dieses Hebels nach aussen erfolgt durch den eingeschliffenen konischen Kopf desselben. Der Stift i ist durch Email, Speckstein, Porzellan, Glimmer o. dgl. gegen den Flansch isoliert und steht durch eine isolierte Leitung mit dem einen Pol des Zündapparates in Verbindung. Der andere Pol liegt an dem Apparatkörper selbst, so dass er durch den Motorkörper mit dem Zündhebel f in Verbindung steht. Der durch die Unterbrechung des Stromes entstehende Funken ist, wie wir vorn sahen, um so kräftiger, je schneller diese erfolgt; man reisst deshalb den Zündhebel h durch einen Schlag auf den äusseren Hebel g vom isolierten Zündstift ab und benutzt hierzu die Kraft des durch die Federbüchse zurückgerissenen Winkelhebels, indem man (Fig. 2) das Abschlagstängchen c mit dem Winkelhebel verbindet. Sobald nun der Anker des Apparates mit grösster Geschwindigkeit durch die vertikale (Zünd-) Stellung eilt, trifft das Stängchen e auf den Hebel g und reisst dadurch den Zündhebel h mit grösser Geschwindigkeit von dem Zündstift i ab, so dass die Unterbrechung im Augenblick grösster Induktion und (durch den vorherigen Kurzschluss bedingt) grösster Stromstärke erfolgt.

Dieses System der Zündung ist schon seit langer Zeit bei den stationären Motoren im Gebrauch und wird auch heute noch fast durchweg verwendet. Trotzdem treten bei einer derartigen Anordnung manche Uebelstände zu Tage, die grösstenteils in der Konstruktion des Apparates selbst liegen. Die Beanspruchung der Federn ist zumal bei höheren Tourenzahlen eine sehr grosse, so dass Brüche derselben nicht selten vorkommen. Insbesondere kommen diese bei der Feder leicht vor, welche den Stoss der mit grösser Geschwindigkeit zurückschwingenden Massen des Ankers, Winkelhebels u.s.w. auszuhalten hat.

Eine weitere Schwierigkeit bietet die Stromabnahme vom oscillierenden Anker. Wie schon oben bemerkt, liegt das eine Ende der Ankerwickelung am Ankerkörper selbst, während das andere Ende an einem isoliert durch die hintere Achse geführten Bolzen liegt, gegen welchen durch Federdruck ein kleiner Bolzen des auf den Apparat isoliert aufgesetzten Stromabnehmers gepresst wird. Während diese letzte Stromüberleitung vom beweglichen Anker zum festen Stromabnehmer selten zu Störungen Veranlassung gibt, kommen solche verhältnismässig häufig bei der Ueberleitung des Stromes von der Achse des Ankers zu den Lagern des Apparates vor. Da die letzteren natürlich geschmiert werden müssen, so bildet sich leicht, besonders bei Verwendung eines dickflüssigen Oeles eine vollständig isolierende Oelschicht zwischen der Ankerachse und den Lagern, welche zu Versagern Veranlassung gibt.

Als ein ganz wesentlicher Fortschritt war es deshalb zu bezeichnen, als die Firma Robert Bosch in Stuttgart ihre patentierte Bosch-Zündung auf den Markt brachte. Bei dieser ist der Anker a (Fig. 4) mit seiner Wickelung im Apparat fest angeordnet, während die Aenderung der den Anker durchsetzenden Kraftlinien durch eine pendelnde Hülse erfolgt, die aus zwei radial angeordneten eisernen Cylindersegmenten bb besteht. In der wagerechten Stellung der Hülse ist die Anzahl der durch den Anker gehenden Kraftlinienzahl gleich Null, weil dieselben in dem Augenblick ihre Richtung wechseln, es ist also in dieser Stellung die in der Ankerwickelung induzierte elektromotorische Kraft ein Maximum, so dass die Unterbrechung in diesem Augenblick zu erfolgen hat. Diese Angabe ist allerdings nur theoretisch richtig, in Wirklichkeit dauert es eine Weile, bis die in neuer Richtung verlaufenden Kraftlinien die durch die Remanenz des Ankereisens bedingten entgegengesetzt gerichteten Kraftlinien überwunden haben. Die induzierte elektromotorische Kraft erreicht infolgedessen ihr Maximum später, so dass der intensivste Funke dann erhalten wird, wenn die Hülse schon einige Grade über die Mittelstellung hinausgeeilt ist (vgl. Fig. 4).

Bei dieser Zündung ist das Gewicht der im Apparat selbst schwingenden Teile etwa auf ein Fünftel reduziert, so dass die Federn, welche das Zurückreissen des beweglichen Systems bewirken, bedeutend geringer beansprucht werden, als bei den Apparaten mit schwingendem Anker. Auch genügt schon eine Ablenkung der Hülse um etwa 20°, um einen genügenden Stromstoss zu erhalten.

Textabbildung Bd. 317, S. 32 Fig. 4.

Ausserdem ist die Stromableitung eine vollständig sichere, weil kein Stromübergang von beweglichen Teilen zu festen Klemmen u.s.w. mehr stattfindet. Das eine Ende der Wickelung führt an eine auf den Anker isoliert aufgesetzte Klemme c, während das am Ankerkörper liegende andere Ende durch die feste Verbindung zwischen Anker und Apparat mit diesem direkt in Verbindung steht. Es sind also bei der Bosch-Zündung die geschilderten Mängel teilweise vollständig beseitigt, teilweise doch sehr reduziert.

Trotzdem bei den stationären Motoren der rotierende Antrieb der Zündapparate aus den schon angeführten Gründen nicht anwendbar war, so fehlte es doch nicht an Versuchen, rotierende Zündapparate zu bauen. Doch kamen diese Apparate nicht über die Versuchsperiode hinaus, da es an Erfahrungen über den Bau solcher Apparate fehlte, und die bisher verwandten Apparate sich für rotierenden Antrieb nicht bewährten. Auch das Magnetmaterial war für die rotierenden Apparate weniger brauchbar als für oscillierende.

Bisher war nur von der Zündung stationärer Motoren die Rede; das Verlangen nach einer zuverlässigen und einfachen Zündung machte sich aber erst recht geltend, als man zum Bau der schnelllaufenden Automobilmotoren überging. Bei diesen waren die Anforderungen wesentlich andere als bei stationären Motoren, man war also gezwungen, auch andere Konstruktionen für die Zündungsanordnung zu schaffen. Da die Automobilmotoren mit sehr hohen Umdrehungszahlen arbeiten, so müssen sie sich auch entsprechend leicht andrehen lassen. Man kann also beim Andrehen eine höhere Geschwindigkeit erreichen, so dass man schon bei direktem zwangsläufigem Antrieb der Zündapparate zündkräftige Funken erhält. Der einfachste Antrieb dieser Art wäre natürlich der rotierende gewesen. Da aber diese Apparate nach dem oben Gesagten nicht über das Versuchsstadium hinaus waren, so blieb es zunächst bei der Verwendung des oscillierenden Antriebs (Fig. 5).

Dieser erfolgt meist von einer auf der Steuerwelle des Motors sitzenden Kurbel aus, diese steht durch eine Kurbelstange mit einem auf der Achse des Apparates sitzenden Hebel in Verbindung und erteilt hierdurch der Hülse eine schwingende Bewegung. Bei diesem Antrieb machte sich die Ueberlegenheit der Bosch-Zündung recht geltend, denn es würde sich das Gewicht des Ankers mit Wickelung bei 1000 Schwingungen in der Minute recht unliebsam bemerkbar machen, während die Hülse ohne Anstand durch ein schwaches Gestänge bethätigt werden kann.

Durch Verwendung der zwangsläufig pendelnden Apparate war dann auch die Schwierigkeit behoben, welche den Apparaten mit Schnappvorrichtung eigen ist, dass der Apparat mit dem Zündflansch mechanisch verbunden werden musste. Die Unterbrechung konnte vom Apparatantrieb getrennt werden (Fig. 5).

Textabbildung Bd. 317, S. 32 Fig. 5.

Man konnte nun den Apparat ohne Rücksicht auf die Lage des Zündflansches aufstellen. Die Unterbrechung selbst erfolgte meist von der Steuerwelle aus durch eine Nockenscheibe a, welche einen Hebel b ablenkt und abschnappen lässt, worauf dieser gegen den äusseren Hebel des Zündhebels c schlägt und dadurch die Unterbrechung bewirkt. Selbstverständlich muss der Antrieb so eingestellt sein, dass der Hebel b in dem Augenblick den Zündhebel abreisst, wo der im Anker induzierte Strom sein Maximum erreicht hat.

Es hat sich diese Zündungsanordnung bei Automobilmotoren recht gut bewährt, insbesondere eignet sie sich sehr gut für solche Motoren, bei denen die Geschwindigkeitsregulierung durch Veränderung des Zündzeitpunktes erfolgt.

Es tritt nämlich nicht nur bei der Unterbrechung des Stromes während des Durchganges der Hülse durch die Zündstellung ein kräftiger Funken auf, sondern auch vor und nach dieser Stellung ist die induzierte elektromotorische Kraft so gross, dass man ungefähr während eines Drehwinkels von etwa 30°, an der Antriebswelle des Apparates gemessen, genügende Funken erhält.

Da der Verwendung des rotierenden Antriebes bei den schnelllaufenden Automobilmotoren nur praktische Schwierigkeiten in der Ausführung der Apparate entgegenstanden, so wurde von Seiten der Konstrukteure derartiger Zündapparate alles aufgeboten, um diese Schwierigkeiten zu beheben. Nachdem man genügende Erfahrungen gesammelt und das Material in entsprechender Weise verbessert hatte, gelang es auch, rotierende Zündapparate in befriedigender Weise herzustellen. Da diese Apparate sich aus denen mit oscillierendem Antrieb entwickelten, so sind sie auch in der Ausführung ganz gleich wie diese: zwischen den Polschuhen (Fig. 1) rotiert der die Wickelung tragende Anker, bei jeder Umdrehung erreicht die in der Wickelung erzeugte elektromotorische Kraft zweimal ein Maximum, zweimal wird sie Null. Die Stromabnahme erfolgt in gleicher Weise wie bei den gewöhnlichen oscillierenden Apparaten, nur ist hier die Stromweiterleitung vom Anker zu den Lagern noch leichter Störungen ausgesetzt, weil durch die Drehung des Ankers eine stärkere Schmierung der Lager erforderlich wurde. Ferner erwärmt sich der rotierende Anker infolge der Ummagnetisierungsarbeit ziemlich mehr als der schwingende, so dass die für die Isolation der Wickelung verwendeten Materialien, wie Paraffin u.s.w., weich und herausgeschleudert werden. Dadurch wird die Wickelung lose und es kommt öfters vor, dass einzelne Drähte ihre Lage ändern und so zu Kurzschlüssen u.s.w. innerhalb der Wickelung Veranlassung geben.

An der Unterbrechung wurde durch den rotierenden Antrieb des Ankers nichts geändert, die Verstellung des Zündzeitpunktes kann während eines Winkels von etwa 45°, an der Apparatachse gemessen, erfolgen.

Textabbildung Bd. 317, S. 33 Fig. 6.

Nachdem die Zündapparate mit rotierendem Anker nunmehr schon seit einigen Jahren Verwendung gefunden haben, kann man heute im grossen und ganzen sagen, dass dieser Antrieb die auf ihn gesetzten Hoffnungen nicht ganz erfüllt hat. Wenigstens geht die Einführung dieser Apparate nur sehr langsam vor sich und es haben diejenigen Pinnen, welche rotierende Apparate verwandten, die unangenehme Erfahrung machen müssen, dass namentlich ein ungewöhnlich frühzeitiges Auslaufen der Lager auftrat. Dieses ist aber hervorgerufen durch den Umstand, dass der Strom von der Ankerachse in die Lager geht, wobei die entstehenden Funken die Lager ausbrennen.

Aus diesem Umstände und der bei Verwendung solcher rotierender Apparate notwendigen Anwendung von Stromabnehmern ist es erklärlich, dass die oscillierenden Apparate von vielen Firmen beibehalten wurden, trotzdem es für jeden Konstrukteur etwas Bestechendes hat, anstatt der oscillierenden eine rotierende Bewegung verwenden zu können. Besonders ins Gewicht fallend war dabei noch der Umstand, dass sich die Lager der oscillierenden Apparate ganz ausgezeichnet hielten.

Inwieweit die in neuester Zeit herausgekommene „rotierende“ Bosch-Zündung diese Uebelstände beseitigt, bleibt abzuwarten, doch steht heute schon so viel fest, dass dieser' neue Apparat mit rotierender Hülse manche Vorzüge aufweist, die seine Verwendung sehr vorteilhaft erscheinen lassen. Wir werden nachher bei der Beschreibung der Wirkungsweise des Apparates auf die Sache zurückkommen und wollen hier nur bemerken, dass ein Ausbrennen der Lager bei diesen Apparaten konstruktionsgemäss von vornherein ausgeschlossen ist.

Die rotierende Bosch-Zündung (Fig. 6) besitzt ebenso wie die Zündung mit pendelnder Hülse einen feststehenden Anker, der die Wickelung trägt. In dieser Wickelung wird durch eine aus zwei radial angeordneten Cylindersegmenten bestehende eiserne Hülse, welche zwischen Anker und Polschuhen rotiert, die für die Erzeugung der Funken nötige elektromotorische Kraft induziert.

Während beim Apparat mit schwingender Hülse der Anker durch seitliche Lappen direkt an den Seitenplatten des Apparates befestigt werden kann, weil die Hülse sich nur 50° maximal dreht, erforderte die Befestigung des Ankers beim neuen Apparat besondere Vorkehrungen. Anker und Hülse bilden ein zusammenhängendes System, so dass der Anker erst nach dem Abnehmen eines Hülsendeckels herausgenommen werden kann. Der Anker besitzt ähnlich wie die Anker der Apparate ohne Hülse zwei seitliche Deckel mit Achsen; von diesen letzteren ist die eine kürzere in einer Ausbohrung der Achse des vorderen Hülsendeckels (Antriebsseite) gelagert, während die andere durch die vollständig durchbohrte Achse des hinteren Hülsendeckels hindurch geführt ist. Das vorragende Ende dieser Achse wird durch den Hebel h umfasst und festgehalten, dieser Hebel dient zur Fixierung der Lage des Ankers.

Es ist schon oben darauf hingewiesen worden, dass die Schmierung der rotierenden Zündapparate eine reichlichere sein muss als die der oscillierenden; bei der neuen Bosch-Zündung ist deshalb auch besondere Sorgfalt auf die Schmierung der Lager verwendet worden, es werden die Lager entweder mit Ring- oder mit Dochtschmierung versehen. Da ausserdem das Gewicht der rotierenden Hülse nur etwa ein Viertel von dem des rotierenden Ankers beträgt und ein Stromdurchgang von der Achse zum Lager nicht stattfindet, so dürften sich bei diesem Apparat auch bei den höchsten Geschwindigkeiten kaum Anstände mit der Schmierung ergeben.

Die Stromabnahme von der Wickelung des Ankers erfolgt durch feste Verbindungen. Durch die hintere Achse des Ankers, welche zentral durchbohrt ist, führt ein mit Hartgummi isolierter Stift, welcher das eine Ende der Wickelung mit der Klemme k verbindet. Das andere Ende liegt wie bei den anderen Apparaten am Ankerkörper selbst und steht durch den Hebel h in leitender Verbindung mit dem Apparatkörper.

Man hat also hier, wie bei der pendelnden Bosch-Zündung, den grossen Vorteil, dass keine Stromabnehmer gebraucht werden.

Damit die Magnetisierung eine möglichst intensive ist, sind statt der einfachen Magnete genau aufeinander passende Doppelmagnete verwandt worden, wie sie neuerdings auch für die oscillierende Bosch-Zündung benutzt werden.

Die Entstehung der durch die Bewegung der Hülse im feststehenden Anker erzeugten elektrischen Ströme sei an den nachstehenden Figuren erläutert (Fig. 7).

Wie schon eingangs bemerkt, ist die induzierte elektromotorische Kraft proportional der sekundlichen Aenderung der Anzahl der Kraftlinien, welche den Anker durchmessen.

Ihre Richtung hängt ab von der Richtung der Kraftlinien, sowie von der Art der Aenderung, d.h. von der Zu- oder Abnahme derselben.

Abbildung 1 zeigt die Stellung der Hülse, bei welcher die Kraftlinien vom Nordpol links ausgehend von oben nach unten durch den Anker verlaufen, und zwar geht in dieser Stellung der Hülse ein Maximum von Kraftlinien durch den Anker. Die Aenderung der Kraftlinienzahl in der Zeiteinheit ist in diesem Augenblick gleich Null, mithin wird auch in der Wickelung des Ankers kein Strom induziert. Bei Abbildung 2 hat sich die Hülse um 45° aus dieser Stellung nach links gedreht; die beiden Hülsensegmente schliessen die Seitenteile des Ankers magnetisch kurz, so dass durch das Joch des Ankers keine Kraftlinien verlaufen, von Stellung I zu Stellung II hat also eine Abnahme der Kraftlinien zahl von einem Maximum auf Null stattgefunden, es wurde also auch im Anker ein Strom in einer bestimmten Richtung induziert. Da die Kraftlinien im Anker im Augenblick der Stellung II ihre Richtung wechseln, so ist die Induktion in diesem Augenblick eine maximale.

Stellung III entspricht der Stellung I mit dem Unterschied, dass nunmehr die Kraftlinien in maximaler Anzahl von unten nach oben durch den Anker verlaufen, die Induktion bei dieser Stellung ist wieder gleich Null.

Textabbildung Bd. 317, S. 33 Fig. 7. Stellung I. Stellung II. Stellung III. Stellung IV.

Bei Stellung IV hat sich die Hülse um 135° aus ihrer Anfangsstellung I herausgedreht. Da jeder der beiden Seitenteile des Ankers durch die Hülse mit jedem Polschuh magnetische Verbindung hat, so fliessen durch das Joch des Ankers keine Kraftlinien. Es ist also von Stellung III bis IV eine Abnahme der Kraftlinienzahl von einem Maximum bis Null eingetreten und dadurch im Anker ein Strom induziert worden. Die Richtung dieses Stromes ist umgekehrt wie bei Stellung II, weil die Richtung der Kraftlinien eine andere war. Wie bei Stellung II wechselt auch hier die Richtung der Kraftlinien, die Induktion ist eine maximale.

Bei einer weiteren Drehung der Hülse um 45° ist wieder Stellung I erreicht, so dass in diesem Augenblick die Induktion im Anker wieder Null geworden ist.

Aus vorstellendem ergibt sich, dass bei der rotierenden Bosch-Zündung der im Anker induzierte Strom während einer vollen Umdrehung der Hülse viermal sein Maximum erreicht, und zwar tritt das Maximum je nach einer Viertelumdrehung auf. Man erhält also bei jeder Umdrehung der Hülse vier Funken und diese Eigenschaft macht die neue Bosch-Zündung für Viercylindermotoren und solche Zweicylindermotoren, die mit um 180° versetzten Kurbeln arbeiten, sehr wertvoll. Man war bei diesen Motoren bisher darauf angewiesen, den Zündapparat (ob rotierend oder oscillierend) von der Hauptwelle aus anzutreiben, weil bei jedem Takt des Motors bezw. beim ersten und zweiten eine Zündung notwendig war. Erhält aber der Zündapparat von der Hauptwelle seinen Antrieb, so ist die Verstellbarkeit des Zündzeitpunktes in Beziehung auf die Kolben- bezw. Kurbelstellungen nur halb so gross, als wenn der Apparat von der Steuerwelle aus angetrieben wird, vorausgesetzt, dass nur die Unterbrechung verstellt wird.

Diese Verstellung ist aber in vielen Fällen nicht ausreichend, ganz abgesehen davon, dass die hohen Geschwindigkeiten beim Antrieb des Apparates von der Hauptwelle aus manche Nachteile mit sich bringen. Die rotierende Bosch-Zündung dagegen kann ohne weiteres auch bei diesen Motoren von der Steuerwelle aus angetrieben werden, weil sie pro Umdrehung vier Funken gibt. Dabei kann die Verstellung des Zündzeitpunktes innerhalb 35° an der Antriebswelle, in diesem Fall Steuerwelle, oder 70° an der Hauptwelle erfolgen. Für die bezeichneten Motoren wird sich also die rotierende Bosch-Zündung in ganz hervorragender Weise eignen, zumal sie auch sonst speziell gegenüber dem Apparate mit rotierendem Anker wesentliche Vorteile bietet.

Wenn im vorstehenden die für die Zündung von Explosionsmotoren gebräuchlichen magnetelektrischen Apparate ziemlich eingehend behandelt wurden, so ist damit das Kapitel der magnetelektrischen Zündung noch lange nicht erschöpft. Es würde zu weit führen, auf die Einzelheiten der verschiedenen Zündungsanordnungen näher einzugehen, denn es gibt eine ganze Anzahl von Konstruktionen der einzelnen Teile, z.B. des Zündflansches und der Unterbrechervorrichtung mit und ohne Verstellung.

Zum Schlusse sei noch bemerkt, dass uns die erforderlichen Unterlagen und Zeichnungen von der Firma Robert Bosch in Stuttgart in der liebenswürdigsten Weise zur Verfügung gestellt wurden.

Das Löten von Gusseisen durch „Ferrofix“.

Das Gusseisenlötpasta „Ferrofix“ ist Friedrich Pich in Berlin nach D. R. P. Nr. 110319 zum Hartlöten von Gusseisen im offenen Schmiedefeuer patentiert.

Das Verfahren beruht darauf, „die zusammen zu lötenden Gusseisenflächen während des Lötprozesses von Graphit zu befreien und gleichzeitig das geschmolzene Hartlot mit diesen in Rotglut sich befindenden graphitfreien Flächen des Gusseisens unter Luftabschluss in innige Berührung zu bringen.“

Zur Entkohlung der Lötflächen verwendet Pich Kupferoxydul, welches mit einem Flussmittel (Borax) innig zu einer Pasta gemischt ist.

Beim Erhitzen des Gusseisens soll das schmelzende Borax die vorher mit einer Drahtbürste gereinigten Lötstellen gegen Oxydation schützen, das an ihnen noch vorhandene Oxyd aufnehmen und zugleich den Sauerstoff der Luft von dem Kupferoxydul abschliessen.

Bei zunehmender Erhitzung soll das schmelzende Kupferoxydul seinen Sauerstoff an die glühende Gusseisenoberfläche abgeben und dieser sich mit dem Graphit des Gusseisens zu Kohlenoxyd und Kohlensäure verbinden, während das metallische Kupfer, in sehr fein verteiltem Zustande freiwerdend, die Lötstellen überzieht und sich mit dem zufliessenden geschmolzenen Hartlot fest verbindet.

In der königl. technischen Versuchsanstalt Charlottenburg

Nach Sonderabdruck aus den Mitteilungen der königl. technischen Versuchsanstalt.

sind in verflossenem Jahre zwei Reihen Zerreissversuche mit in der Anstalt nach dem patentierten Verfahren gelöteten Gusseisenstäben ausgeführt worden.

Die Versuchsreihe I umfasste a -Stäbe, die aus Flachstäben durch Lötung bei a gebildet wurden.

Die in solcher Weise gebildeten Stäbe wurden in fünf Fällen gebrochen und wieder gelötet, sodann auf die gelötete Bruchstelle hin geprüft; in drei Fällen wurden solche Stäbe vergleichsweise ungebrochen geprüft.

Nur in einem Falle brach der Stab in der Lötstelle schon bei einer Belastung von 8,7 kg/qmm, in den übrigen vier Fällen ausserhalb der Lötstelle. Die Bruchbelastung lag in diesen Fällen und bei den ungelöteten Stäben zwischen 9,6 bis 13,8 kg/qmm.

Textabbildung Bd. 317, S. 34

Die Versuchsreihe II wurde an zehn Flachstäben – Querschnitt 35 mm, 12 mm bei einer Versuchslänge von 380 mm – ausgeführt, von welchen fünf in der Anstalt gebrochen und wieder gelötet wurden.

Nur ein Stab riss bei den Versuchen, teils im Material, teils in der Lötfuge bei 16,1 kg/qmm; alle übrigen Stäbe rissen im vollen Material bei einer mittleren Bruchbelastung von 16,9 kg/qmm für die gelöteten und 17,2 kg/qmm für die ungelöteten Stäbe.

Die gelöteten Stäbe erhielten durch das Glühendmachen eine Durchbiegung, welche bei zwei Stäben der Versuchsreihe I 3 bis 4,5 mm, bei den Stäben der Versuchsreihe II 0,2 bis 2,1 mm betrug.

Es ist daher nicht ausgeschlossen, dass die ermittelte Festigkeit durch die in gebogenen Stäben bei Zugbelastung entstehenden Biegungsspannungen beeinträchtigt ist.

Auch Druckproben wurden mit gleich gutem Erfolg angestrebt und zwar zum Teil mit zerbrochenem und wieder gelötetem Material aus der Versuchsanstalt selbst.

Das Gesamtergebnis fasst die Versuchsanstalt dahin zusammen, dass es bei sorgfältiger Ausführung möglich ist, nach dem Verfahren von Pich Lötungen an Gusseisen herzustellen, die praktisch die gleiche Festigkeit besitzen wie das volle Material.

Die englische Fachzeitschrift Engineering bringt in ihrer Nummer vom 4. Oktober v. J. folgende Bemerkung:

„Auf Seite 543 unseres vorigen Bandes machten wir auf die neue Lötmasse „Ferrofix“ aufmerksam, welche von H. Bertram und Co., Queenstreet 28 E. C, vertrieben wird und sich auch für Gusseisenbrüche verwenden lässt. Seit jenem Zeitpunkt hatten wir in zwei Fällen gusseiserne Teile unserer Druckpresse zu flicken.

In beiden Fällen liessen wir die Wiederherstellung durch Löten unter Anwendung von „Ferrofix“ ausführen, und sind mit dem erzielten Erfolg vollständig zufrieden.

Wir erwähnen diese Thatsache in der Annahme, dass dieselbe auch für andere Besitzer von Druckerpressen von Wert sein dürfte, welche, wie wir aus Erfahrung wissen, oft durch den Bruch irgend eines der vielen gusseisernen Teile an ihren Maschinen in sehr grosse Verlegenheit geraten und die dann oft unter sehr empfindlichem Zeitverlust entweder die zerbrochenen Teile neu zu ersetzen oder sich mit den in plumper und kostspieliger Weise geflickten alten Teilen zufrieden zu geben haben.“

E. A.

Rückblick auf die Entwickelung der Schnellzüge auf den französischen Eisenbahnen.

Gelegentlich der vorjährigen Saisoneröffnung der Gesellschaft französischer Zivilingenieure besprach der neuerwählte Präsident, Ch. Baudry, Chefingenieur für Betrieb und Zugförderung der Paris-Lyon-Mittelmeer-Eisenbahn in seiner Antrittsrede die in den letzten Decennien vor sich gegangene Entwickelung des Schnellzugverkehrs auf den Eisenbahnen Frankreichs, welcher Rückblick mancherlei interessante Einzelheiten enthält, die es gerechtfertigt erscheinen lassen, sie nachstehend im Auszuge wiederzugeben:

Nichts ist zuvorderst besser geeignet die Fortschritte des Personentransportes auf den französischen Hauptbahnen zu beleuchten, als der Vergleich der Bequemlichkeiten, welche den Reisenden früher zur Verfügung standen und jetzt geboten sind, sowie der Unterschied in den Geschwindigkeiten der Züge. In dieser Richtung hat sich in Frankreich der grellste Sprung nach vorwärts zwischen den Jahren 1889 und 1900 vollzogen und derselbe kommt nicht etwa lediglich den Reisenden der teuersten Fahrkartenklasse oder bloss den Luxuszügen zu gute, sondern allen Fahrkartenklassen und Personenzügen überhaupt. Ja, man könnte füglich behaupten, dass die Hauptvorteile dieser günstigen Neugestaltung die Reisenden der II. und III. Wagenklasse geniessen, da sie bis dahin zur Benutzung der schnellfahrenden Züge eben gar nicht zugelassen waren.

Einen jedenfalls interessanten, wenn auch nicht erschöpfenden Ueberblick gewährt die Vergleichung der früheren und der jetzigen Fahrzeiten aller von Paris abgehenden wichtigen Schnellzüge, wie sie in der nachstehenden Tabelle durchgeführt ist.

Eisenbahnlinie Fahrzeit im Jahre Ersparnis anFahrzeit 1889 1900 gegen früher Std. Min. Std. Min. Std. Min. % Paris-Calais   4 13   3 15 – 58 23 Paris-Lille   3 45   3 – – 45 20 Paris-Nancy   5 32   4 35 – 57 17 Paris-Marseille 14 19 11 29 2 50 20 Paris-Bordeaux   8 34   6 42 1 52 22 Paris-Havre   3 52   3 – – 54 23 Paris-Rennes   6 58   5 54 1   4 15

Aus dieser Zusammenstellung geht hervor, dass die in Rede stehenden Zugsgeschwindigkeiten seit 1889 zum mindesten um 15 %, im Durchschnitte aber um 20 % und im Maximum um 23 % gestiegen sind, was gewiss als ein ganz grossartiger Fortschritt angesehen werden darf, wenn in Betracht gezogen wird, dass die Erhöhung der Geschwindigkeit natürlich ohne jegliche Einbusse hinsichtlich der Sicherheit des Zugverkehres, bezw. der Reisenden erreicht wurde. Bei allen diesen schnellsten Zügen wird nämlich die in Frankreich gesetzmässig zulässige grösste Fahrgeschwindigkeit von 120 km in der Stunde nirgends überschritten. Mit dieser Maximalgeschwindigkeit wurde allerdings bis zum Jahre 1889, obwohl sie damals schon lange Geltung besass, auf keiner der französischen Eisenbahnen gefahren, ausser ausnahmsweise auf vereinzelten Streckenstücken mit starken Gefällen; auf horizontaler Bahn jedoch oder auf Steigungen war man mit den damaligen Schnellzugslokomotiven überhaupt gar nicht im stände, dieses erlaubte Maximum zu erreichen. Um in letzterer Beziehung eine günstige Aenderung zu ermöglichen, musste man also vor allem anderen leistungsfähigere Lokomotiven zu schaffen trachten und, nachdem dies gelungen war, handelte es sieh nur mehr darum, die mittlere Fahrgeschwindigkeit der äussersten gesetzlich erlaubten Grenze zu nähern, ohne diese letztere gleichzeitig zu erweitern, bezw. zu überschreiten.

Als zweites Hilfsmittel um die Fahrzeiten zu verringern, benutzte man die thunlichste Kürzung der Aufenthalte in den Mittelstationen, verbunden mit der äussersten Verminderung der Zahl der Anhaltestationen überhaupt. Auch durch die Geleisanlagen wurde insofern Vorschub geleistet, als der verstärkte Oberbau und die Wegbringung aller spitzbefahrener Weichen aus den laufenden Hauptgeleisen die Durchfahrten in den Zwischenstationen fast ohne Verminderung der Zugsgeschwindigkeit gestatten, während früher an diesen Bahnstellen durch das notgedrungene Langsamfahren ganz nennenswerte Einbussen erlitten wurden. Wenn man weiters in Erwägung zieht, dass die Schnellzüge seit 1890 nicht nur von besonders geeigneten Lokomotiven befördert werden, sondern auch weit kräftiger konstruierte, dauerhaftere Personenwagen führen als früher, und dass nicht nur der Oberbau verstärkt und verbessert, sondern auch die Signalanlagen und sonstigen Sicherungseinrichtungen vervollkommnet worden sind, so kann wohl die obige Behauptung, die Erhöhung der Zugsgeschwindigkeiten habe sich ohne jegliche Herabminderung der Sicherheit des Zugsverkehrs vollzogen, als durchaus richtig gelten. Demgemäss darf sich also das reisende Publikum, welches die schnellfahrenden Züge benutzt, ohne Bedenken und in ungetrübtester Zuversicht der neuen, so wertvollen Errungenschaft erfreuen.

Was die Erhöhung der Bequemlichkeit des Reisens anbelangt, so kennzeichnet sich dieselbe am auffälligsten durch die ganz ausserordentliche Vergrösserung des toten Gewichtes, welches den Zügen infolgedessen zugewachsen ist. Während beispielsweise die älteren Wagen I. Klasse der Paris-Lyon-Mittelmeer-Eisenbahn mit vier getrennten Abteilen, keine Toiletten aufwiesen und ein Gewicht von 422 kg pro Sitzplatz besassen, wiegen die nächst jüngeren Wagen derselben Klasse, die gleichfalls vier Abteile, aber ausserdem zwei Toiletteräume enthalten, pro Sitzplatz 559 kg, d. i. um 30 % mehr. Eine andere dreiachsige neue Type I. Klasse mit vier Abteilen hat einen Seitengang und nur eine Toilette; dieselbe weist pro Sitzplatz 633 kg, also nahezu um 50 % mehr Gewicht auf als die alten Wagen. Die jüngste Wagengattung I. Klasse endlich umfasst sieben Abteile, einen Seitengang und zwei Toiletten; ihr Gewicht beträgt pro Sitzplatz 767 kg, was den zuerst genannten Fahrzeugen gegenüber gar ein Mehr von 80 % ausmacht. Bei den zuletzt angeführten Wagen, die auf zwei Drehgestellen ruhen, entfällt ein grosser Teil der Gewichtszunahme, nämlich 103 kg pro Sitzplatz allein auf die neue elektrische Beleuchtungsausstattung und auf die Heizanlage. In ähnlicher Weise hat sich infolge der Zufügung eines Zwischenganges und eines Toiletteraumes auch das Gewicht bei den Wagen II. Klasse von 256 kg auf 393 kg pro Sitzplatz, d. i. um 53 % und bei den Wagen III. Klasse von 192 kg auf 261,5 kg, d. i. um 36 % erhöht. Der aus dieser Gewichtszunahme jedes einzelnen Wagens sich ergebenden Mehrbelastung der Züge muss übrigens bei den Tageszügen noch das Gewicht der Restaurations- und Küchenwagen und bei den Nachtzügen ein nennenswertes Teilgewicht der Schlafwagen zugerechnet werden. Nachdem aber trotz der fortwährenden Zunahme des Gewichts der Wagen, bezw. der Züge die Geschwindigkeit derselben gleichermassen erhöht werden sollte, so mussten eben Schnellzugslokomotiven gefunden werden, die alle diese Erschwerungen durch ihre Leistungsfähigkeit wett zu machen im stände waren. Dass diese Aufgabe so glänzend gelöst wurde, wie es thatsächlich der Fall ist, darf den Maschineningenieuren wahrhaftig als ein grosser Triumph gelten.

Im weiteren Verlaufe seiner Rede geht Präsident Baudry ausführlich in die Entwickelungsgeschichte der modernen französischen Schnellzugslokomotive ein, für welche die erste Anregung von den vergleichenden Versuchen ausging, die im März des Jahres 1899 über Einladung des Eisenbahndirektors Da Bousquet auf den Linien der Paris-Lyon-Mittelmeer-Eisenbahn durchgeführt worden sind. Die Tendenz der Konstrukteure liegt seither, wie ja auch die vorverflossenen Jahres in Vincennes ausgestellten französischen Eilzugsmaschinen auffällig ersehen liesen, vornehmlich in einer steten Steigerung der Rost- und Heizflächen, sowie des Gesamtgewichtes. So ist die Mittelmeerbahn von 50 t bis auf 56 t, die französische Nordbahn von 47,8 t auf 52,4 t, die Ost-, Orleans-, West- und Südbahn von 51,3 t auf 58,1 t mit dem Gewichte ihrer Eilzugslokomotiven gestiegen, was eben um so notwendiger erschien, als einzelne dieser Maschinen 210 t schwere Züge und selbst noch schwerere mit einer Durchschnittsgeschwindigkeit von 80 bis 110 km in der Stunde befördern müssen. Am meisten imponiert, sowohl was die konstruktive Durchführung als die vorzüglichen Leistungen an Schnelligkeit und Zugkraft betrifft, die allerjüngste Eilzugmaschine der französischen Nordbahn; sie besitzt 2,74 qm Rostfläche, 208,52 qm Heizfläche und ein Gewicht von 63 t.

L. K.

Krupp als Lieferant für Eisenbahnbedarf an Japan.

Die Verwaltung der Staatseisenbahnen in Tokio hatte am 18. Oktober 1901 unter anderem Bedarf der Ingenieurabteilung auch 1246 t Eisenbahnschwellen; 72 t Stahlschrauben mit Muttern, 4½ t Patentunterlagscheiben und 256 t Schienennägel zu vergeben.

Der Bedarf ist grösstenteils entweder in Yokohama oder Kobe; etwa ⅓ des Gesamtbedarfs in Sakai, einem Hafen an der Westküste Japans, zu liefern; für letzteres wird eine Umladung in Kobe oder Nagasaki notwendig.

Das Ergebnis der Angebote stellt sich wie folgt:

1. Illies und Co., deutsches Haus, Vertreter von Krupp 14339 £ 2. Takata, japanisches Haus 14562 „ 3. China und Japan, Handelsgesellschaft, amerikani-              sches Haus 14988 „ 4. Mitsui, japanisches Haus 15477 „ 5. Okura,         „              „ 15647 „ 6. Jardine, englisches Haus 15855 „ 7. Isono, japanisches Haus 16379 „ 8. Birch, englisches Haus 16411 „

Krupp mit dem billigsten Angebot erhielt den Zuschlag, während früher diese Aufträge nach England oder Amerika gingen. Wie aus den obigen Zahlen ersichtlich, war der Wettbewerb ein sehr scharfer, wie denn ja heute überhaupt der Kaufmann seinen Nutzen auf das niedrigste Mass zurückzuschneiden hat.

Da die japanische Staatsverwaltung nicht früher zahlt als bis sich die betreffende Ware geprüft und nachgewogen in ihren Niederlagen befindet, so sind in obigen Preisen eingeschlossen:

1. das Mehr der Kapitalverzinsung (Bankinteressen),

2. die Verzinsung der 10 %igen Sicherheitshinterlegung,

3. die Ladegebühren,

4. der Nutzen des Kaufmanns.

Die Verzinsung kann mit 2½% für etwa 4½ Monate angesetzt werden.

Die Ladegebühren betragen etwa 4 Mk. für 1 t.

E. A.

Bücherschau. Die Francis-Turbinen und die Entwickelung des modernen Turbinenbaues in Deutschland, der Schweiz, Oesterreich-Ungarn, Italien, Frankreich, England und den Vereinigten Staaten von Amerika. Von Wilhelm Müller, Ingenieur. Hannover 1901. Gebrüder Jänecke.

Der Verfasser, den Lesern von Dinglers Polytechnischem Journal seit langem durch seine in dieser Zeitschrift erschienenen Aufsätze bekannt, stellt sich die Aufgabe „gegenüber den in jüngster Zeit veröffentlichten Turbinenwerken, die sich fast ausnahmslos auf die theoretische Behandlung dieser Kraftmaschinen beschränken, die durchgreifenden Umgestaltungen und praktischen Resultate, welche diesem Zweig der Maschinentechnik im letzten Jahrzehnt ein eigenartiges Gepräge verliehen, darzustellen, wobei naturgemäss die durch hohe Nutzeffekte und vorzügliche Anpassungsfähigkeit sich auszeichnenden Francis-Turbinen besondere Berücksichtigung finden mussten.“ Und man kann sagen, dass er diese, keineswegs leichte Aufgabe im grossen und ganzen sehr glücklich gelöst hat. Nur müsste in einem solchen Werke noch mehr, als es hier geschehen, auf die konstruktive Durchbildung der bei den Turbinen in Frage kommenden Maschinenteile eingegangen werden, es müsste z.B. näher erläutert werden, welche besonderen Rücksichten infolge der hier im allgemeinen auftretenden Verhältnisse bei Bemessung von Zapfen, Lagern, Wellen, Uebertragungsmechanismen u.s.w. in Frage kommen. Andererseits ist in dem Buche eine solche Fülle von Material gesammelt, dass wohl kein Ingenieur, mag er nun noch zu den lernenden, oder zu den schon im praktischen Leben stehenden gehören, es ohne Nutzen aus der Hand legen wird.

Nach einer kurzen Abhandlung über die Entwickelung des Turbinenbaues im allgemeinen und der Radialturbinen im besonderen geht der Verfasser zu den Francis-Turbinen über, deren Konstruktion gerade von den leistungsfähigsten Firmen in den letzten Jahren aufgenommen ist, und denen zusammen mit der Schwamkrug-Turbine die nächste Zukunft gehören dürfte.

Die Theorie derselben behandelt in einem besonderen Kapitel sehr übersichtlich nach bekannten Prinzipien Ingenieur Grupp, und gibt zur Erläuterung der Rechnungen zwei erschöpfend behandelte Beispiele, nicht ohne dabei den Hinweis zu unterlassen, dass in diesem noch so wenig, wirklich gründlich an Hand von Versuchen durchforschten Gebiete die Theorie nur Fingerzeige bieten kann, dass aber den entscheidenden Faktor zum Gelingen des Werkes doch das richtige konstruktive Gefühl bietet. Wird doch durch die Theorie bisher z.B. die Wirkung des Saugrohres gar nicht beachtet, durch welche Ablenkung der Wasserfäden und Wirbelungen hervorgerufen werden, die wahrscheinlich von grösstem Einfluss sind.

Für die Verzeichnung der Schaufelform führt der Verfasser das von Speidel und Wagenbach veröffentlichte

Z. d. V. d. J., 1899 S. 581 ff.

, zuerst von Prof. Kankelwitz in Stuttgart angegebene, und von Pfarr, damaligen Chefkonstrukteur von J. M. Voith in Heidenheim, jetzigen Professor in Darmstadt, weiter ausgebildete Verfahren an, während Ingenieur Grupp mit einer neuen Konstruktion an die Oeffentlichkeit tritt, welche er selbst seinerzeit auf Anregung des verstorbenen Prof. Teichmann in Stuttgart ausgearbeitet hat, und welche vor der zuerst genannten den Vorzug grösserer Einfachheit besitzen soll. Es erscheint uns fraglich, ob der ganzen Frage die Wichtigkeit innewohnt, die man ihr in gewissen, namentlich akademischen Kreisen gibt. Lehnen doch hervorragende Turbinenbauer alle diese Betrachtungen über Schaufelformen ab, wie das auch der Verfasser selbst an anderer Stelle hervorhebt. Es ist wichtig, dass bei der Wahl der Ein- und Austrittswinkel gewisse Regeln eingehalten werden, die übrige Gestaltung ist, wie Versuche und langjährige Erfahrungen zeigen, von geringem Einfluss auf den Nutzeffekt.

Aus den folgenden Betrachtungen möchten wir namentlich die Kapitel „Zur Gusstechnik“, „Anforderungen des Betriebes“ und „Anstellung von Brems versuchen“ als besonders interessant hervorheben; der Konstrukteur wird reiche Anregung aus den zahlreichen Tafeln über verschiedene Ausführungsformen schöpfen, auf denen wenigstens teilweise auch die konstruktive Durchbildung der Einzelheiten erkennbar ist.

Den Schluss des ersten Abschnittes vorliegenden Buches bildet ein Kapitel von etwa 20 Seiten, in dem, soweit das in so knapper Form möglich ist, die Bedingungen auseinandergesetzt sind, welche die Regulierung bei den Turbinen zu erfüllen hat, und die betreffenden Mechanismen in einigen Beispielen durch Wort und Bild erläutert werden. Gerade dieses Gebiet ist ja besonders wichtig geworden, seit infolge der elektrischen Kraftübertragung die Turbinen zum Antriebe von Dynamomaschinen verwendet werden, wo an ihre Regulierfähigkeit die höchsten Anforderungen gestellt werden müssen.

Der zweite Teil des Buches gibt eine Darstellung von dem Stande des modernen Turbinenbaues in den verschiedenen Ländern und hebt namentlich den Unterschied zwischen der Konstruktion dieser Kraftmaschinen in Amerika und der alten Welt hervor. Während in Europa, namentlich Deutschland, der Schweiz und Italien, meist noch die Turbine für jeden einzelnen Fall durchkonstruiert wird, haben die amerikanischen Fabriken sich eine feste Anzahl Modelle geschaffen, die sie als Marktware billig herstellen können. Dass diesem System schwere Nachteile anhaften, zeigt schon allein der Umstand, dass eine italienische Firma mit dem Bau der neuen Turbinen am Niagarafall beauftragt wurde, wo eben ganz abnormale Verhältnisse vorlagen, die die Amerikaner nicht zu beherrschen vermochten. Andererseits bietet auch das Studium des amerikanischen Turbinenbaues viel Interessantes; und aus den Ausführungen des Verfassers, welche allerdings an dieser Stelle auf Vollständigkeit keinen Anspruch erheben, ist für den deutschen Fachmann manches Wissenswerte zu entnehmen. Lehrreich und bemerkenswert ist die Thatsache, dass Frankreich, das Land der grossen Hydrauliker in der ersten Hälfte des vorigen Jahrhunderts, sich heute ganz von der wissenschaftlichen Behandlung der Turbinen ab- und der amerikanischen Fabrikationsmethode zugewandt hat, allerdings nicht zum Vorteile der betreffenden Industrie.

Das ganze Werk ist in einfacher und flüssiger Sprache geschrieben; nur stört die beim Verfasser so sehr beliebte Umstellung von Subjekt und Prädikat im zweiten Hauptsatze, falls zwei solche Sätze mit verschiedenem Subjekt durch „und“ verbunden werden. Diese durchaus undeutsche und direkt fehlerhafte Ausdrucksweise, welche durch den kaufmännischen Briefstil sich bei uns leider immer mehr einzubürgern scheint, sollte jeder Schriftsteller streng zu vermeiden suchen.

Von der Verlagsbuchhandlung Gebr. Jänecke in Hannover ist das Werk vornehm ausgestattet; insbesondere ist die Ausführung der zahlreichen Tafeln und Textfiguren durchaus zu loben. Beim Binden des Buches sollte man jedoch vermeiden, dass die Tafeln im Knick zwischen den Text eingeheftet werden, was sich namentlich bei geometrischen Konstruktionen, wie z.B. auf Tafel III „Schaufelform für Francis-Turbinen“, störend bemerkbar macht.

November 1901.

F. Mbg.

Berichtigung.

Textabbildung Bd. 317, S. 36

An Stelle der Abbildung einer Achsialturbine auf Seite 4, linke Spalte unten, gehört die nachstehende Abbildung einer Radialturbine. D. R.

Zum Betriebe ortsbeweglicher Werkzeugmaschinen hat sich Pressluft als Kraftmittel immer mehr bewährt, so dass neben der elektrischen Energie die druckgespannte Luft auf Schiffswerften, in Brückenbauanstalten, Kesselschmieden, Giessereien, Maschinenfabriken, als Betriebskraft stetig an Bedeutung gewinnt. Nur da, wo bereits Presswasseranlagen vorhanden sind, oder dort, wo bedeutende Kraftstärken in kurzer Arbeitsfolge geleistet werden müssen, wird der Druckwasserbetrieb auch weiterhin das Feld behaupten. In England war seit dem Jahre 1860 namentlich durch die Werke von Armstrong, Tweddell, Smith, Arrol u.a., der Presswasserbetrieb zu grosser Vollendung gebracht worden, so dass diese bewährten und erprobten Maschinen auch in Deutschland geschätzt und an verschiedenen Orten angewendet worden sind.

Dagegen hat sich seit Einführung elektrischer Kraftübertragung in Frankreich ein gemischter Betrieb entwickelt, der darin besteht, dass vermöge eines an der tragbaren Maschine befindlichen Elektromotors eine hydraulische Presse durch Vermittelung zweckentsprechender Uebersetzungen bethätigt wird, welche die Pressflüssigkeit für den Arbeitskolben der Nietmaschine erst liefert. Da es bisher noch nicht gelungen ist, Elektromotoren nebst Beiwerk in einer der erforderlichen Kraftstärke entsprechenden und der Werkzeugmaschine angemessenen Kleinheit auszuführen, so wird das Raumbedürfnis der tragbaren Maschine in unverhältnismässiger Weise gesteigert und dadurch das ganze tragbare Werk trotz der ausserordentlichen Beweglichkeit des Ganzen schwerfällig und unhandlich gemacht. Erst in neuerer Zeit scheint durch sinngemässe Anwendung der amerikanischen Kniehebelübertragungsmittel für die Anwendung des elektrischen Stromes ein neues Arbeitsgebiet erschlossen zu werden. So lange es aber nicht gelingt, den elektrischen Strom durch entsprechende Uebersetzungen in einfacherer Weise, als es bisher möglich war, auf hubartig und langsam wirkende Arbeitsmaschinen zu übertragen, wird Pressluft von 5 bis 6 at Arbeitsspannung schon wegen der ausserordentlich bequemen Zuleitung ein Kraftmittel von hervorragender Bedeutung bleiben. Die Pressluft ist als Betriebsmittel schon seit dem Bau des Mont-Cenis-Tunnel bekannt und wird nunmehr auch im Bergwerksbetrieb voll gewürdigt. Dagegen kommt Pressluft, ausser der Gebläseluft, in Hüttenwerken nur dort zur ausgedehnten Anwendung, wo bedeutende Wasserkräfte zur Verfügung stehen, dagegen Mangel an Kohlen zur Sparsamkeit im Ofenbetriebe zwingt, wie dies im Stahlwerk Terni in Italien der Fall ist, wo der grosse 1000 Zentnerhammer durch Pressluft bethätigt wird, welche Kompressoren liefern, die durch mächtige Turbinen getrieben werden. So wie nun dieser grosse Schmiedehammer in Terni das gewaltigste Beispiel für den Pressluftbetrieb vorstellt, ebenso könnte der alte Dampfhammer von James Nasmyth aus dem Jahre 1843 als das Urbild für die späteren kleinen Pressluftwerkzeuge angesprochen werden, obwohl diese ihr eigentliches besseres Vorbild in der Gesteinsbohrmaschine von Sommellier und Grattoni finden dürften.

Da bei den Stosswerkzeugen mit Pressluftbetrieb schon wegen der ausserordentlich hohen Hubzahl eine zwangläufige Steuerung so gut wie ausgeschlossen ist, so ist man auf die Selbstgangsteuerung gewiesen, welche in zwei Grundformen zur Erscheinung kommt. In der ersten wird der Hammerkolben mit seiner Stange unmittelbar zum Steuerorgan ausgebildet. In der zweiten Art wird ein Kolbenschieber benutzt, der mittels Pressluft seitens des Arbeitskolbens bezw. dessen Stange gesteuert wird. In der ersten Ausführung von Mac Coy vom Jahre 1887 ist dieser Steuerkolben im Hammerkolben und zwar in der Querrichtung beweglich untergebracht (vgl. D. p. J. 1890 275 * 208). Bei den späteren Konstruktionen von Boyer u.a. ist der Steuerkolben im Cylinder angeordnet (vgl. D. p. J. 1897 305 * 11).

Als die ureigentlichsten Vorgänger für die jetzigen Pressluftstosswerkzeuge müssen aber die von Amerikanern in der zahnärztlichen Technik gebrauchten und daselbst ausgebildeten feinen Instrumente gelten, mit welchen die Blattgoldfüllungen in Zähnen gemacht werden, und die in der Reihenfolge lauten:

Bannister und Green, 1867 Nr. 71950,

Hyde, 1869 Nr. 91849,

Green, 1869 Nr. 88290,

Nichols, 1875 Nr. 158863,

Dennis, 1877 Nr. 195102,

Stebbins, 1878 Nr. 203667,

Dennis, 1878 Nr. 205619,

Moreau und Dennis, 1878 Nr. 205289,

Dibbles, 1879 Nr. 211652 des U. S. P.

u.a. (vgl. Journal Franklin Institute, 1889 Bd. 78 Nr. 1).

David Joy's Dampfhammer ohne Steuerkolben.

Dieser Schmiedehammer (Fig. 1 und 2) vom Jahre 1868 dürfte nach dem U. S. P. Nr. 80550 als Grundform für die Pressluftwerkzeuge ohne Steuerkolben anzusehen sein. In der Hochstellung des Hammerkolbens a tritt Dampf durch b und den Kanal c über den Kolben d ein, während der unter dem Kolben befindliche Dampf durch f und g ins Freie entweicht. Hierdurch wird der Hammerkolben da niedergeschlagen, wobei c die Einströmöffnung b überschreitet.

Textabbildung Bd. 317, S. 37 Joy's Dampfhammer ohne Steuerkolben.

Vor dieser Stellung wirkt der Oberdampf direkt auf den Kolben d ein, nach Ueberschreitung der oberen Kante des unteren Kanalwinkels von c an der unteren Kante von b findet Abschluss statt, während dessen der Oberdampf durch Expansion wirksam ist, bis c nach dem unteren Ausströmkanal h gelangt. In dieser Tieflage kommt der untere Winkel des zweiten Kanals f gleichzeitig in den Bereich der Einströmung b, so dass Oberdampf aus-, Unterdampf dafür aber einströmt. Hiernach findet Aufhub des Hammerkolbens und selbstthätige Wiederholung des Hubspieles statt.

Ross' Presslufthammer.

Unter den Pressluftwerkzeugen mit Selbststeuerung durch den Hammerkolben ist jener von J. Mac Evan Ross vom Jahre 1890 bezw. 1892 einer der bemerkenswertesten (vgl. D. p. J. 1892 286 * 248 bezw. 1895 297 * 299; vgl. auch E. Freund, 1892 286 * 249).

Am hohlen Griffbügel a (Fig. 3) ist der Cylinder b eingeschraubt, in welchem abständig die Cylinderbüchse c eingesetzt ist. In diesem spielt der Hammerkolben d, welcher auf den Stiel f des Meisselwerkzeuges schlägt, der in der Führungsbüchse g läuft.

Textabbildung Bd. 317, S. 38 Fig. 3. Ross' Presslufthammer.

An dem Griffbügel a ist der Zuleitungsschlauch h angesetzt, während der federgespannte Kolben i die Luftableitung schliesst. Soll nun der Betrieb eingeleitet und erhalten werden, so muss dieser Kolbenschieber i durch den Hebeldrücker k zurückgestellt sein. Um ferner den Betrieb im Rücklauf des Hammerkolbens d möglichst stossfrei zu gestalten, dient der Scheibenkolben l, hinter dem beständig Pressluft steht, wozu der freie Verbindungskanal m vorgesehen ist. Der Hammerkolben d ist am Stangenende und in der Mitte schwächer abgedreht, so dass erstens eine wirkende Ringfläche für den Rücklauf des Kolbens entsteht, während zweitens durch die mittlere Einschnürung des Hammerkolbens eine wechselnde Verbindung des Einströmkanals 1 mit den Steuerkanälen 2, 3, 4 und 5, welche durch eine ringförmige Scheidewand derart abgeteilt werden, dass 2 mit 3 und 4 mit 5 beständig in Verbindung stehen. Dagegen stehen durch einen seitlich abgeschlossenen Längskanal die Oeffnungen 6 und 7 mit der Abströmung i im Zusammenhange. Es bilden daher die vordere, die beiden inneren (links und rechts) und die hinteren Kolbenkanten Steuerungselemente. Steht der Hammerkolben d in der Rücklage (Fig. 3), so tritt Pressluft durch I, 4 und 5 hinter den Kolben, so dass dieser den Arbeitshub nach links laufend ausführt. Schliesst die innere rechte Kolbenkante den Kanal 4, so wirkt die Pressluft mittels Expansion. Schliesst die vordere Kolbenkante den Kanal 6, so entsteht Kompression vor dem Kolben. Wenn sich diese Wirkungen gleichen, so bleibt trotzdem ein Kraftüberschuss vorhanden, welcher durch die Trägheit des nach links fliegenden Hammerkolbens gegeben ist. Ueberschreitet die linke innere Kolbenkante den Kanal 3, so tritt Pressluft vor dem Kolben d ein, und wenn gleichzeitig die hintere Kolbenkante den Ausströmkanal 7 geöffnet hat, so wird der Hammerkolben im Rücklauf nach rechts zu getrieben, worauf eine Wiederholung des Kolbenspiels ermöglicht wird.

Johnson's Presslufthammer.

Dieser Presslufthammer besteht nach dem U. S. P. Nr. 666757 vom Jahre 1901 aus dem Griffstück a (Fig. 4), in welchem der Cylinder b mit Führungshals c glatt eingeschoben ist, während derselbe durch das eingeschraubte Deckelstück d festgehalten wird. Durch den Drückerhebel f wird der federgespannte Ventilkolben g zurückgedrückt, so dass die durch h eingeleitete Pressluft in den Kanal i gelangt. Nun ist der Hammerkolben k einfach abgesetzt und im schwächeren Teil mit Querkanälen l versehen, die in einer Aushöhlung in der Rückseite des Kolbens münden. Steht nun der Hammerkolben k in der äussersten Vorlage (rechts), so münden diese Querkanäle durch Vermittelung der Oeffnung m ins Freie, so dass die Pressluft hinter dem Kolben entweichen kann. In dieser Lage steht aber der Kolbenabsatz gerade über der Einströmöffnung n, so dass die auf die Ringfläche der vorderen Kolbenseite wirkende Pressluft den Hammerkolben k zurücktreibt, sofern durch Abströmung der Arbeitsluft durch l und m die Kraftausgleichung erfolgt ist.

Textabbildung Bd. 317, S. 38 Fig. 4. Johnson's Presslufthammer.

Im weiteren Rücklaufe treten die Kanäle l über den vorderen Schutzrand o des Cylinders, so dass Pressluft nunmehr auch hinter den Kolben einfliessen kann. Nach erreichter Rücklage des Hammerkolbens k wirkt nun die eingeströmte Pressluft treibend auf den Kolben ein, so dass eine stetige Wiederholung des Hubspiels erreicht wird.

Mit diesem von der Parfitt Tool Co. in Springfield, Illinois, erzeugten und auch mit anderen Pressluftwerkzeugen ohne Steuerkolben sind 10000 bis 20000 minutliche Hubzahlen zu ermöglichen, was bei den anderen mit Steuerventilen ausgerüsteten Werkzeugen nicht thunlich ist, soll die Steuerungseinrichtung geschont werden.

W. Richman's Pressluftwerkzeug mit Steuerkolben.

Dieses aus dem Jahre 1879 stammende Werkzeug (Fig. 5) kann nach dem U. S. P. Nr. 213134 als Typus für die gesteuerten Pressluftwerkzeuge gelten. Am Cylinder a ist das Deckelstück b mit Führungshals für das Werkzeug c angesetzt. Im Cylinder bewegt sich frei der Hammerkolben d, in welchem der Steuerkolben f schwebt. Die Pressluft tritt durch den Winkelkanal g ein, die Arbeitsluft aber durch den Seitenkanal i ins Freie aus. Vermöge feiner Winkelkanäle im Hammerkolben wird mittels Pressluft der innere Steuerkolben f bewegt, welcher Querkanäle deckt und öffnet, durch welche Pressluft ober- und unterhalb des Hammerkolbens tritt und diesen im Arbeitshube und im Rücklaufe treibt.

T. Torp hat im Jahre 1889 ein ähnliches Pressluftwerkzeug hergestellt, den Ringschieber aber ausserhalb des Hammerkolbens angeordnet (vgl. D. p. J. 1892 286 * 248).

J. S. Mac Coy hat den Steuerkolben im Hammerkolben quer zur Hauptbewegung untergebracht (U. S. P. Nr. 373746 vom Jahre 1887; vgl. D. p. J. 1890 275 * 268).

Die Presslufthämmer vom Jahre 1890 der National Pneumatic Tool Company besitzen ebenfalls einen Steuerkolben, welcher im Hammerkolben quer zu dessen Hubrichtung angeordnet ist (vgl. D. p. J. 1892 286 * 249).

Textabbildung Bd. 317, S. 38 Fig. 5. Richman's Pressluftwerkzeug mit Steuerkolben.

Es ist leicht begreiflich, dass die im Steuerkolben. Hammerkolben untergebrachten Steuerschieber allen Stössen des Hammers ausgesetzt sind und durch die durch die Trägheit der Massen bedingten Seitendrücke in der ungünstigsten Weise beeinflusst werden.

Deshalb ist eine Trennung des Steuerschiebers vom Hammerkolben als ein Fortschritt zu bezeichnen.

Boyer's Presslufthammer mit Kolbenschieber.

Wie bereits erwähnt, ist bei Boyer's Presslufthammer der Steuerkolben im Cylinderkörper untergebracht, während der volle Hammerkolben nur mit seinen Randkanten zur Steuerung herangezogen wird (vgl. D. p. J. 1897 305 * 11).

Bei Rinsche's Presslufthammer ist eine ähnliche Anordnung des Steuerkolbens vorhanden, auch hier bewegt sich der im Cylinder liegende Kolbenschieber quer zur Hammerrichtung, doch ist bei diesem Werkzeuge der abgesetzte Hammerkörper mit Winkelkanälen ausgerüstet, so dass dieser gleichsam als doppelter Muschelschieber funktioniert (vgl. D. p. J. 1897 305 * 124).

Textabbildung Bd. 317, S. 39 Boyer's Presslufthammer mit Kolbenschieber.

Etwas abweichend in der Steuerung ist der neuere (unter dem Namen „kleiner Riese“ bekannte) Presslufthammer ausgeführt, der nach Engineering, 1900 I. S. 304 bezw. 425, in Fig. 6 bis 9 dargestellt ist. Dadurch, dass der Hammerkolben a in der Mitte zwar eingedreht, beide Kolbenteile aber von gleichem Durchmesser sind, der Kolben also nicht, wie bei der älteren Bauart, abgesetzt ist, muss die Rückschlagwirkung auf die vordere, volle Stirnfläche des Hammers verlegt werden, während früher eine Ringfläche des Kolbens zur Verfügung stand.

Der Hammerkolben a führt sich im Cylinder b, welcher vermöge der Ueberwerfmutter c an das Griffstück d angeschlossen ist. In diesem ist das selbstschliessende Einlassventil f eingesetzt, welches die durch g einlaufende Pressluft nach dem Steuerkolben leitet, während durch die Oeffnung k die verbrauchte Arbeitsluft ins Freie entweicht. Dieser entsprechend abgesetzte hohle Steuerkolben spielt in einer Büchse i (Fig. 8 und 9), die durch einen eingeschraubten Deckel in fester Lage erhalten wird, und deren eingedrehte Ringnuten durch Löcher mit Kanälen in Verbindung stehen, die sowohl im Cylinder b als auch im Griffstück d vorgesehen sind.

Befindet sich der Steuerkolben in der Hochlage (Fig. 6), so strömt Pressluft durch 1 in den Raum hinter dem Hammerkolben a und treibt diesen in die Schlagstellung (Fig. 7) nach rechts an das Meisselwerkzeug. Weil aber, wie bereits erwähnt, die vordere Hammerfläche nach einem geschlossenen Raum treibt, so muss die darin befindliche Luftmenge, die Vorluft, einen Ausweg finden. Dies erfolgt in zwei Arten, und zwar direkt durch das Loch 2 ins Freie, und ferner durch den Längskanal 3, welcher in der Hochlage des Kolbenschiebers in dessen Abströmraum mündet.

Nun ist der innere Hohlraum des Kolbenschiebers zur Ausströmung bestimmt, so dass Löcher im unteren Ringraum desselben die Abströmung der Vorluft durch zwei Parallelkanäle 3 vermitteln (auch Fig. 9). Hiernach ist eine Kompression der Vorluft vermieden und eine möglichst ungeschmälerte Schlagwirkung des Hammers gesichert.

Nach beendetem Hammerschlag muss nun eine Umsteuerung des Kolbenschiebers erfolgen, welche dadurch ermöglicht wird, dass Pressluft über den Steuerkolben fliesst, und diesen nach abwärts in die Stellung Fig. 7 treibt.

Durch einen Längskanal 4 (auch Fig. 8), welcher unabhängig von der Steuerung beständig Pressluft nach dem inneren Ringraum des Hammerkolbens a führt, tritt in der Stellung Fig. 7 durch den Längskanal 5 Druckluft über den Steuerkolben ein.

Nach durchgeführter Umsteuerung wird aus dem hinteren Cylinderraum durch den unteren Winkelkanal 6 die Arbeitsluft ins Freie abströmen, in dieser unteren Lage des Steuerkolbens wird aber auch Pressluft durch die beiden Parallelkanäle 3 in den Vorraum einfliessen und den Hammerkolben in die Rücklage (Fig. 6) treiben. Damit ist aber eine Umsteuerung verbunden, durch welche der Kolbenschieber in die Hochlage gebracht wird. Dies kann aber nur dann erfolgen, sobald die oberhalb des Kolbenschiebers eingeschlossene Druckluft in die freie Atmosphäre entweicht. Hierzu dient ein Querloch 7, welches aus dem Cylinderringraum ins Freie führt, so dass der oben angedeutete Vorgang nur dann möglich ist, wenn das Loch 8 vom Hammer a frei gelegt wird. Dieses Loch 8 stellt eine zweite Verbindung des Längskanals 5 mit dem Ringraum von a her und dient ausschliesslich der Ausströmung der Steuerluft, während das Loch 9 nur für die Einströmung der Steuerluft in Frage kommt.

Die Regelmässigkeit dieser Steuerung setzt aber eine gewisse Abständigkeit von 8 zu 9 voraus, durch welche eines dieser Löcher stets durch den Vollkolben a verdeckt sein muss, so dass nur immer eines davon mit dem Ringraum des Hammerkolbens in Verbindung steht. Nun ist in Fig. 7 dieser Ringraum durch Längskanal 4 mit Pressluft erfüllt, während in Stellung Fig. 6 aus diesem Ringraum durch das Querloch 7 die Steuerluft ins Freie gelangt.

Textabbildung Bd. 317, S. 39 Boyer's Presslufthammer mit Kolbenschieber.

Ist die oberhalb des Steuerkolbens befindliche Druckluft entwichen, so gelangt die an der unteren Ringfläche des Steuerkolbens befindliche Pressluft zur Wirkung und bringt denselben in die Hochstellung Fig. 6 zurück. Damit aber die ins Freie ausmündenden Querlöcher 2 und 7 nicht durch die Hand des Arbeiters in unbeabsichtigter Weise verdeckt werden, wodurch der Hammer betrieb sofort zum Stillstand gebracht würde, sind diese Oeffnungen 2 und 7 durch Längskanäle in das Griffstück d geführt und nach der Abströmöffnung k abgezweigt. Zum besseren Verständnisse sind diese winkelrechten Abzweigungen in Fig. 8 und 9 ersichtlich gemacht und durch 2 und 7 bezeichnet.

Boyer's Presslufthammer mit Ventilsteuerung.

Bemerkenswert ist bei diesem neueren Presslufthammer die Steuerung durch einen ausserordentlich leichten rohrförmigen Kolbenschieber, dessen Schwingungsrichtung mit derjenigen der Hammerbewegung übereinstimmt, wodurch die schädlichen Querdrücke auf das zarte Steuerorgan vermieden werden sollen. Ueberdies wird diese Steuerung von den Trägheitskräften der Schiebermasse unabhängig gemacht und nur durch die Luftdrücke auf die einzelnen Wirkungsflächen bedingt. Das in Fig. 10 bis 16 nach Engineering, 1900 I. S. 306, vorgeführte Werkzeug besteht aus dem Hammerkolben, welcher auf den geführten Stiel des Meisselwerkzeuges schlägt. Der Cylinder ist vermöge einer Randleiste durch eine Büchse mit Aussengewinde an das Griffstück angeschlossen, in welchem das durch einen Drücker zu öffnende Einlassorgan untergebracht ist. An dieses Griffstück wird der Luftzuführungsschlauch in bekannter Weise angesetzt. Zwischen Cylinderstirnfläche und Griffteil ist ein zweiteiliges Schiebergehäuse (Fig. 12 bis 14) eingeschlossen, in welchem das Kolbenventil (Fig. 15 und 16) spielt. Der Schlagstellung (Fig. 10) entspricht die Ventillage (Fig. 12) für den beginnenden Hammerrücklauf. Dagegen kommt der Rücklage des Hammers (Fig. 11) die Ventilstellung (Fig. 13) für den Beginn des Arbeitsganges bezw. für den Hammervorlauf zu. Wie bereits früher geschehen, möge der Kürze des Ausdruckes wegen es gestattet sein, diejenige Pressluft, welche zur Umsteuerung des Ventils gebraucht wird, Steuerluft, im Gegensatz zur Treibluft für den Hubbetrieb des Hammerkolbens zu nennen. Demgemäss sind im Hauptcylinder die Winkelkanäle 1 und 2, sowie die Längskanäle 3, 4 und 5 bezw. h, o und i für die Treibluft und die feinen Kanäle 6 und r im Schiebergehäuse für die Steuerluft vorgesehen. Die Steuerluft wird zum Teil von der einströmenden Pressluft direkt geliefert, zum anderen Teil der Treibluft aus dem Arbeitscylinder entnommen, was naturgemäss die Abhängigkeit der Ventilbewegung von der Hammerstellung bedingt. Vorerwähnt muss aber werden, dass der Hammerkolben in seiner Rücklage (Fig. 11) zwar in das Rohrventil frei einsetzt, dass aber diese Stellung durchaus nicht die Steuerung beeinflusst, sondern diese Bauweise nur der Raumersparnis bezw. der Abkürzung des ganzen Werkes wegen gewählt worden ist.

Textabbildung Bd. 317, S. 40 Boyer's Presslufthammer mit Ventilsteuerung.

Im Deckel des Ventilgehäuses (Fig. 12 bis 14) sind eine Anzahl Löcher angebracht, die in einer Ringnut des Griffstückes münden, in welchem die Pressluft eingeleitet wird. In der Linksstellung des Ventils (Fig. 13) tritt Pressluft durch den von der Ventilkante g und der Deckelkante frei gelassenen schmalen Randschlitz p (Fig. 13) in den Cylinderraum hinter dem Kolben ein, wodurch derselbe nach vorwärts in die Schlagstellung getrieben wird. Die Vorluft entweicht hierbei durch den Längskanal 2 und die Ringkanäle m und n durch o und i nach k ins Freie. Es mündet daher der Längskanal 2 in den Ringkanal m, welcher mit n durch die Ringmuschel a des Kolbenventils in Verbindung gebracht ist. In diese Ringmuschel a mündet aber beständig der Längskanal 4 ein, so dass Ausströmung durch 4 von der Hammerstellung bedingt wird, und diese aufhört, sobald der Hammerkolben das Loch 4 verdeckt. Gelangt der Hammer in die äusserste Schlagstellung links, so stellt der schwächere ringförmige Kolbenhals, die sogen. Hammermuschel, eine Verbindung des Kanals 5 mit 1 her. Von 5 (Fig. 14) durch den Längskanal 5 (Fig. 10) strömt Pressluft nach 1 und durch den feinen Längskanal 6 nach dem Ringraum e (Fig. 12). Da nun der Inhalt dieser Ringfläche bedeutend grösser ist als jener der Ventilringfläche d (Fig. 15), auf welcher beständig Pressluft lastet, so wird unter der Wirkung dieses Ueberdruckes das Ventil nach rechts gesteuert. Kurz nach eingeleiteter Umsteuerung gibt der grosse Kolbenrand c den Winkelkanal r frei, durch welchen direkte Pressluft in den Ringraum e strömt. Hierdurch wird die Umsteuerungsbewegung des Kolbenventils kräftig unterstützt und das Ventil in die Rechtslage (Fig. 12) gebracht. In dieser Lage fallen die Ringschlitze l der Ventilwand mit dem Ringkanal h zusammen, so dass eine direkte Ausströmung der Treibluft hinter dem Kolben durch i und k ins Freie erfolgen kann. Nachdem die Treibluft entwichen ist, muss vor dem Kolben Pressluft eingeführt werden, damit der Hammerkolben seinen Rücklauf beginne. Hierzu dient der Winkelkanal r, der Ringraum e, sowie ein kleiner Verbindungskanal 7, der e mit 2 vereinigt, sobald der Ventilkolben seine Rechtslage beibehält, der aber wie h geschlossen wird, sofern die Linksbewegung des Ventilrohrkolbens eingeleitet ist. Die durch Längskanal 2 einfallende Pressluft treibt den Hammerkolben in die Rücklage (Fig. 11). Sowie der Hammerkolben die beiden Längskanäle 3 und 4 frei gibt, tritt die Treibluft durch 4 ins Freie, während die im Ringraum e befindliche Steuerluft durch 1 nach dem vorderen Cylinderraum expandiert. Dadurch erfolgt zuerst ein Kraftausgleich in den Ringflächen e und d des Rohrventils, sodann später ein nach links thätiger Ueberdruck an d, so dass schliesslich die Linksstellung des Ventilkolbens (Fig. 13) eintritt, in welcher der Randspalt p für die Einströmung hinter dem Hammerkolben frei wird, während f gegen die Ausströmung abdichtet. Aus dieser Steuerungsanordnung ist zu erkennen, dass für die Rücklage des Hammerkolbens die Pressluft nur in verhältnismässig geringer Menge gebraucht wird, und dass für den Rücklauf des Kolbens auf die Wirkung des Rückstosses gerechnet wird, was bei dieser verstärkten Schlagwirkung auch angenommen werden kann.

Boyer's Presslufthammer für grossen Hammerhub.

Dieser in Fig. 17 bis 20 dargestellte Presslufthammer dient in der Hauptsache für Nietarbeiten und ist aus fünf Hauptteilen zusammengebaut, mittels zwei Ringmuttern verschraubt und mit drei Rohrschiebern ausgerüstet. Der vollkommen glatte cylindrische Hammerkolben geht durch eine Ringbüchse, bevor er an den Schlagbolzen anschlägt, in welchem die Niet-, Stemm- oder Meisselwerkzeuge eingesetzt werden. Zur Hubbegrenzung dieses Schlagbolzens dient eine stählerne Fangbüchse, die mit einer Art Zahnverschluss an das vordere Führungsstück angelegt wird. Die Rückenfläche dieses Schlagbolzens stemmt sich an den Rand der vorerwähnten Ringbüchse, welche den Rückschlag auffängt und diesen vermöge zweier Längsstäbe an das hintere federgespannte Rohrventil überträgt, dieses zurückschlägt und dadurch die Einströmung der Pressluft in den Cylinderraum hinter den Hammerkolben vermittelt (Fig. 17). Ist der Hammer in die Schlagstellung (Fig. 18) angekommen, so wird die Vorluft durch Vermittelung eines vorderen Rohrschiebers durch Querlöcher ins Freie getrieben, alsdann wird diese verdichtet, so zwar, dass die Ringbüchse damit vorrückt, bis der Anschluss an den Schlagbolzen noch knapp vor dem Schlag erreicht wird. Nun sind in der inneren Bohrung dieser Ringbüchse Längsnuten eingefräst, durch welche die komprimierte Luft zurück- und zwar indden freibleibenden Ringraum strömt. Dadurch wird der vordere Rohrschieber nach links gesteuert, die Ausströmung geschlossen und die Einströmung geöffnet (Fig. 18).

Textabbildung Bd. 317, S. 41 Boyer's Presslufthammer für grossen Hammerhub.

Nun steht der vordere Rohrschieber durch Längsstäbchen mit dem hinteren Rohrschieber in fester Verbindung, so dass bei einer Linksstellung dieses Schiebersystems hinter dem Hammerkolben die Einströmung geschlossen, dafür aber die Ausströmung geöffnet ist. Nachzuholen wäre die Bemerkung, dass diese Verbindungsstäbchen für die Schieber in den für die Zuströmung der Pressluft dienenden Längskanälen frei liegend durchgeführt sind, und genau so liegen, wie die beiden Stossstäbe von der Ringbüchse zum hinteren Abschlussrohrventil (Fig. 19).

Durch die am hinteren Einsatzrohr gestützte Windungsfeder wird nun das Rohrventil nach rechts verlegt, die hintere Einströmung überdeckt, so dass hinter dem Hammerkolben die Arbeitsluft ins Freie entweichen kann, sowie der Schlag erfolgt ist. Nun tritt Pressluft durch die erwähnten Längsrillen der Führungsbüchse vor den Hammerkolben, treibt diesen nach dem hinteren Cylinderboden. Sobald der rückläufige Hammerkolben die Ausströmung am hinteren Rohrschieber überlaufen hat, tritt eine entsprechende Verdichtung der Vorluft ein, welche auf die hintere Ringfläche des Rohrschiebers derartig einwirkt, dass dieses Schieberpaar umgesteuert, d. i. nach vorn zu verlegt wird. Hiernach wird hinten Einströmung, vorn aber Ausströmung durch die Schieber frei. Wie bereits vorerwähnt, wird aber durch den Rückprall des Büchsenringes das federgespannte Rohrventil zurückgeschlagen und erst jetzt der Einströmspalt für den Eintritt der Pressluft vollständig wirksam. Zur Erklärung dieser sinnreichen Einrichtung möge die folgende knapp gehaltene Beschreibung dienen.

In das Griffstück a ist das Mantelrohr b eingeschraubt, an dieses das vordere Führungsteil c mit Gewinde und Ueberwurfmutter angeschlossen. In diesem ist der Schlagbolzen f geführt, der durch den Hammerkolben d bethätigt wird, während die Fangbüchse g auch (Fig. 20) den Vorlauf des Schlagbolzens begrenzt. Der Hammerkolben ei spielt ferner im inneren Cylinderrohr h, welches an den Stirnenden zwei Rohrschieber i und k enthält, die in entsprechenden Erweiterungen liegen und Ringnuten überdecken, die nach den Ausströmlöchern m und n leiten. Während diese Ausströmnuten nach dem inneren Rohrmittel zu liegen, enthalten die Schieber i und k erweiterte Aussenborde, durch welche ringförmige Druckflächen entstehen, die unter dem Einflüsse der direkten Pressluft eine Schieberbewegung von rechts nach links, dagegen aber unter der Einwirkung der komprimierten Vorluft eine rückläufige Schieberbewegung hervorrufen. Weil nun die beiden Einzelschieber i und k vermöge Längsstäbchen, welche durch die der Einströmung der Pressluft vor dem Kolben dienenden Längskanäle gelegt sind, zu einem Schieberpaar verbunden werden, so ist damit eine Doppelwirkung verknüpft, die darin besteht, dass, sobald Einströmung vor dem Kolben erfolgt, hinter dem Kolben Ausströmung herrscht. Ausserdem ist noch ein dritter federgespannter Rohrschieber bezw. Rohrventil l vorhanden, welcher den frei bleibenden Ringschlitz zwischen Schieber i und dem Kammerstück o überdeckt (Fig. 19). Dieses Rohrventil l steht durch zwei andere eingelegte Längsstäbchen p (Fig. 19) mit der Ringbüchse q in loser Verbindung, derart, dass ein Federverschluss von l nur dann möglich wird, wenn diese Ringbüchse q an der vorderen Schulter des Führungsteiles c angelangt ist. Dies kann aber nur während der Schlagperiode stattfinden, weil nach erfolgtem Schlag durch den Rückstoss des Schlagbolzens f die Ringbüchse q nach links geworfen wird, wobei durch Vermittelung der Stäbchen p das Federventil l geöffnet wird. Wie bereits beschrieben, sind in der Bohrung dieser Ringbüchse q Längsnuten vorhanden, durch welche die durch den einlaufenden Hammerkolben d entstandene Kompressionsluft rückläufig in den Ringraum r strömt, wodurch der Schieber k und damit Schieber i umgesteuert wird.

Pickles' Pressluftwerkzeug.

Textabbildung Bd. 317, S. 41 Pickles' Pressluftwerkzeug.

Nach dem U. S. P. Nr. 630818 vom Jahre 1899 wird dieser Presslufthammer durch einen Ringschieber gesteuert, welcher einen äusseren Ansatz des Hauptcylinders übergreift und durch ein Kammerstück überdeckt wird, welches durch das Griffstück und einer zentralen Deckelschraube Anschluss findet. Nach den Fig. 21 bis 24 ist der Hammerkolben a mit einer mittleren Ringmuschel und einem schwächeren Ansatzzapfen versehen, welcher in die Deckelkammer b einsetzt. Diese bildet den Cylinderboden und ist zugleich Verschlussschraube für das Griffstück und die Schieberkammer.

Im Cylinder c sind nun die Fenster 1 für die Ein- und Ausströmung hinter dem Hammerkolben a durchgeführt, ferner stellt der Längskanal 2 die Verbindung her zwischen Cylindervorraum und Schiebermuschel, und während der gegabelte Längskanal 3 die Hammermuschel mit dem vorderen Schieberraum verbindet, leiten die beiden Seitenkanäle 4 beständig Pressluft in die Hammermuschel, sobald diese in den Bereich der Winkelkanäle 4 gelangt, was in der Schlagstellung eintritt. Dafür wird aber die vordere Oeffnung 5 vom Kanal 3 in der Rücklage des Hammerkolbens a (Fig. 22) den vorderen Schieberraum durch den Cylindervorraum mit dem Kanal 2 bezw. mit der Ausströmung 6 in Zusammenhang bringen. In dieser Stellung wird aber der vordere Schieberraum druckfrei, so dass der Schieber d (Fig. 23) nach links gesteuert werden kann, was durch die an seiner Rückenseite beständig wirkende Druckluft geschieht. Alsdann kann die im vorderen Cylinderraum befindliche Arbeitsluft durch die Fenster 7 im Schieber d nach dem oberen Ringraum und von da durch 6 ins Freie abströmen. Damit aber der Hammerkolben von der Schlagstellung in die Rücklage gelangen kann, muss aber in der Schieberstellung rechts (Fig. 21) die hinter dem Hammerkolben a stehende Druckluft durch 1 und 7 ins Freie gelangen. In dieser Schieberstellang rechts tritt aber Pressluft durch Kanal 4 und durch feine Löcher 8 in den Raum vor dem Schieber d, so dass die Rücklage von d gesichert ist und Pressluft durch Loch 9 und Kanal 2 in den Cylinderraum vor dem Hammerkolben einfliessen kann. Dagegen werden in der Schieberstellung links (Fig. 22) sowohl 9 als aucl 8 abgeschlossen sein. Dafür tritt aber Pressluft durch 1 in den hinteren Cylinderraum ein, welche den Hammerkolben nach links treibt.

Im Anschlusse an die bislang durchgeführten ganz allgemeinen Untersuchungen mögen nunmehr noch zwei spezielle Fälle behandelt werden, in denen durch eine bestimmte künstliche Regulierung Aenderungen wie die oben erörterten in den bestimmenden Faktoren der Turbine hervorgerufen werden, und die durch ihre dabei zu Tage tretenden grundsätzlichen Verschiedenheiten einen Vergleich angebracht erscheinen lassen.

Es sei wieder die Radialturbine mit Saugrohr zu Grunde gelegt, und zwar werde zunächst angenommen, dass bei unverändertem Leitradquerschnitt die Wassermenge, welche durch die Turbine läuft, durch irgend welche Ursache verändert wird. Nehme ich z.B. bestimmte Grössen von Q an, so kann ich danach bestimmen

c'_a=\frac{Q}{f_a}=\frac{\frac{Q}{{D_s}^2\,\pi}{4},

wenn Ds der Durchmesser des Saugrohres ist; ferner

c_e=\frac{Q}{f_e}\,:\,w'_e=c_e\,sin\,\alpha\,:\,w_a=\frac{w'_e}{a}.

Soll nun die Umlaufzahl in ihrer normalen Grösse erhalten bleiben, d.h. ve = konst. sein, so kann ich jetzt auch we und ca in ihrer wahren Grösse ermitteln, durch Zusammensetzung mit ce, ∢α bezw. wa, ∢γ und damit die Verluste feststellen.

Nun war nach Gleichung 2) das Ueberdruckgefälle

\frakfamily{h}_s=(1+\varphi_3)\,\frac{{w_a}^2}{2\,g}-\frac{a^2\,{w_a}^2}{2\,g}+\frac{{v_e}^2-{v_a}^2}{2\,g}

zu setzen, ein Wert, den ich ermitteln kann, ebenso wie den Ausdruck

(1+\varphi_1+\varphi_2)\,\frac{{c_e}^2}{2\,g}

Die Summe

H_1=\frakfamily{h}_s+(1+\varphi_1+\varphi_2)\,\frac{{c_e}^2}{2\,g}

wird aber hier jetzt nicht gleich H zu setzen, sondern ≷ H sein; es gibt H1 den Wert an, auf welchen H gebracht werden muss, um bei eben jener oben willkürlich angenommenen Wassermenge das normale ve einhalten zu können. Wird z.B. Q kleiner angenommen, so müsste H1 < H, das Gefälle also gedrosselt werden, um den Betrag H–H1. Diese Drosselung geschieht, wie bekannt, in manchen Fällen durch einen Ringschützen am unteren Ende des Saugrohres; jeder Verengung des Schützenquerschnittes am Saugrohr entspricht eine bestimmte Widerstandshöhe, die von dem der Turbine zur Verfügung stehenden Gefälle zu überwinden ist. Ueber die Grösse dieser Widerstandshöhen liegen Versuche von Weisbach vor, der zu den u.a. in Keck, Lehrbuch der Mechanik, II. Teil S. 284, angegebenen Werten gelangt ist.

Textabbildung Bd. 317, S. 42 Fig. 20. Radialturbine. Veränderl. Q u. H; v konst.

Ermittelt man nun im vorliegenden Falle für verschiedene Werte von Q, wie angegeben, die entsprechenden Leistungen, Wirkungsgrade u.s.w. sowohl wie die dazu gehörigen Werte von H – H1, so kann man annehmen, dass diese Differenz durch Drosselung des Wassers am Ringschützen verbraucht wird, kann aus den Weisbach'schen Zahlen, ungefähr wenigstens, feststellen, welche Querschnittsverengung dieser Drosselung entspricht, und so ein angenähertes Bild über den Einfluss der verschiedenen Stellungen des Schützens auf die Leistungen und den Wirkungsgrad der Turbine bei gleichbleibender Umlaufszahl gewinnen.

Derart ist mit der vorliegenden Radialturbine verfahren worden, und zwar ist Q von 0√H bis 2,4√H verändert angenommen. Die sich alsdann ergebenden Zahlenwerte sind aufgetragen in dem Diagramm Fig. 20.

Aus den Zahlenwerten geht hervor, dass schon bei einem Wert von Q = 1,6 √H die Grösse H – H1 negativ ist, d.h. um diese Wassermenge durch die Turbine zu treiben, bedarf es bereits eines Gefälles > H. Bei einem Wert von Q = 0,40 . √H wird schon keine nutzbare Arbeit mehr geleistet, sondern es muss, um die Umlaufszahl einhalten zu können, bereits Arbeit aufgewandt werden. In Fig. 20 sind die Werte von ηh, Nh und H – H1, bezogen auf Q, aufgetragen. Es zeigt sich daselbst, dass sich ηh direkt proportional der Wassermenge ändert, wenn, wie hier, jene Voraussetzung vorliegt, dass zugleich mit der Verringerung der Wassermenge das Gefälle auf den Wert gedrosselt wird, welcher für die einzuhaltende Umlaufszahl erforderlich ist. Die Leistungskurve zeigt die Form einer Parabel, deren Symmetrieachse aber senkrecht zu der Linie steht, welche die Wassermengen angibt. Im Punkte P gehen beide Kurven durch die Nulllinie, d.h. erst bei grösser werdendem Q fängt die Turbine an Nutzleistung zu liefern. (Die über die thatsächlich möglichen Grenzen hinausgehenden Werte von ηh und Nh sind eingezeichnet, um den Verlauf der Kurven verfolgen zu können.) Die durch Drosselung zu zerstörenden Teile des Gefälles (H – H1) sind nun gesetzt =\varphi_4\,\frac{(c'_a)^2}{2\,g}, wobei für φ1 die von Weisbach für rechteckige Schieberquerschnitte aufgestellten Koeffizienten zu Grunde gelegt werden sollen. Der unverengte Querschnitt, der bei normaler Beaufschlagung in Frage kommt, sei F, der durch eine beliebige Schützenstellung verengte F1; dann entspricht jedem Werte \varphi_4\,\frac{(c'_a)^2}{2\,g} ein ungefährer Wert \frac{F_1}{F}, der im Diagramm unter dem zugehörigen Wert von Q angegeben ist. Wie weit diese Zahlen als zuverlässig anzusehen sind, entzieht sich der Beurteilung; jedenfalls zeigen sie, wie schnell der Wirkungsgrad und die Leistung unter dem Einflüsse der Regulierung sinken. Bei ¼ Oeffnung des Schützen, d.h. einer Beaufschlagung, die halb so gross ist als die normale, ist ηh um 65 %, die Leistung um 80 % kleiner geworden als die normale. Auf demselben Prinzip: Verringerung der zulaufenden Wassermenge unter gleichzeitiger Drosselung des Gefälles, beruhen übrigens wohl sämtliche Regulierungen mit Schützen vor oder hinter der Turbine; die hier aufgestellten Kurven lassen sich daher auch ohne weiteres auf sie anwenden.

Die Wirkung derartiger Regulierungsvorrichtungen ist, wie bereits hervorgehoben, eine äusserst energische. Wo also Wasser stets in genügender Menge zur Verfügung steht, insbesondere da, wo man ohnehin genötigt ist, das nicht verbrauchte Wasser durch die Freiflut zu leiten, sei es, um Wasserschläge in langen Rohrleitungen zu vermeiden, sei es, weil das Wasser weiter unten nochmals nutzbar gemacht werden soll, sind sie wirtschaftlich durchaus gerechtfertigt und wegen ihrer einfachen Konstruktion, die auch bequem für selbstthätigen Angriff ausgebildet werden kann, anderen Anordnungen gegenüber jedenfalls im Vorteil. Aber sie versagen da, wo es gilt, veränderliche Wassermengen mit stets möglichst gutem Wirkungsgrad auszunutzen, und das ist wohl der am häufigsten vorliegende Fall bei grösseren Anlagen, die elektrischen Kraftstationen dienen. Sie liefern eine schlechte Ausnutzung der vorhandenen Energie, sobald die Beaufschlagung nur wenig von der normalen abweicht, und sind deshalb für solche Fälle, wo die Anlage längere Zeiten unter veränderten Wasserverhältnissen laufen muss, durch andere Konstruktionen verdrängt. Hier ist vor allem die Anwendung der drehbaren Leitschaufel zu nennen, welche heute für Francis-Turbinen in erster Linie in Frage kommt, und auch bei dem vorliegenden Beispiel angewandt wurde. Für diese sollen nunmehr zum Schluss ebenfalls die Veränderungen der Leistungen, Drehmomente und Wirkungsgrade bei verschiedenen Beaufschlagungen unter Annahme gleichbleibender Umlaufszahl und konstanten Gefälles ermittelt werden.

Das Schema der Anordnung des Leitrades ist aus Fig. 2 ersichtlich; der Rechnungsvorgang ist folgender: Es werden verschiedene Werte von Q angenommen, von 0√H bis 2,0√H; dann bestimmt sich daraus

w_a=\frac{Q}{f_a};\ w'_e=a\,w_a;

ferner

2) \frakfamily{h}_s=\frac{(1+\varphi_3)\,{w_a}^2}{2\,g}-\frac{{w'_e}^2}{2\,g}+\frac{{v_e}^2-{v_a}^2}{2\,g}.

Die Wirkungsweise der Regulierung soll so sein, dass kein Gefälle abgedrosselt zu werden braucht, um die vorgeschriebene Umlaufszahl einhalten zu können, d.h. es soll auch

\frakfamily{h}_s+(1+\varphi_1+\varphi_2)\,\frac{{c_e}^2}{2\,g}=H

sein; dann ergibt sich

\frac{{c_e}^2}{2\,g}=\frac{H-\frakfamily{h}_s}{(1+\varphi_1+\varphi_2)}

und das erforderliche

19) c_e=\sqrt{\frac{2\,g}{1+\varphi_1+\varphi_2}}\,\sqrt{H}-\frakfamily{h}_s,

dadurch ist aber auch der benötigte Leitradquerschnipt gegeben in

f_e=\frac{Q}{c_e}

und es wäre nur festzustellen, welchem ∢α der drehbaren Leitschaufeln dieser Wert von fe entspräche. Es ist aber (vgl. Fig. 21)

20) fe = b1 (De π sin α – s1 z1 – s2 z2 sin α) = b1 De π sin α – s1 z1 b1 – s2 z2 b1 sin α

und

sin\,\alpha=\frac{f_e+s_1\,z_1\,b_1}{b_1\,(D_e\,\pi-s_2\,z_2)}.

Textabbildung Bd. 317, S. 43 Fig. 21.

In dem vorliegenden Beispiel war

s1 = 9 mm, z1 = 32, b1 = 330,

De = 1500 mm, s2 = 7 mm, z2 = 28,

also wird

sin\,\alpha=\frac{f_e+0,095}{1,49}.

Danach lässt sich also die Stellung der Leitschaufeln für die verschiedenen Wassermengen ermitteln; sind nun noch we und ca auf dem bekannten Wege graphisch bestimmt und damit auch die Verluste \frac{{c_n}^2}{2\,g} und \frac{{c_a}^2}{2\,g}, so ergeben sich alsbald auch die zugehörigen Werte für die Wirkungsgrade, Leistungen und Drehmomente.

Textabbildung Bd. 317, S. 44 Fig. 22. Radialturbine. Veränd. Q; v konst.; Regulierung durch Verdrehung der Leitschaufeln.

Diese Berechnungen sind durchgeführt für Werte von Q, die in den Grenzen 0√H bis 2√/H (entsprechend 0 bis 3,6 cbm/Sek.) veränderlich sind. Diese letzte Grenze ist etwas weiter, als die vorliegende Konstruktion gestattet, weil sie einen ∢α = 35° 50' ergibt und der thatsächlich grösste ∢α nur 34°40' beträgt; doch hätte konstruktiv keine Schwierigkeit vorgelegen, für grösste Beaufschlagung den ∢α auch noch grösser zu erhalten, und die Rechnung zeigt eben auch den Einfluss einer noch weiter gehenden Erhöhung des Eintrittsquerschnittes. Die Ergebnisse der Rechnung gehen am besten hervor aus ihrer Zusammenstellung in den Diagrammen 22 und 23. Zunächst in Fig. 22 sind Leistungen, Drehmomente und Wirkungsgrade bezogen auf die beaufschlagende Wassermenge. Es zeigt sich, dass die Nutzleistungen und daher wegen der konstanten Umlaufszahl auch die Drehmomente annähernd proportional der Wassermenge zunehmen bis zu einem Werte von Q, der etwa 5/4 des normalen beträgt. Von da ab erreichen beide alsbald ein Maximum und nehmen wieder ab, wegen der alsdann unverhältnismässig schnell zunehmenden Verluste \frac{{c_n}^2}{2\,g} und \frac{{c_a}^2}{2\,g} (vgl. Fig. 23).

Die entsprechenden Werte der Leitschaufelwinkel sind unter den Werten für Q angegeben. Eine noch weiter gehende Vergrösserung der Winkel α und damit auch der Leitradquerschnitte würde, wenn auch die Turbine die zugehörige Wassermenge noch schlucken würde, sehr schnell zu einem schlechten Wirkungsgrad führen, wenigstens bei derselben Umlaufszahl; ein Umstand, der von vornherein bei der Konstruktion des Leitrades zu berücksichtigen ist. Das bemerkenswerteste Ergebnis ist in dem Verlauf der ηh-Kurven zu finden. Von der normalen Beaufschlagung bis herab auf eine solche von nur ¼ derselben verschlechtert sich der Wirkungsgrad um kaum 10 %, nach oben bei der maximalen Wassermenge ist er nur um 15 % schlechter. Wenngleich namentlich bei sehr geringen Leitschaufelöffnungen die Verhältnisse in Wirklichkeit etwas ungünstiger ausfallen dürften, weil die Leitschaufelenden dabei ziemlich weit von der Eintrittskante des Laufrades abstehen, so zeigt sich hier doch deutlich genug aufs neue die vortreffliche Eigenschaft der Regulierung mit drehbaren Leitschaufeln, innerhalb der gebräuchlichen Grenzen der Beaufschlagung stets einen verhältnismässig günstigen Wirkungsgrad zu liefern. (Vgl. die schon erwähnten Bremsversuche von Prof. Pfarr, Zeitschrift des Vereins deutscher Ingenieure, 1892.) Der innere Grund hierfür liegt darin, dass sie eine Veränderung der Aufschlagwassermenge zulässt, ohne gleichzeitig eine Beeinflussung auf das nutzbare Gefälle zu bewirken, wenn die Umlaufszahl erhalten bleiben soll; denn Regulierungen am Gefälle wirken, wie oben gezeigt wurde, sofort sehr energisch auf den Nutzeffekt ein. In Eig. 23 sind die beiden Hauptverlustquellen \frac{{c_a}^2}{2\,g} und \frac{{c_n}^2}{2\,g}, bezogen auf Q, aufgetragen; auch die Werte von \frac{{c_e}^2}{2\,g} und die Ueberdruckgefälle \frakfamily{h}_s.

Die Untersuchungen seien mit diesem Beispiel abgeschlossen. Es liegt indessen auf der Hand, dass die Behandlung, die das umfangreiche Gebiet in der vorliegenden Arbeit gefunden hat, keine erschöpfende sein konnte, dass sich die angestellten Ueberlegungen vielmehr noch in mancher Beziehung erweitern liessen und zu anderen interessanten Schlüssen führen würden.

Textabbildung Bd. 317, S. 44 Fig. 23. Radialturbine. Veränderl. Q; v konst.

Was die Genauigkeit der Berechnungen im einzelnen anbelangt, so sei hier, wie bereits eingangs bemerkt, nochmals hervorgehoben, dass eine präzise Untersuchung die Berücksichtigung noch mancher Einzelheiten verlangt haben würde, auf die hier nicht näher eingegangen ist. Die Uebersicht der Ergebnisse würde dadurch aber nur beeinträchtigt, die gewonnenen Resultate in keiner Weise verbessert worden sein. Es sind deshalb auch die angeführten Zahlengrössen, Koeffizienten u.s.w. sowohl wie die vorhandenen Abmessungen des beliebig gewählten Beispiels als unmassgeblich anzusehen und ohne Einfluss auf die allgemein gehaltenen Schlussfolgerungen. Es kam vor allem darauf an, eine übersichtliche Darstellung der für den Bau wie Betrieb gleich wichtigen Abhängigkeit der Turbine von Veränderungen ihrer Energiequelle zu schaffen und so den inneren Zusammenhang mancher, aus Versuchen bereits bekannten Erscheinungen klar zu stellen. Für diesen Zweck dürfte die hier angewandte Methode wohl geeignet und ausreichend sein und beim Entwurf wie bei der Beurteilung fertiger Anlagen gute Dienste leisten. Andererseits zeigt sie aufs neue die Nothwendigkeit, durch systematisch durchgeführte Versuche diese und ähnliche auf theoretischem Wege gewonnene Erkenntnisse erst in ihrem wahren Werte festzulegen, theoretische Möglichkeit und brauchbare Wirklichkeit miteinander in Einklang zu bringen.

Besondere Aufmerksamkeit widmet man in neuerer Zeit der Wasserzirkulation der Kessel. Letztere vermag die Verdampfungsfähigkeit der Heizfläche bedeutend zu erhöhen, indem die Dampf blasen, welche sich an der Heizfläche bilden, und welche bei träger Wasserbewegung haften bleiben und als schlechte Wärmeleiter den Wärmedurchgang erschweren, durch die Wasserströmung mitgenommen werden, um kühlerem Wasser Platz zu machen. Auch die Betriebssicherheit wird erhöht, denn die Wasserzirkulation sucht die Entstehung des sogen. Wärmestaues zu verhindern. Schliesslich wird die Ablagerung des Kesselsteins in günstiger Weise beeinflusst, indem an der wirksamsten Heizfläche über der Feuerung, wo sonst bei mangelhafter Wasserbewegung der meiste Kesselstein abgeschieden wird und hier gefährlich werden kann, die Ablagerung durch eine Rohrpumpe, energische Wasserzirkulation bedeutend vermindert wird. Bei den üblichen Walzenkesseln, wo die Speisung am hinteren Kesselende erfolgt, wird ein grosser Teil des Kesselsteins hinten abgeschieden, denn dieser hintere Teil ist naturgemäss von der Wasserbewegung mehr oder minder ausgeschlossen und bildet einen Schlammsack. Durch rechtzeitiges Abblasen des Schlammwassers an dieser Stelle können erhebliche Mengen des Schlammes abgeschieden werden.

Textabbildung Bd. 317, S. 45 Fig. 36. Einbau der Dubiau'schen Rohrpumpe.

Textabbildung Bd. 317, S. 45 Mehrfacher Walzenkessel mit Dubiau'scher Rohrpumpe von Crépelle-Fontaine.

Man kann nun die Wasserzirkulation entweder durch eine zweckentsprechende Bauart des Kessels auf natürlichem Wege oder auch durch künstliche Mittel erreichen. Von den letzteren hat besonders die Dubiau'sche Rohrpumpe weite Verbreitung gefunden. Mit Hilfe derselben lässt sich selbst in Kesseln, die ihrer Bauart nach nur eine geringe Wasserbewegung besitzen, eine energische Zirkulation erreichen, während bei zweckmässiger Bauart der Kessel die natürlich vorhandene Zirkulation bedeutend gesteigert wird.

Die Einrichtung und Wirkungsweise der Dubiau'schen Rohrpumpe darf als bekannt vorausgesetzt werden (D. p. J. 1899 313 * 93). In den Fig. 36 bis 42 soll die Benutzung der Rohrpumpe an Walzenkesseln gezeigt werden.

Fig. 36 zeigt den Einbau der Dubiau'schen Rohrpumpe für einen einfachen liegenden Cylinderkessel mit Unterfeuerung. Heber der direkt vom Feuer getroffenen Heizfläche wird eine Dampfhaube angeordnet; in derselben bildet sich ein zweiter Wasserspiegel in solcher Höhenlage, dass die schräg abgeschnittenen Enden der Rohre gerade eintauchen. Die Dampf blasen treten nun in die Rohre ein, reissen das umgebende Wasser mit und fördern letzteres in den Rohren in die Höhe. Das geförderte Wasser wird hierauf durch die Haube nach hinten bezw. nach den Seiten des Kessels abgeleitet. Die schräge Form der Rohrenden ergibt eine möglichst feine und gleichmässige Verteilung der Dampf blasen im Wasser; infolge derselben erfolgt der Austritt der Mischung in ruhigem Strome ohne unregelmässiges Emporschleudern von Wasser in den Dampfraum, und die Trennung von Dampf und Wasser geschieht ruhig, wie es sich durch Besichtigung des beleuchteten Inneren eines Kessels zeigte. Das geförderte Wasser wird beständig durch eine gleiche Menge, die unter dem Rande der Haube zufliesst, ersetzt, wodurch eine lebhafte Bespülung der wirksamsten Heizfläche verursacht wird.

Auf diese Weise lässt sich bei dem einfachen Walzenkessel, der sonst ohne erhebliche Wasserzirkulation ist, doch eine gute Wasserbewegung erreichen.

Die Fig. 37 und 38 zeigen die Anwendung der Dubiau'schen Rohrpumpe an einem mehrfachen Walzenkessel, bestehend aus zwei Gruppen zu je zwei Etagen. Dieser Kessel wird von der Firma Ch. Crépelle-Fontaine in La Madeleine bei Lille gebaut und ist in Nordfrankreich ziemlich verbreitet. Der vordere, unmittelbar über der Feuerung liegende Verbindungsstutzen ist durch eine Dampfhaube abgeschlossen, welche die bis zum Wasserspiegel führenden Rohre aufnimmt. Der hintere Stutzen ist mit einer Leitkappe im Unterkessel versehen, durch welche das Wasser gezwungen wird, bis an das hintere Kesselende zu strömen. Hierdurch wird auch dieses Kesselende in die Zirkulation eingeschlossen.

Textabbildung Bd. 317, S. 45 Walzenkessel mit Dubiau'scher Rohrpumpe.

Aehnlich ist die Ausführung bei dem Kessel Fig. 39 und 40, wo die beiden Unterkessel mit dem gemeinsamen Oberkessel an den beiden vorderen Verbindungsstutzen mit Rohrpumpen versehen sind.

Bei dem Batteriekessel Fig. 41 und 42 sind die Rohre durch die mittleren Kessel hindurch bis zum Wasserspiegel des Oberkessels geführt.

Nachstehend sind die Ergebnisse von Versuchen mit und ohne Dubiau-Pumpe wiedergegeben, die an der Kesselanlage der Compagnie Française Thomson-Houston, Elektrizitätswerk der Trambahn zu Amiens, ausgeführt wurden.

Textabbildung Bd. 317, S. 46 Batteriekessel mit Dubiau'scher Rohrpumpe.

Das Werk besitzt drei Kessel mit übereinander liegenden Siedern, die mit Dubiau-Pumpe ausgerüstet sind; die Heizfläche jedes Kessels beträgt 95 qm, die Rostfläche 9,72 qm.

Tag der Versuche                              1899 12. Sept. 15. Sept. 16. Sept. Versuchsdauer                            Stunden 8,3 6,0 6,25 Betrieb mit oder ohne Dubiau-Pumpe ohne mit mit      „        „     „      „    Ekonomiser mit ohne mit Mittlere Dampfspannung                     at 7,5 7,34 6,28 Temperatur des Speisewassers            ° 23,38 20,9 20,0        „             „          „                       am    Ekonomiser                                      ° 117,45 – 113,5 Wasser verdampft gesamt                  kg 11785,0 10651,0 13340,0 Dampferzeugung stündlich                  „ 1433,0 1775,0 2135,0 Art des verbrauchten Brennmaterials Briketts v. Anzin, Marinequal. Kohlenverbrauch brutto                     kg 1415,0 1220,0 1437,0 Asche                                                 „ 14,0 16,0 18,5 Schlacke                                             „ 78,0 63,0 87,5 Kohlenverbrauch netto                       „ 1323,0 1141,0 1331,0 Wasser verdampft per 1 kg Kohle    brutto                                              kg 8,328 8,788 9,213 Wasser verdampft per 1 kg Kohle    netto                                               kg 8,907 9,335 10,023 Wasser verdampft per 1 qm Heiz-    fläche und Stunde                          kg 14,9 18,5 22,4 Steigerung des Nutzeffekts des Kessels    mit Dubiau-Pumpe, jedoch ohne    Ekonomiser, gegenüber dem glei-    chen Kessel ohne Dubiau-Pumpe,    aber mit Ekonomiser                      % – 5,5 – Steigerung der Leistung bei gleichen    Verhältnissen                        % – 23,8 – Steigerung des Nutzeffekts des Kessels    mit Dubiau-Pumpe und Ekonomiser,    gegenüber dem gleichen Kessel    ohne Dubiau-Pumpe, aber mit    Ekonomiser                                   % – – 16,2 Steigerung der Leistung bei gleichen    Verhältnissen                                % – – 48,9

Der gegenwärtige Stand der Anschauungen über den Wert der Dubiau-Pumpen, soweit sie in der Fachliteratur zum Ausdruck gekommen sind, mag in folgender Zusammenfassung wiedergegeben sein mit dem ausdrücklichen Bemerken, dass damit nicht ein fertiges Urteil, sondern der Ausgangspunkt für weitere Klärung der Frage vorliegt

Nach Ernst Brückner: Ueber Dampfkessel mit Dubiau'scher Rohrpumpe. Zeitschrift des Bayerischen Dampfkessel-Revisionsvereins, 1899 Nr. 1 und 2.

. Der Wärmedurchgang durch die Heizfläche wird durch gesteigerte und geregelte Wasserbewegung gefördert; soweit daher die Dubiau'sche Einrichtung die Wasserzirkulation zu beschleunigen und zu regeln im stände ist, muss dieselbe als ein nützliches Hilfsmittel angesehen werden, das eine ähnliche Wirkung ausübt, wie eine Vergrösserung der Heizfläche; dass die Rohrpumpe an und für sich im stände ist, die beabsichtigte Wasserbewegung hervorzurufen, ist sowohl durch den zu Grunde liegenden physikalischen Vorgang im allgemeinen festgestellt, wie auch in einzelnen Fällen der Anwendung in Dampfkesseln einwandfrei nachgewiesen mit dem praktischen Resultat, dass sich mit derselben ohne Verminderung des Wirkungsgrades und der Dampftrockenheit und ohne missliche Erscheinungen, wie Ueberkochen u.s.w., eine wesentlich grössere Dampfentwickelung erzielen lässt, als ohne dieselbe. 30 bis 40 kg pro Stunde und Quadratmeter Heizfläche sind erreicht worden, also das Doppelte des bisher üblichen. Bei gleichbleibender Dampfproduktion wurde in mehreren Fällen bei ein und demselben Kessel mit Rohrpumpen ein besserer Wirkungsgrad festgestellt, als ohne solche. Von grosser Wichtigkeit ist es, dass bei starker Anstrengung von Kesseln mit Rohrpumpen auf unveränderten Trockenheitsgrad des Dampfes gerechnet werden darf und zwar auf Grund der durch direkte Beobachtung (elektrische Beleuchtung des Kesselinneren) konstatierten ruhigen Lage des Wasserspiegels und aus dem gleichförmigen Austritt des Dampfgemisches aus den „Emulseuren“; diese Erscheinungen werden, wenn sie als sicherer Erfolg der Dubiau'schen Einrichtung – wenigstens für bestimmte Kesselsysteme – eine weitere Bestätigung erfahren, derselben auch da besonders Eingang verschaffen, wo stark schwankender Dampf bedarf vorliegt, und die Bemessung der Anlage auf Grund der Maximalleistung nicht thunlich ist.

Für Neuanlagen bedeutet die Anbringung derselben, soweit die Wasserbewegung durch sie noch verbessert werden kann, eine Ersparung an Heizfläche, Kesselgewicht und Raum; ob auch an Anlagekosten, ist uns zur Zeit nicht bekannt. Ein weiterer Vorteil, über den bei dem geringen Alter der Erfindung die Praxis ihr abschliessendes Urteil noch nicht abgegeben haben kann, lässt sich aus dem Vorigen, welcher das Eintreten der beabsichtigten energischen Bespülung der wirksamsten Heizfläche in einer Reihe von Fällen ausser Frage stellt, indirekt ableiten; erstens wird der „Wärmestau“ und damit die Beanspruchung des Kesselmaterials vermindert, zweitens das Zusammenbacken des Schlammes zu dickeren Schichten hintangehalten bezw. an eine geeignete Stelle verlegt. Soweit übrigens bisher Beobachtungen bezüglich der Konservierung von Kesseln mit Rohrpumpen gemacht wurden, zeigten dieselben günstiges Ergebnis (Zeitschrift des Vereins deutscher Ingenieure, 1897 Nr. 28). Die Frage, ob sich bei jahrelangem Betrieb die Rohrpumpen selbst frei von Kesselsteinablagerungen und Verstopfungen halten lassen und besonders, ob der Einbau die Unterhaltung des Kessels nicht wesentlich erschwert, ist vor allen anderen noch der Klärung bedürftig. Eine Verstopfung der Pumprohre würde dazu führen, dass der „Hilfswasserspiegel“ bis an den unteren Rand der Haube sinkt, wodurch ein bedeutender Teil des Wasserraumes des Kessels einfach lahm gelegt und die Regellosigkeit der Wasserbewegung im übrigen Teil bedeutend verschlimmert würde. Wenn ferner der Einbau die am stärksten beanspruchten Teile der Wandung schwer zugänglich macht, so ist ebenfalls von vornherein zu erwarten, dass die hieraus im Laufe der Zeit entstehenden Nachteile den Nutzen der Rohrpumpen, der ja im wesentlichen auf Schonung und Reinhaltung der Heizflächen gegründet ist, aufwiegen. Dass die Schonung des Kesseleinsatzes erhöhte Vorsicht beim Reinigen des Kesselinneren erheischt, ist selbstverständlich.

(Fortsetzung folgt.)

3. Fortschritte bei der Fortschaffung der Produkte des Hochofens.

Nicht allein das Herbeischaffen der Mengen des Rohmateriales erfordert immer leistungsfähigere Anlagen, auch die Bewältigung der Produkte des Hochofens, deren Menge ja in gleicher Weise sich gesteigert hat, machte es erforderlich, auch hier mit mechanischen Hilfsmitteln der nicht mehr ausreichenden menschlichen Leistungsfähigkeit zu Hilfe zu kommen.

Drei Produkte liefert der Lochofen: Roheisen, Schlacke und Gase. Vorteilhaft macht sich hier der beweglichere Aggregatzustand für den Transport geltend, da ja die ersteren Produkte flüssig, die letzteren gasförmig gewonnen werden. Das Abziehen der Gase, durch den Ueberdruck im Ofen bewirkt, wird hier nicht unsere Betrachtung verdienen. Was die beiden anderen Produkte betrifft, so vollziehen sie zuerst ihre Entfernung aus dem Ofen selbstthätig, dem Gesetze der Schwere folgend. Die gewaltigen Schlackenmengen werden durch Einrinnenlassen in Wasser in körnigem Zustande gewonnen. Die Hochofenanlage in Eisenerz lässt die Schlacke in zwei betonierte Gruben, die mit Wasser gefüllt sind, fliessen. Die Gruben werden von einem Kran mit Greif er Vorrichtung beherrscht, welche die granulierte Schlacke aus der Grube hebt und sie weiter schafft. Nachdem die Schlacke, wie wir später erfahren werden, nicht wertlos ist, wird sie verladen und an den Ort ihrer späteren Verwendung gebracht. In vielen Fällen ist es zweckmässig, die Schlacke in Stückform zu erhalten, z.B. wenn sie als Baumaterial oder Versatzmaterial für Gruben verwendet werden soll. Hier wird sie gewöhnlich in sogen. Schlackenwagen vergossen, die zumeist kegelstumpfförmige gusseiserne Schalen haben. Auf einem Werke, welches die Schlacke als Grubenversatzmaterial gleich vom Hüttenplatze weg in die Grube stürzt, und zu diesem Zwecke grosse Kühlbänke angelegt hat, trägt man sich mit dem Gedanken, um diese platzraubenden Anlagen zu vermeiden, die Schlacke in ähnlichen Vorrichtungen zu vergiessen, wie sie für Roheisen unter der Bezeichnung Giessmaschine in Verwendung stehen. Wir werden sogleich von diesen Vorrichtungen zu sprechen haben.

Das Hauptaugenmerk erfordert selbstverständlich das Vergiessen des Roheisens. Wir sehen auch gerade auf diesem Gebiete Neuerungen von einschneidender Bedeutung in den letzten Jahren ausgeführt.

Einfach gestaltet sich der Hochofenbetrieb, was diesen Punkt betrifft, wenn die Anlage mit einem Stahlwerke in Verbindung ist, das das noch flüssige Roheisen zur Weiterverarbeitung übernimmt. In diesem Falle wird das Roheisen in mit feuerfester Masse verkleideten Wagen, Roheisenpfannen genannt, zum Stahlwerk gefahren.

Ist jedoch ein weiterer Transport notwendig, so muss dasselbe völlig erkalten gelassen werden, um es zur Verladung bringen zu können. Die früher allein übliche Methode, das Eisen in aus Sand geformte Masselbeete zu vergiessen, die für jeden Abstich neu hergerichtet werden mussten, zeigte sich mit zunehmender Produktion der Oefen als undurchführbar, ganz abgesehen davon, dass für gewisse Zwecke ein sandfreies Roheisen verlangt wird, das auf diesem Wege nicht herstellbar war. Die Arbeit des Aushebens der noch heissen Masseln aus den Sandformen ist eine aufreibende und erfordert teure und zahlreiche Menschenkräfte. Ferner muss in dem noch heissen Sande an der Wiederherstellung des durch das Ausheben der Masseln zerstörten Giessbeetes gearbeitet werden, soll die Giesshalle nicht zu grosse Dimensionen erhalten. Man musste daher bei der gesteigerten Erzeugung diese teure Menschenarbeit durch mechanische Vorrichtungen ersetzen. Ein Hilfsmittel bot sich übrigens auch in der Verwendung von Elektromagneten zum Ausheben der Masseln, wie dies thatsächlich auf der schon oft erwähnten Eisenerzer Anlage, die wohl eine der grossartigsten der Welt ist, angewendet wird. Allein es bleibt dann immer noch die Formarbeit in dem Sandbeete, wird auch dieses nicht durch eine beständige Einrichtung ersetzt, was natürlich auch die vorhin genannte Anlage gemacht hat. Als einfachste Lösung dieser Frage erscheint die Anwendung eines gusseisernen Masselbeetes. Das Roheisen wird in gusseiserne Schalenformen vergossen, die entweder fest gelagert sein können, wobei dann zweckmässig das Ausheben der erstarrten Masseln mittels Magneten erfolgt, oder aber die einzelnen Coquillenreihen sind drehbar eingerichtet, worauf nach dem Erstarren der Masseln eine ganze Reihe gewendet wird und das Roheisen in darunter gestelltedWagen fällt, die es fortschaffen.

Bei diesen ziemlich zweckmässigen Einrichtungen liess man es jedoch nicht bewenden. Man ging weiter und erbaute Vorrichtungen, Giessmaschinen benannt, die das Roheisen schon während des Erstarrens fortschafften, so dass es heute thatsächlich möglich ist, 20 Minuten nach dem Giessen der Massel diese bereits in den Eisenbahnwaggon zu verladen!

Textabbildung Bd. 317, S. 47 Coquille zur Uehling'schen Maschine.

eine ganze Menge von Vorschlägen, deren jeder die eine oder die andere Verbesserung ausführen mochte, sind in kurzer Zeit gemacht worden. Nur zwei sind bisher jedoch ausgeführt worden: die Uehling'sche und die Davies'sche Giessmaschine. Vor allem hat die zuerst genannte Konstruktion zahlreiche Anwendung gefunden.

Im Prinzip sind übrigens alle Maschinen gleich, immer handelt es sich um ein Vergiessen in gusseiserne Schalen, die sich unter der Füllstelle langsam weiter bewegen. In Fig. 15 sind die bei der Uehling-Maschine gebräuchlichen Schalen abgebildet und Fig. 16 zeigt das Uebergreifen der einzelnen Schalen, um ein Verschütten des Eisens bei der Weiterbewegung derselben möglichst hintanzuhalten.

Textabbildung Bd. 317, S. 48 Fig. 17. Uehling'sche Giessmaschine.

Die Uehling-Giessmaschine ist in Fig. 17 skizziert. Diese hat die Schalen zur Aufnahme des Roheisens in der Form einer Kette ohne Ende aneinander gereiht. Diese Kette von Schalen bewegt sich mit einer Geschwindigkeit von 5 m in der Minute und nimmt das mittels einer Roheisenpfanne vergossene Eisen auf und führt es etwa 40 m langsam steigend weiter. Bei der Stelle A angelangt, sind die Masseln bereits so weit gekühlt, dass sie beim Umkippen der Schalen aus diesen herausfallen. Sie gleiten dann auf ein Transportband, welches sich mit der halben Geschwindigkeit bewegt und sie zunächst durch einen mit Wasser gefüllten Trog führt, aus dem sie völlig abgekühlt herauskommen, so dass sie, beim Verladegerüst angelangt, bereits in Eisenbahnwagen verladen werden können. Das Verweilen unter Wasser dauert etwa 5 bis 6 Minuten. Nachdem eine Coquille ungefähr 60 bis 70 kg Eisen aufnimmt, so können bei normalem Giessen durchschnittlich 1000 kg Eisen in der Minute vergossen werden. Das Vergiessen eines Abstiches von 20 t kann mit einer Maschine in 25 Minuten vorgenommen werden. Es sind jedoch auch Giessmaschinen im Betrieb, die zwei Giessbänder haben, es bewegt sich dann das Transportband ebenso schnell und man kann auf diese Weise eine Maximalleistung von 1600 t pro 24 Stunden erreichen.

Textabbildung Bd. 317, S. 48 Fig. 18. Spritzkasten der Uehling'schen Giessmaschine.

Um die gusseisernen Schalen, die durchschnittlich eine Lebensdauer von 4000 Füllungen aushalten (werden sie aus Stahlguss hergestellt, so erhöht sich diese auf das 3- bis 4fache), werden sie vor ihrer neuerlichen Füllung mit einer Feuerschutzmasse ausgespritzt, gewöhnlich Kalkmilch oder auch Lehm oder Thon. Dieses Auskleiden der Coquillen erfolgt auf einfache Weise (Fig. 18) mittels Dampf- oder Luftstrahles, welcher die Auskleidemasse durch zweckentsprechende Rohre hebt und in zerstäubter Form gegen die noch heisse Innenseite der Schale schleudert. Die Wärme derselben trocknet die Masse vollständig.

Textabbildung Bd. 317, S. 48 Giessmaschine von Davies.

Die zweite in Verwendung genommene Giessmaschine ist die von Davies (Fig. 19). Diese ist für geringere Produktionen berechnet und recht gut verwendbar. Sie ist auf einer Drehscheibe von 12 bis 15 m Durchmesser angeordnet, der Platzbedarf ist also ein ganz geringer. Die in Fig. 20 skizzierte Schale ist doppelt ausgebildet, von dem Gedanken geleitet, die Abnutzung derselben herabzusetzen. Doch ist gerade diese Schalenform wegen der ungleichen Ausdehnungen infolge ungleicher Erwärmung der heikle Punkt dieser Maschine. Auch bei dieser finden wir das fallweise Auskleiden der Form mit einer Wärmeschutzmasse, allein es geschieht dies hier nicht durch Ausspritzen, sondern einfach durch Füllen der heissen Coquille mit der betreffenden Masse. Der Ueberschuss wird beim Kippen der Schale, da ja zunächst die untere Seite zur Füllung kommt, abgegossen. Die abgekühlten Masseln fallen auf ein darunterliegendes, gleichfalls im Kreise bewegtes Transportband, das die Masseln durch Wasser führt und nach dem vollständigen Erkalten in Wagen abstürzt. Grosse Aehnlichkeit mit der eben beschriebenen Maschine hat der Entwurf von Ramsay (Fig. 21 bis 23). Diese Maschine ist grösser gedacht und hat einen Durchmesser von 35 m, was eine zu grosse Platzverdrängung ist. Neu ist der zum Giessen verwendete Trichterapparat. Die Formen werden gefüllt, im Kreise weiterbewegt, unter einem Spritzrohr abgekühlt und bei der Stelle A entleert, dadurch dass die Schalen gekippt werden. Um das Ausfallen der Masseln sicher zu bewirken, ist hier eine Klopfvorrichtung vorgesehen.

Von den übrigen im Projekt bisher gebliebenen Giessmaschinen sei die Orth'sche erwähnt, die das früher besprochene feste gusseiserne Masselbeet in ein bewegliches umgestaltet und so ein leichteres Vergiessen erstlich erreicht. Es ist aber auch durch diese horizontale Verschiebbarkeit eine einfachere Verladung möglich. Eine ausführliche Beschreibung dieser Einrichtung ist in Stahl und Eisen, 1900 Nr. 20, enthalten.

Textabbildung Bd. 317, S. 48 Giessmaschine von Ramsay.

Zum Schlusse wollen wir noch kurz des ungemein sinnreichen Vorschlages von Belani Erwähnung thun, dessen Giessrad den Zweck verfolgt, die Giessvorrichtung möglichst wenig platzraubend zu gestalten. Fig. 24 skizziert dieselbe. Als Vorteile sind hier anzuführen die durch die Luft allein bewirkte Kühlung des Eisens und demgemäss auch des ganzen Apparates.

Textabbildung Bd. 317, S. 49 Fig. 24. Giessrad von Belani.

Derselbe wird also nicht wie bei den früheren Konstruktionen unmittelbar nacheinander grossen Temperaturschwankungen ausgesetzt, sondern nach dem Vergiessen eines Abstiches kann das Eisen so lange in der Maschine verweilen, bis es völlig gekühlt ist. – Wir wollen nun noch einige Blicke auf die Wirtschaftlichkeit dieser Einrichtungen werfen, denn nicht allein die rasche Arbeit ist ja massgebend für die Brauchbarkeit solcher immerhin komplizierter Apparate, sondern in viel höherem Grade noch die Billigkeit derselben. Und da sehen wir durchaus günstige Resultate. Die Erhaltungskosten der Schalen, die wohl zuerst den kritischen Blicken sich aussetzen, betragen nur 0,65 Pfg. pro 1 t vergossenen Eisens, sind also minimale. Eine einfache Uehling-Maschine erfordert zwei fünfpferdige Motoren zur Bewegung der Bänder und im ganzen vier Mann Bedienung. Die Unterhaltungs- und Betriebskosten einer Uehling-Maschine stellen sich auf 0,40 M. pro 1 t, während das Vergiessen im Masselbeet nicht unter 0,60 M. pro 1 t zu machen ist. Der Anschaffungspreis beträgt etwa 80000 M., ist also auch nicht hoch. Die Anwendung von Giessmaschinen ist daher von grösstem Interesse für billige Erzeugung bei grosser Produktion und teueren Arbeitskräften. Allerdings soll ihre Verwendbarkeit bei höherem Mangangehalte des Roheisens wegen des starken Verspritzens in Frage stehen. Die durch die rasche Abkühlung hervorgerufene Strukturänderung des Eisens hat nicht, wie man befürchtet hat, eine Qualitätsschädigung zur Folge.

(Fortsetzung folgt.)

b) Wasserverbrauch.

Wurde bisher für die Berechnung der möglichen Leistung der Weg der Wärme vom Rost bis auf die Schienen, d.h. von der Erzeugungsstelle bis zur Umformung zuerst verfolgt, so blieb die andere angedeutete Methode offen: nämlich die Wirkung der in das Kesselwasser eingetretenen Wärmemenge hinsichtlich der erzielten Dampfmenge zu untersuchen. Naturgemäss kann diese Untersuchung keine selbständige sein, sondern sie ist von der vorigen durchaus abhängig; eine analoge Behandlung ist unmöglich, da von den beiden Veränderlichen, welche den Brennstoff- und Wasserverbrauch darstellen, nur der erstere eine Unabhängige, der letztere dagegen stets eine Funktion des ersteren ist.

Oben (S. 661 Bd. 316) wurde mit

\frakfamily{W}=\eta_k\frakfamily{wB}

die zur Verdampfung verwertbare stündliche Wärmemenge bezeichnet. Zur Verdampfung von 1 kg Wasser bezw. zur Erzeugung von 1 kg Dampf von der Temperatur t, welche einer gewissen absoluten Spannung p entspricht (Fliegner'sche Tabelle), ist nach Régnault bekanntlich erforderlich die „Gesamtwärme“

λ = 606,5 + 0,305 tKal./kg.

Nun ist aber das Speisewasser im Tender bereits auf die Temperatur t0 durch die Sonne vorgewärmt (die Vorwärmung durch den Injektor darf natürlich nicht berücksichtigt werden, weil sie auf Kosten der im Kessel vorhandenen Energie geschieht), daher ist die entsprechende „Flüssigkeitswärme“ t0Kal./kg abzuziehen; ferner ist mit Rücksicht auf das mitgerissene Wasser (im Mittel 20 % der Dampfmenge), welches ebenfalls Dampftemperatur annehmen muss, die Gesamtwärme um die Grösse 0,2 (t – t0) zu vermehren, so dass

λ0 = 606,5 + 0,305t + 0,2 (t – t0) – t0

oder einfacher:

λ0 = 606,5 + 0,505 t – 1,2 t0Kal./kg

die zur Erzeugung von 1 kg nassem Dampf in einem Lokomotivkessel (genauer von 1,2 kg Gemisch von Dampf und Wasser) nötige Wärmemenge. Werden im ganzen nun \frakfamily{W} Kalorien in das Wasser geschickt, so ist die entstehende Dampfmenge \frac{\frakfamily{W}}{\lambda_0} oder ausführlicher mit Einsetzung des Wertes von \frakfamily{W}:

\frakfamily{D}=\frac{\eta_k\,\frakfamily{w\,B}}{\lambda_0}=\frac{\eta_k\,\frakfamily{w}}{\lambda_0}\,\left(\frac{\frakfamily{B}}{R}\right)\,R kg stündl.

Was über die in der Zeiteinheit zu erzeugenden Kalorien gesagt wurde, gilt infolge dieser Form nun auch von der Dampfmenge in der Zeiteinheit. Wie nicht anders zu erwarten, steigt diese Dampfmenge mit besserer Kesselwirkung ηk, besseren Kohlen \frakfamily{w} und mit der stündlichen Brennstoffmenge \frakfamily{B}, wobei allerdings eine Erhöhung der letzteren ein Fallen von ηk zur Folge hat in der Art, dass \frakfamily{B} rascher wächst, als ηk sinkt. Dass nebenbei die stündliche Dampfmenge bei einer Steigerung des Kesseldruckes (enthalten in λ0) kleiner werden muss, kann ausser Betracht bleiben, da die Erhöhung des Dampfdruckes gleichzeitig eine Verbesserung des Wirkungsgvades ηc der Expansion und der Gesamtleistung herbeiführt. Das Ergebnis ist: Die Dampfentwickelung hält nicht Schritt mit dem Brennstoffverbrauch, sondern steigt langsamer als dieser. Es steht dies in unmittelbarem Zusammenhang mit dem, was über die zur Umformung gelangende Wärmemenge \frakfamily{W} gesagt wurde.

Setzt man im Mittel

(für t = 180 bis 200° C. [10 bis 16 at absolut]) t = 190° Dampftemperatur, sowie (für t0 = 10 bis 20° C). t0 = 15° Speisewassertemperatur,

so wird

λ0 = 606,5 + 0,505 . 190 – 1,2 . 15 = ∾ 685 Kal./kg.

Ferner wird für \frakfamily{w}=7500\mbox{ Kal./kg. }\frac{\frakfamily{w}}{\lambda_0}=11 im Durchschnitt, endlich wegen \frac{\frakfamily{B}}{R}=\frac{12\,n}{3+R}:

\frakfamily{D}=11\,\eta_k\,\left(\frac{\frakfamily{B}}{R}\right)\,R=132\,\eta_k\,\frac{R\,n}{3+R} kg stündl.

Da hierin die Gattung und Bauart der Lokomotive durch ηk R n sich spiegelt, so gibt die Gleichung ein Bild von der Wechselwirkung zwischen Dampferzeugung und Dampfverbrauch und wieder sind Tourenzahl und Rostfläche die innersten Argumente.

Ist so die verfügbare Dampfmenge aus der Zahl der Kalorien in der Zeiteinheit berechnet, so muss damit die zur Abgabe einer gewissen Leistung erforderliche Dampfmenge gedeckt werden. Im Hinblick auf die verhältnismässig geringe Sparsamkeit in der Verwendung des Dampfes im Lokomotivorganismus und auf die mit der Wirklichkeit nie übereinstimmenden, immer viel zu tief gegriffenen Werte, welche eine theoretisch richtige Berechnung des Dampfverbrauchs liefern würde, ist die Genauigkeit gross genug, wenn man von der Zahl der nutzbaren Cylinderfüllungen in der Zeiteinheit ausgeht.

Bei einer gewöhnlichen Zwillingsmaschine erfordert eine Erdumdrehung zwei Füllungen für jede Seite, somit ein Dampfvolumen von 2\,\cdot\,\frac{d^2\,\pi}{4}\,s\,\cdot\,\varepsilon\,\cdot\,2=\pi\,d^2\,s\,\varepsilon, wenn

d der Cylinderdurchmesser,

s der Kolbenhub,

ε der Füllungsgrad

ist.

Bei n Umdrehungen in der Minute, welche in der Stunde 60mal wiederholt werden, und einer Dampfdichte γ (kg/dm3, Fliegner'sche Tabelle), ist somit nach kurzer Vereinfachung der Gesamtverbrauch:

\frakfamily{D}=189\,(\gamma\,d_2\,s)\,\epsilon\,n kg stündl.

Wird bei einer gegebenen Lokomotive der Dampfdruck konstant gehalten, so ist der Klammerausdruck eine Konstante. Der Dampfverbrauch ist dann nur von Füllung und Tourenzahl abhängig, jedoch ist von Proportionalität zwischen \frakfamily{D} und εn keine Rede, da die letzteren unter sich selbst Beziehungen haben; für eine gegebene Lokomotive muss ja mit wachsender Tourenzahl die Füllung sinken, gerade um den Dampf verbrauch unter der Leistungsgrenze des Kessels zu halten. Bei Verbundmaschinen ist nur ein grosser oder zwei kleine. Cylinder zu füllen, wofür aber ε um so höher ausfällt.

Die Vergleichung der beiden für \frakfamily{D} gefundenen Werte ergibt:

\frakfamily{D}=\frac{\eta_k\,\frakfamily{w}}{\lambda_0}\,\left(\frac{\frakfamily{B}}{R}\right)\,R=189\,(\gamma\,d^2\,s)\,\varepsilon\,n.

Daraus folgt ein weiterev Wert für die „Forcierungsziffer“ \left(\frac{\frakfamily{B}}{R}\right), ferner ein Wert für die zu einer gewissen Tourenzahl für bestimmte Kesselanstrengung gehörige Füllung:

\varepsilon=\frac{\eta_k\,\frakfamily{w\,B}}{189\,\gamma\,d^2\,s\,n\,\lambda_0}, im Mittel, \varepsilon=0,0583\,\frac{\eta_k\,R}{(\gamma\,d^2\,s)\,n}\,\left(\frac{\frakfamily{B}}{R}\right).

In schönster Weise zeigt dieser Ausdruck, wie eine Vergrösserung der Füllung, d.h. der Zugkraft bei gegebener Geschwindigkeit, möglich ist bei besserer Kesselwirkung (ηk) besserer Kohle (\frakfamily{w}), grösserer Rostfläche (R) und Forcierung \left(\frac{\frakfamily{B}}{R}\right); wie dagegen eine Verkleinerung des Füllungsgrades mit steigender Tourenzahl (n) nötig wird. Für eine bestimmte Lokomotive ist auch R konstant und der Ausdruck so zu schreiben:

a) Mittlere mögliche Füllung

\varepsilon=0,0583\,\left(\frac{R}{\gamma\,d^2\,s}\right)\,\frac{\eta_k}{n}\,\cdot\,\frac{\frakfamily{B}}{R}.

Die Grössen ηk \eta_k\,n\,\frac{\frakfamily{B}}{R} sind feindliche Gegensätze unter sich; nimmt man an, dass das Produkt aus ηk und \frac{\frakfamily{B}}{R} annähernd konstant ist, so ist die Füllung der Tourenzahl umgekehrt proportional, was von der Wahrheit nicht weit entfernt sein kann, wenigstens bei normalen Verhältnissen.

Noch auf anderem Weg ist die mögliche Füllung, von deren Kenntnis die Ermittelung des zu erwartenden Dampfverbrauchs durchaus abhängt, zu finden. Eine Funktion des Füllungsgrades ist die mittlere nutzbare Spannung im Cylinder, welche in der Zugkraftsformel mitwirkt.

Ist diese indizierte Spannung pi, der Triebraddurchmesser D, so ist die Zugkraft bekanntlich

Z=\frac{d^2\,s\p_i}{D},

somit einerseits die indizierte Leistung

N=\frac{Z\,\cdot\,V}{270} (erforderliche Maschinenleistung),

während andererseits

N = aH√n (verfügbare Kesselleistung).

Daher

N=\frac{d^2\,s\,p_i}{D}\,\cdot\,\frac{V}{270}=a\,H\,\sqrt{n}.

Bedenkt man nun, dass die Umfangsgeschwindigkeit des Triebrades in Kilometer pro Stunde den Wert hat

V=\frac{\pi\,D\,n}{60}\,\cdot\,3,6,

so ist

N=\frac{d^2\,s\,p_i}{D}\,\frac{\pi\,D\,n\,\cdot\,3,6}{60\,\cdot\,270}=a\,H\,\sqrt{n},

woraus nach Vereinfachung das Verhältnis c des mittleren Kolbendrucks zum Kesseldruck sich ergibt (d, s in Decimeter einzusetzen!).

b) Druckverhältnis

e=\frac{p_i}{p}=143\,\left(\frac{a\,H}{p\,d^2\,s}\right)\,\frac{1}{\sqrt{n}}.

Entgegen dem Ausdruck a) zeigt diese Gleichung eine geringere Abhängigkeit der Grösse c von der Tourenzahl, als die Grösse ε dieser gegenüber aufweist.

Durch Division der beiden Formeln a) und b) erhält man:

c) \frac{\varepsilon}{e}=0,000407\,\left(\frac{p}{a\,\gamma}\,\cdot\,\frac{R}{H}\right)\,\cdot\,\frac{\eta_k}{\sqrt{n}}\,\cdot\,\frac{\frakfamily{B}}{R}.

Die Bauart und Anstrengung der Lokomotive sind darin weitgehend berücksichtigt.

Die so erhaltenen Werte stimmen gut zu den Ergebnissen der Handformeln in der Hütte:

für Zwillingsmaschinen

p_i=\frac{3\,\varepsilon\,(p'-1)}{1+2\,\varepsilon}

wobei p' = 0,9 p ist;

für Verbundmaschinen (bei normalen Füllungen)

p_i=\left\{{{0,45\,(p-1)\mbox{ mit Schlepptender}}\atop{0,42\,(p-1)\mbox{ Tenderlokomotiven.}}}\right

Folgende Beispiele sprechen für die Anwendung der Gleichungen a) und b):

1. Für die 2/4 gekuppelte Schnellzuglokomotive der badischen Staatsbahn (Zwillingsmaschine) ist:

d = 46 cm H = 137 qm (Serverohre) s = 60 cm R = 1,99 qm n = 227 (90 km/Std.) ηk = 0,6 geschätzt a =0,4p = 13 at (Ueberdruck) \frac{\frakfamily{B}}{R}=\frac{12\,\cdot\,227}{3+1,99}=545kg/qm-Std., γ = 0,007 kg/cdm somit a) \varepsilon=0,0538 \left(\frac{1,99}{0,007\,\cdot\,4,6^2\,\cdot\,6}\right)\,\frac{0,6}{227}\,\cdot\,545 =0,19 b) p_i=143 \left(\frac{0,4\,\cdot\,137}{4,6^2\,\cdot\,6}\right)\,\frac{1}{\sqrt{227}} =4,2\mbox{ at.}

Setzt man andererseits p' = 0,9 . 13 = 11,7 at, so wird:

p_i=\frac{3\,\cdot\,0,19\,(11,7-1)}{1+2\,\cdot\,0,19}=\frac{0,57\,\cdot\,10,7}{1,38}=4,4\mbox{ at.}

Der Unterschied von 0,2 at ist jedenfalls ein geringer zu nennen. Es folgt noch:

\frakfamily{D}=11\,.\,0,6\,.\,545\,.\,1,99 = 7200 kg stündlich \frakfamily{V}=545\,.\,1,99 = 1090   „       „

2. Für die ⅖ gekuppelte Schnellzuglokomotive des „Atlantic Flyer“ (Vauclain'sche Verbundmaschine, Kl. III a2 der Tabelle S. 350 Bd. 316) ist:

d = 33 cm (Hochdruck) H = 156 qm s = 66 cm R = 7,1 qm (System Wootten) n = 280 (113 km/Std.) ηk= 0,6 geschätzt a = 0,5 \frac{\frakfamily{B}}{R}=\frac{12\,\cdot\,280}{3+7,1}=330 kg/qm-Std., p = 14,1 at (Ueberdruck)γ = 0,0075 kg/cdm

somit

a) \vareosilon=0,0583\,\left(\frac{7,1}{0,0075\,\cdot\,3,3^2\,\cdot\,6,6}\right)\,\frac{0,6}{280}\,333=0,56

im Hochdruckcylinder.

Nach Indikatoraufnahmen und vielen praktischen Untersuchungen, welche an dieser Lokomotive von der Baldwin'schen Lokomotivfabrik selbst vorgenommen worden sind, beträgt die normale Füllung des Hochdruckcylinders thatsächlich 56 % bei 113 km (70 engl. Meilen) Geschwindigkeit!

b) e=\frac{p_i}{p}=143\,\frac{0,5\,\cdot\,156}{14,1\,\cdot\,3,3^2\,\cdot\,6,6}\,\frac{1}{\sqrt{280}} =0,66 daher     p_i=0,66\,\cdot\,14,1 =9,3\mbox{ at.} Anderseits ist      p_i=\frac{3\,\cdot\,0,56\,(12,7-1)}{1+2\,\cdot\,0,56}=\frac{1,68\,\cdot\,11,7}{2,12} =9,3\mbox{ at!}

Bei dieser Art von Berechnung wurde natürlich das Verbundsystem völlig vernachlässigt und nur eine Zwillingsmaschine mit dem angegebenen Kolbendurchmesser zu Grunde gelegt; die Hauptsache war der Nachweis für die Uebereinstimmung der hier abgeleiteten Werte mit den aus einfacheren empirischen Formeln gefundenen.

Hierher gehört noch

\frakfamily{D}=11\,.\,0,6\,.\,333\,.\,7,1 = 15600 kg stündlich \frakfamily{B}=333\,.\,7,1 =   2370 „ „

Die Frage, wodurch sich in der Gleichung

\varepsilon=0,0583\,\left(\frac{R}{\gamma\,d^2\,s}\right)\,\cdot\,\frac{\eta_k}{n}\,\cdot\,\frac{\frakfamily{B}}{R}

der Einfluss verschiedener Zugsbelastungen auf die erforderliche Füllung bei einer und derselben Geschwindigkeit bemerkbar mache, ist dahin zu beantworten, dass dieser Einfluss nur in der Grösse \frac{\frakfamily{B}}{R} enthalten sein kann, welche ein Mass für den Dampf verbrauch und die damit zusammenhängende Anstrengung des Heizers ist. Die Koeffizienten a und b in \frac{\frakfamily{B}}{R}=\frac{a\,n}{b+R} sind keiner Vorschrift unterworfen, sondern a = 12 und b = 3 sind lediglich Durchschnittszahlen.

(Fortsetzung folgt.)

Wirkungen moderner Geschosse aus schweren Schiffsgeschützen.

Die Wirkungen von Geschossen, deren Sprengladung sich aus explosiblen Nitraten zusammensetzen, sind als enorme bekannt, aber diese Geschosse haben die unangenehme Eigenschaft, nicht zuverlässig zu sein, in den Geschützrohren zu krepieren und dann das eigene Material und Personal zu vernichten, ohne dem Gegner zu schaden. Dänemark wollte für seine Marine solche wirksamen Geschosse einführen, und eine umfassende Probe wurde im Herbst 1901 angeordnet, deren Ergebnisse nunmehr vorliegen und die mit dem fast augenblicklichen Verlust eines der beiden zu den Prüfungen gestellten Schiffe – ziemlich verblüffend – geendet haben. Man beabsichtigte auf dem Panzer „Skjold“ 30 Geschosse mit neuen Sprenggranaten, auf dem Kanonenboot „Moen“ 20 zu proben. „Skjold“ ist erst am 5. September 1896 vom Stapel gelaufen, 2180 t gross, am Gürtel, an den Türmen mit Stahlpanzer geschützt und mit einem 25 cm Hinterlader, drei 12 cm, vier 4,7 cm Schnellladern armiert. Das Schiff repräsentiert einen Wert von etwa 4 Millionen Mark. „Moen“ dagegen hatte keinen Wert mehr, war 27 Jahre alt, aus Eisen gebaut, ohne Panzerschutz und führte einen 25 cm Vorderlader von Armstrong, vier Revolverkanonen bei einer Wasserverdrängung von 410 t. Die Proben sollten mit den 25 cm-Geschützen beider Schiffe gemacht werden. Diese wurden ausserhalb des Forts Middelgraad bei Kopenhagen im nördlichen Fahrwasser, 400 m voneinander entfernt, vor Anker gelegt, hatten Dampf auf, und „Moen“ begann zu feuern. Die 20 Geschosse, deren jedes mit 25 kg Pikrinsäure gefüllt war, befanden sich in der Pulverkammer unter dem 25 cm-Geschütz, woselbst auch 600 kg Pulver für die Kartuschen untergebracht waren. Nachdem das Geschütz geladen war, verliess es die Mannschaft, begab sich auf den „Skjold“ und dort hinter die Panzerung, ein. Beweis, dass das Vertrauen zu den Granaten kein hervorragend grosses war. Die Entzündung der Ladung erfolgte elektrisch vom „Skjold“ aus. Zwei Granaten hatten gut funktioniert, die Zuschauer auf „Skjold“ verliessen teilweise die Deckungen; da flog beim dritten Schuss das ganze Vorschiff des „Moen“ unter gewaltiger Detonation in die Luft, das Hinterschiff sank sofort, ein Hagel von Eisen und Holzteilen kam bis zum „Skjold“ herüber, verletzte aber niemand. Durch Taucher wurde festgestellt, dass das ganze Vorschiff nebst dem 25 cm-Geschütz in Atome zersplittert war. Wahrscheinlich krepierte die Granate im Rohr und es erfolgte die Explosion der noch übrigen 17 Geschosse und der 600 kg Pulver. Die Maschine war völlig zerstört, die Kessel sollen explodiert sein.

Bahnräumer.

S. 819 Bd. 316 enthält unter den kleineren Mitteilungen eine Beschreibung der Schutzvorrichtung für Strassenbahnwagen von Wilson und Bennet, deren Prinzip im Gegensatz zu den meisten anderen Vorrichtungen dieser Art darin besteht, dass der im Wege liegende Körper zunächst gegen einen Fühler stösst und diesen zurückdrängt. Dabei senkt sich, bethätigt durch den Fühler, eine Art Schaufel nieder und nimmt den Körper auf.

Eine Vorrichtung dieser Art ist indessen bereits im Jahre 1894 von mir ausgeführt worden, worüber das nachfolgende amtliche Versuchsprotokoll Auskunft gibt:

„Auf Veranlassung der Polizeiverwaltung unterzogen die Unterzeichneten heute vormittag die von Herrn Direktor Haedicke in Siegen erfundene Schutz- und Fangvorrichtung für Schienenwagen einer eingehenden Besichtigung und Prüfung.

Es waren an den Endseiten eines Wagens der elektrischen Strassenbahn zwei verschiedene Schutz- und Fangvorrichtungen nach beiliegender Zeichnung angebracht.

Eine mit sehr dünner Gaze bekleidete Puppe von der Grösse eines etwa zwölfjährigen Kindes diente als Versuchsobjekt. Die Puppe wurde in den verschiedensten Lagen (liegend sowie stehend, in der Längs- und Querrichtung der Schienen, zwischen den Geleisen, auf und neben denselben, auch während der Vorbeifahrt des Wagens vom Strassendamm in die Schienen gestossen) der Thätigkeit des Apparates ausgesetzt, zum Teil war die Fahrgeschwindigkeit eine gemässigte, zum Teil eine volle.

Textabbildung Bd. 317, S. 51 Fig. 1.

In allen Fällen funktionierte der Apparat als Fänger in der erwarteten Weise; er nahm die Puppe auf bezw. schob sie vor sich her und zwar so, dass die hinter dem Fänger liegende Holzschwelle (Bahnräumer) auch nicht in einem einzigen Falle Kontusionen des Versuchsobjektes verursachte. Die sehr dünne und empfindliche Hülle der Puppe zeigte zwar in zwei Fällen (einmal beim Aufrechtstehen) kleinere Risse, indessen war die unter der Gazehülle befindliche Leinenhaut der Puppe stets unverletzt geblieben. In einem Falle, als die Puppe neben den Schienen lag, wurde dieselbe von dem Fänger auf den Strassendamm geworfen.

Von den beiden Fängern erwies sich nach dem allgemeinen Urteil der Unterzeichneten die neuere Konstruktion (mit der Stossstange in der Mitte) als leichter funktionierend und bequemer in der Handhabung.“ (Unterschriften.)

Textabbildung Bd. 317, S. 52 Fig. 2.

Wie die Systemskizze (Fig. 1) ergibt, unterscheiden sich die beiden Vorrichtungen nur leicht in der Art der Verbindung zwischen Fühler und Schaufel. Die früheren Ausführungen habe ich einfacher nach der Fig. 2 gestaltet, wobei nur die Handhabung bei der Rückstellung des Apparates etwas unbequemer ist.

Hermann Haedicke.

Deutschlands Elektrizitätswerke.

Am 1. April 1901 bestanden in Deutschland nach Angabe von R. Lüders in Görlitz 768 Elektrizitätswerke gegenüber 652 im Jahre vorher. Die Anlagekosten für diese Werke betragen im Durchschnitt 1628 M. pro Kilo-Watt oder 1212 M. pro Pferdekraft. Das Gesamtkapital, welches in deutschen Elektrizitätswerken festgelegt ist, die die erzeugte Elektrizität für Beleuchtung und für Kraft an dritte Betriebe abgeben, beträgt – die elektrischen Strassenbahnen ausgeschlossen – über 540 Millionen Mark. 81,3 % der Werke erzeugen ausschliesslich Gleichstrom.

Preisaufgabe.

Für das Jahr 1902 hat der Verein Deutscher Maschineningenieure eine Preisaufgabe, die sogen. Beuth-Aufgabe, ausgeschrieben, betreffend Entwurf einer Vorrichtung für einen Flusshafen zum Entladen von 24000 t Kohle innerhalb 24 Stunden aus Eisenbahnwagen mit Seitenentladung in Flussschiffe.

Für eingehende preiswürdige Lösungen werden nach Ermessen des Preisrichterausschusses des Vereins goldene Beuth-Medaillen gegeben; für die beste von ihnen ausserdem ein Geldpreis von 1700 M. mit der Verpflichtung für den Verfasser, innerhalb zweier Jahre eine auf wenigstens 3 Monate auszudehnende Studienreise anzutreten, 4 Wochen vor ihrem Antritt beim Vorstand die Auszahlung des Preises zu beantragen, einen Reiseplan einzureichen, etwaige Aufträge des Vereins entgegenzunehmen und auf der Reise auszuführen, die erfolgte Rückkehr dem Vorstande unverzüglich anzuzeigen und 6 Wochen später einen Reisebericht nebst Skizzen vorzulegen.

Die wichtigsten der für das Preisausschreiben massgebenden Bedingungen sind folgende:

1. Die Beteiligung steht auch Fachgenossen, die nicht Vereinsmitglieder sind, frei, jedoch mit der Beschränkung, dass die Bewerber das 30. Lebensjahr zur Zeit der Bekanntmachung der Aufgabe noch nicht vollendet oder die zweite Prüfung für den Staatsdienst im Maschinenbaufache noch nicht abgelegt und zur Zeit der Ablieferung der Aufgabe die Mitgliedschaft des Vereins erlangt haben.

2. Die Arbeiten sind mit einem Kennwort versehen bis zum 6. Oktober 1902, mittags 12 Uhr, an den Vorstand des Vereins Deutscher Maschineningenieure, zu Händen des Herrn Geheimen Kommissionsrat Glaser, Berlin S. W., Lindenstrasse 80, unter Beifügung eines gleichartig gezeichneten verschlossenen Briefumschlags einzusenden, der den Namen und den Wohnort des Verfassers enthält. Ist der Bewerber ein Regierungsbauführer und wünscht er, dass seine Bearbeitung der Preisaufgabe zur Annahme als häusliche Probearbeit für die zweite Staatsprüfung im Maschinenbaufache

a) dem königl. preussischen Minister der öffentlichen Arbeiten,

b) dem königl. sächsischen Finanzministerium oder

c) dem grossherzogl. hessischen Ministerium der Finanzen seitens des Vereins eingereicht werde, so hat er auf der Aussenseite des Briefumschlages einen dahingehenden Wunsch zu vermerken.

3. Die Prüfung der eingegangenen Arbeiten und die Zuerkennung der Preise erfolgt durch einen Preisrichterausschuss; das Ergebnis der Beurteilung wird in der \frac{\mbox{November}}{\mbox{Dezember}}-Versammlung des Jahres 1902 mitgeteilt.

Die näheren Bedingungen, insbesondere die Einzelheiten der Aufgabe; sind durch Herrn Geheimen Kommissionsrat Glaser erhältlich.

Bücherschau. Die Elektrizität, ihre Eigenschaften, Wirkungen und Gesetze. Von A. Gerteis, Ingenieur. Mit 57 Textfiguren und 1 Tafel. Halle a. S. C. O. Lehmann.

Als erster Teil eines dreiteiligen Werkes erschienen, welches die moderne Starkstromelektrotechnik mit Ausschluss der elektrischen Bahnen zu behandeln hat und welches sowohl für Techniker, denen die Basis der wissenschaftlichen Ausbildung noch fehlt wie für den eigentlichen Mann der Praxis, den Monteur, bestimmt ist, war dem Verfasser die schwierige Aufgabe gestellt, das Wesen, das Wirken und die Gesetze der Elektrizität mit thunlichster Vermeidung eines ausgedehnten mathematischen Apparates zu entwickeln und den Leser systematisch in das behandelte Gebiet einzuführen. Reiche Praxis auf dem in Rede stehenden Gebiet, sowie die Bethätigung als Fachlehrer befähigten nun den Verfasser in vollem Masse, das angestrebte Ziel zu erreichen, und erweist der Inhalt, dass sich der Verfasser der grossen Schwierigkeit seiner Aufgabe voll bewusst war. Mit der Entwickelung der Grundbegriffe beginnend, wird in lückenloser Form das Wesen, das Wirken und die Gesetze der Elektrizität dem Leser fasslich nahe gerückt, wobei die Darstellung soweit als angängig kritisch ist und sich in weitgehende Detaillierung nicht eingelassen wird.

Die Schreibweise ist äusserst glatt und elegant und erhebt das Werk sowohl bezüglich der Form als der Auswahl des Stoffes den Anspruch auf Originalität. In letzterer Beziehung scheint jedoch etwas zu weit gegangen zu sein und ist die Darstellungsweise in manchen Fällen, trotz stetiger Beibehaltung der schönen Form, nicht ganz dem Wesen des Werkes, das doch nur für Mindergebildete berechnet ist, angepasst. Eine etwas nüchternere Schreibweise hätte dem sonst so vorzüglichen Werke eher genutzt als geschadet.

A. P.

Elektrische Wechselströme von Gisbert Kapp. Autorisierte deutsche Ausgabe von Hermann Kaufmann, Ingenieur. Mit zahlreichen in den Text gedruckten Figuren. Dritte verbesserte Auflage. Leipzig 1900. Oskar Leiner.

Die Vorzüge dieses Werkchens, welches ein zusammenhängendes Bild der gesamten Wechselstromtechnik gibt und die Grundbegriffe des Wechselstromes, die Generatoren, Transformatoren, Kraftstationen, Motoren, sowie auch die Mehrphasenströme umfasst, erhellen wohl schon daraus, dass es in rascher Folge in dritter, in Form und Ausführung gleichgehaltener Auflage erscheinen konnte.

Die Vorzüge der Kapp'schen Schreibweise, Einfachheit und Klarheit bei knapper Behandlung, haben diesem Werke, wie überhaupt allen Werken des gleichen Verfassers zum verdienten Erfolge verholfen, der demselben auch bei dieser dritten Auflage sicher treu bleiben wird. Ein nicht geringer Anteil an dem Erfolg der deutschen Auflage ist jedoch dem Uebersetzer zuzuschreiben, welcher, sich dem Geiste des Originales anschmiegend, es in trefflicher Weise verstand, den Inhalt in einer Weise wiederzugeben, dass die Vorzüge des Originales beibehalten erscheinen, eine Leistung, welche nicht unterschätzt werden darf, da die deutsche Sprache in diesem Fall als recht sprödes Werkzeug erscheint, welche sich nur widerwillig der prägnanten Ausdrucksweise, wie sich solche im Englischen herausgebildet hat, anpassen lässt. Die gediegene Ausstattung dieses Werkchens seitens der Verlagshandlung trägt auch das ihrige zur Werterhöhung bei.

A. P.

Das Wachstum oder die Stärkeverhältnisse der Kriegsmarinen aus den Stapelläufen eines Jahres berechnen zu wollen, geht nicht an, aber immerhin geben diese Statistiken einen Anhalt für den mehr oder minder regen Eifer, die Stärken der Flotten zu heben, auch geben sie Anhalt für die Richtungen, welche in den verschiedenen Marinen zur Zeit als massgebend auftreten. Im allgemeinen bieten die Stapelläufe im Jahre 1901 kurz folgendes Bild. Es herrscht in den grösseren wie in den kleineren Seestaaten das Bestreben, möglichst viele gefechtsstarke Schiffe, Linienschiffe und Panzerkreuzer, zu besitzen, und der ehemals vielgerühmte geschützte Kreuzer mit einem Deplacement von 3000 bis 4000 t wird fast gar nicht mehr gebaut; für Stationszwecke hält man kleinere, billigere Schiffe als ausreichend. Mit Ausnahme der Vereinigten Staaten baut kein Staat Fahrzeuge von ausgesprochenem Monitor-Typ. Die Torpedoboote in den Grössen unter 100 t sind so gut wie überwunden, Boote von 150 t werden in beschränkter Zahl beschafft. Das Torpedofahrzeug, Torpedobootjäger, Torpedobootzerstörer, in Deutschland kuzweg Torpedoboot genannt, bewegt sich in Deplacements von 200 bis 400 t, und in den Marinen der Vereinigten Staaten, Englands und namentlich Frankreichs ist das Unterseeboot als neue, aber noch ganz ungenügend erprobte Seewaffe hinzugekommen. Das Vertrauen auf die Torpedowaffe, ausser in der Verteidigung und als Waffe des Schwächeren, ist weiter im Sinken begriffen. Die Hoffnungen auf grosse Erfolge mittels zahlreicher, schneller, billiger Kreuzer von bescheidenen Abmessungen ist sehr erheblich geschwunden. Einige Marinen, wie die Japans, haben auffallend im Bauen eingehalten; auch die der Vereinigten Staaten ist dahin zu zählen, in welcher am Schluss des Jahres nicht weniger als 11 längst bewilligte und benannte Linienschiffe und grosse Panzerkreuzer, noch nicht 10 % gefördert, teilweise noch überhaupt nicht in Angriff genommen sind. Man baut dort besonders eifrig die Torpedoflotte aus, von der 16 Torpedobootzerstörer und 16 Torpedoboote in Bau oder Ausrüstung sich befinden, doch ist das darauf zurückzuführen, dass die Staatenflotte bis zum Jahre 1900 fast gar keine solchen Fahrzeuge besessen hat. Das Deutsche Reich steht, was Stapelläufe anbelangt, im Jahre 1901 an der Spitze aller Seemächte, mit Ausnahme von England, das allerdings immer noch in unerreichbarer Höhe thront.

Abgesehen von Torpedofahrzeugen und Booten haben die einzelnen Mächte 1901 folgende Schiffe zu Wasser gebracht.

Deutsches Reich: Vier Linienschiffe von je 11800 t Deplacement, 126,85 m lang, 20,7 m breit, 7,6 m Tiefgang, mit 1200 qm Panzerschutzfläche, sechs Cylinder-, acht Thornykroft-Schultz-Wasserrohrkesseln, 15000 PS starken Maschinen, drei Schrauben, armiert mit vier 24 cm, sechzehn 15 cm, sechzehn 8,8 cm Schnellladern

Alle Geschütze der abgelaufenen Schiffe kann man mit mehr oder weniger Recht als „Schnelllader“ bezeichnen. Die über 20 cm Kaliber feuern ein bis zwei Schuss in der Minute, die 15 cm bis acht Schuss, die leichteren weit mehr.

, zwölf 3,7 cm Maschinengeschützen, acht 0,8 cm Maschinengewehren, also mit 50 Geschützen, sowie mit vier Torpedolancierrohren. Die Schiffe sollen 19 Meilen (à 1852 m) in der Stunde laufen können. Es liefen ab: „Wettin“ (D.), auf Stapel gelegt am 10. Oktober 1899, am 6. Juni auf der Werft F. Schichau in Danzig, fertig Oktober 1903. „Zähringen“ (E.), begonnen am 21. November 1899, am 12. Juni auf der Germaniawerft von F. Krupp in Gaarden bei Kiel, fertig August 1902. „Schwaben“ (G.), begonnen November 1900, am 19. August auf der Kaiserlichen Werft Wilhelmshaven, fertig November 1903, und „Mecklenburg“ (F.), begonnen am 15. Mai 1900, am 9. November beim Vulkan in Bredow bei Stettin. – Panzerkreuzer „Prinz Adalbert“, 8868 t gross, mit drei Schrauben, 16000 PS starken Maschinen, 21 Meilen Fahrt, armiert mit vier 21 cm, zehn 15 cm, zwölf 8,8 cm, zehn 3,7 cm Schnellladern, vier Maschinengewehren, acht Torpedolanciarrohren, wurde am 21. Juni auf der Germaniawerft zu Wasser gebracht. – Von leichten Schiffen kam nur Kanonenboot „Panther“ (A.) auf der Kaiserlichen Werft in Danzig am 31. März zum Ablauf. Das Fahrzeug verdrängt 900 t Wasser, hat zwei Schrauben, Maschinen von 1300 PS und eine Armierung von zwei 10,5 cm Schnellladern, acht Maschinengeschützen. Das wären vier Linienschiffe von 46400 t, ein Panzerkreuzer von 8868 t, ein Kanonenboot von 900 t, zusammen sechs Schiffe von 56168 t Deplacement.

England liess sechs Linienschiffe gleichen Typs von 84000 t, zehn Panzerkreuzer dreier Klassen von 119600 t und drei kleine Schiffe von 2430 t, zusammen 19 Schiffe und Fahrzeuge von 206030 t Wasserverdrängung ablaufen. Von einem Wettbauen kann sonach deutscherseits nicht die Rede sein. Zu weiterer Aufklärung sei bemerkt, dass England gegenwärtig im Bau fünf Linienschiffe von 79000 t, sieben Panzerkreuzer von 68600 t, und zwei grosse geschützte Kreuzer von 11760 t, zusammen 14 Schiffe von 159260 t hat, gegen Deutschlands zwei Linienschiffe von 26000 t („H“ und „J“) und dem Panzerkreuzerersatz „König Wilhelm“ von 8868 t, zusammen drei Schiffe von 34868 t. Im Jahre 1900 liefen an Linienschiffen und grossen geschützten Kreuzern in Deutschland drei („Kaiser Barbarossa“, „Witteisbach“, „Prinz Heinrich“) von 31820 t ab, in England dagegen nur zwei Panzerkreuzer („Aboukir“, „Hugue“) von 24000 t, so dass an Schlachtschiffen Deutschland 1900 sogar mehr vom Stapel gelassen hat als England. Für 1899 stellen sich die Zahlen so: England sechs Schiffe von 109900 t, Deutschland zwei mit 22304 t; für das Jahr 1898 England zehn Schiffe von 118650 t, Deutschland zwei von 11770 t. Von 1895 bis 1897 liefen auf britischen Werften 26 grosse Schiffe von 398750 t Deplacement vom Stapel, gegen sechs in Deutschland von 49980 t Deplacement. Vom Jahre 1895 bis zum Januar 1902 stellen sich die Zahlen der Stapelläufe in England auf 60 Schiffe von 774900 t, in Deutschland auf 19 Schiffe von 172042 t, so dass England in dem Zeitraum der letzten sieben Jahre auf seinen Werften für eigene Rechnung fast das Fünffache geleistet hat – das möge man in Deutschland wohl bedenken.

Die sechs englischen Linienschiffe deplacieren 14000 t, sind, wie alle Engländer, Zweischraubenschiffe, besitzen Maschinen von rund 18000 PS Leistung und tragen die übliche Armierung, bestehend aus vier 30,5 cm und zwar Drahtgeschützen, die in der Minute bequem einen Schuss abgeben können, also in Deutschland als Schnelllader bezeichnet werden würden, zwölf 15,2 cm, zwölf 7,6 cm, sechs 4,7 cm Schnelllader, acht Mitrailleusen und vier Lancierrohre. Uebrigens haben nach Fertigstellung dieser Schiffe 27 englische Linienschiffe fast gleiche Armierungen; sie repräsentieren eine formidable Macht. Es liefen ab: „Albemarle“ und „Montague“ am 5. März zu Chatam und Devonport; „Duncan“ am 21. März bei den Tames Iron Works in Blackwall; „Russell“ am 19. Februar bei Palmers, Yarrow on Tyne; „Cornwallis“ am 17. Juli, bei den Tames Iron Works; „Exmouth“ am 31. August bei Laird Birkenhead. Die zehn Panzerkreuzer bilden, wie erwähnt, drei Gruppen. Zwei, „Baccante“, abgelaufen am 28. Februar bei Brown and Co. und „Euryalus“ am 20. Mai bei Vickers Maxim, Barrow in Furness, sind 12000 t gross, sollen mit Maschinen von 21000 PS 21 Meilen laufen und werden im wesentlichen mit zwei 23,4 cm, zwölf 15,2 cm und vierzehn 7,6 cm bestückt. Weitere vier, „Good Hape“, abgelaufen am 28. Februar bei der Fairfield Comp. in Glasgow; „Drake“ am 5. März im Pembroke Arsenal; „Leviathan“ am 3. Juli in Glasgow; „King Alfred“ am 28. Oktober bei Vickers Maxim, sind 14100 t gross und erhalten Maschinen von 30000 PS, die ihnen 23 Meilen Schnelligkeit geben sollen. Die Armierung ist gegen die vorige Klasse um vier 15,2 cm vermehrt, so dass sie sechzehn 15,2 cm führen. Gegen die 1897 abgelaufenen, 14200 t grossen geschützten Kreuzer „Powerfull“ und „Terrible“ bedeuten sie zweifellos einen Fortschritt, obwohl ihre Armierung im Verhältnis zum Deplacement wohl noch stärker hätte sein können, eine Ansicht, die auch in englischen beteiligten Kreisen viele Anhänger gefunden hat. Die dritte Gruppe der Panzerkreuzer, ebenfalls vier Schiffe stark, besteht aus „Kent“, abgelaufen am 5. März im Portsmouth Arsenal; „Bedford“ am 31. August zu Glasgow; „Essex“ am 29. September zu Pembroke; „Monmonth“ am 13. November, London and Glasgow Comp., in Govan. Sie sind nur 9800 t gross, mit 22000 PS starken Maschinen, erhalten vierzehn 15,2 cm, zehn 7,6 cm Geschütze, also keine eigentlichen schweren Geschütze überhaupt, und sollen, wie die vorigen, 23 Meilen machen können. Sechs weitere sind im Bau, sechs kommen auf Stapel. – Von den drei anderen Schiffen ist eines die 1070 t grosse Sloop „Fantome“, abgelaufen im Sheerness Arsenal am 20. März, die anderen beiden sind die 180 t grossen Flusskanonenboote „Teal“ und „Morhen“.

Am nächsten Deutschland steht Russland, das alle seine Kräfte auf die Ostseeflotte konzentriert, da es gegenüber den mehr und mehr lächerlichen Flottenverhältnissen am Goldenen Hörn unnötig ist, die Schwarze-Meerflotte noch zu verstärken, abgesehen davon, dass die Entscheidung um Konstantinopel kaum im Schwarzen Meer fällt. Russlands Ostseeflotte sendet mit geringen Ausnahmen alle gefechtsstarken Schiffe nach Ostasien, wo es Port Arthur mächtig ausbaut und dort bereits soweit vorgeschritten ist, dass im verflossenen Jahre, am 12. August, der dort gebaute, 231 t grosse Torpedobootzerstörer „Baklan“ ablaufen konnte. Da die russischen Ostseewerften den Anforderungen der aufstrebenden Marine nicht gewachsen sind, lässt Russland viel im Ausland – in Deutschland, Dänemark, Frankreich und in den Vereinigten Staaten – bauen, von England bezieht nur die Freiwillige Flotte im Schwarzen Meer, die jedoch unter Marineoffizieren steht und die Kriegsflagge führt, Schiffe. Im Jahre 1901 sind, ausser Torpedofahrzeugen und Booten, fünf Schiffe von 49642 t Deplacement abgelaufen. Davon sind drei Linienschiffe: „Cäsarewitsch“, zu Wasser gebracht am 23. Februar zu La Sayne bei Toulon, begonnen 1898, „Borodino“, abgelaufen am 8. September auf der Admiralitätswerft zu St. Petersburg, und „Imperator Alexander III.“, abgelaufen am 2. August auf der Baltischen Werft, ebenda. Der Auftrag für „Cäsarewitsch“ an eine französische Werft rief natürlich im Lande westlich der Vogesen das übliche Freudegefühl wach, und man ist sicherlich bemüht, aus diesem Schiffe etwas ganz besonderes zu machen, ein Versuch, der gerade den Franzosen bei ihren grossen Panzern in letzter Zeit vielfach, zum Gaudium der Gegner grosser „Mastodonts“, den Anhängern der jeune école, kläglich misslungen ist. „Cäsarewitsch“ ist bei 13110 t Deplacement 118,5 m lang, 23 m breit, taucht 7,9 m, hat, im Gegensatz zu den drei nächst älteren Linienschiffen, zwei, nicht drei Schrauben erhalten und soll mit 16300 PS 18 Meilen laufen. Die Pläne sind von Lagane, dem Konstrukteur zu La Sayne, und die Ablieferung ist für September 1902 in Aussicht genommen. Das Schiff erhält 20 Wasserrohrkessel, Typ Belleville, denen man in Frankreich und auch anderswo keineswegs so schlechte Eigenschaften zuschreibt, wie in England, wo sie übrigens nach Schiffbau vom 23. November 1901 mit 893900 PS 1899 eingebaut wurden, während zehn andere Nationen zusammen nur wenig mehr, nämlich 980820 PS beschafften, davon Frankreich nur 371320 PS. Die Armierung des „Cäsarewitsch“ besteht aus vier 30,5 cm, zwölf 15,2 cm, zwanzig 7,5 cm, zwanzig 4,7 cm, sechs 3,7 cm und den üblichen zwei Bootsgeschützen, in Summa 64 Geschützen, sehr ähnlich der Bestückung ganzer Reihen englischer Linienschiffe. Dazu kommen sechs Lancierrohre für 14 an Bord befindliche Torpedos, und ausserdem soll das Schiff einen Schutz gegen Torpedos erhalten, der viel besprochen ist, aber recht geheim gehalten zu werden scheint. Er soll angeblich darin bestehen, den Torpedo an um das Schiff laufenden Wänden, die vom eigentlichen Körper abgespreizt werden können, explodieren zu lassen (D. p. J. 1900 315 * 227), eine Anordnung, welche naturgemäss die Fahrtgeschwindigkeit und Manövrierfähigkeit stark beeinträchtigen muss, aber wohl etwas schützen kann, wenn nämlich diese Wand gerade aufgespannt ist, wenn das Schiff torpediert wird, und der Torpedo gerade die Stelle trifft, wo die Wand aufgespannt ist, denn selbstredend kann nur ein Teil des lebenden Werkes des Schiffes mit derartigen Vorrichtungen versehen werden. Die beiden anderen in Petersburg abgelaufenen Linienschiffe, „Borodino“ und „Alexander III.“, sind Schwestern von 13516 t Deplacement mit gleich starken Maschinen wie „Cäsarewitsch“ und auch gleicher Armierung. Sie sollen als Torpedoschutz eine 3,7 cm starke Einrichtung erhalten, welche Schiffbau vom 8. Oktober 1901 als „Wallgangschott“ bezeichnet. Beide Schiffe sollen 1903 für Probefahrtendbereitgestellt sein.

Es sei hier eingeschaltet, dass nur in Deutschland der Name der Schiffe zum erstenmal genannt wird, wenn sie ablaufen. In anderen Ländern gibt man ihnen häufig schon den Namen, bevor sie noch bewilligt sind und beginnt vielleicht ein Jahr später erst mit ihrem Bau. Dadurch werden Laien häufig über die thatsächliche Stärke der Flotten getäuscht, wie das öfters bei deutschen Reichstagsabgeordneten vorgekommen ist, die beispielsweise im Reichstag das Linienschiff „Brennus“ der Flotte Frankreichs mit 18 Meilen Fahrtgeschwindigkeit erwähnten, als „Brennus“ auf Stapel gekommen war. Die Linienschiffe der Vereinigten Staaten, „Virginia“ und „Nebrasca“, die Panzerkreuzer „California“ und „South Dakota“, die geschützten Kreuzer „St. Louis“, „Milwaukee“ und „Charleston“ sind noch gar nicht begonnen, aber ihre Namen sind seit einem Jahr bekannt, die Panzerkreuzer führt Jahrbuch des deutschen Flottenvereins, 1901, abgeschlossen Oktober 1900, bereits als – im Bau an. Nimmt man eine Bauzeit von 1½ Jahr an, so hätte ein benanntes deutsches Schiff einen Vorsprung in betreff der thatsächlichen Fertigstellung nach der Namengebung von wenigstens 2 Jahren.

Die anderen beiden 1901 abgelaufenen Russen sind der geschützte Kreuzer „Bogatyr“, Stapellauf am 30. Januar auf der Vulkanwerft in Bredow bei Stettin, und der geschützte Kreuzer „Bojarin“, der bei Burmeister und Wein zu Kopenhagen am 6. Juni zu Wasser gelassen wurde. Die Pläne des 6700 t grossen „Bogatyr“ entstammen einem Konkurrenzausschreiben, und das Schiff hat bei 20000 PS über 23 Meilen Fahrt geleistet. Der Zweischraubenkreuzer, der nicht weniger als sechs Scheinwerfer besitzt und bei welchem Nickelstahl als Baumaterial in reichem Masse zur Anwendung gekommen ist, trägt eine Armierung von zwölf 15 cm, 45 Kalmber lang, zwölf 7,5 cm L/50, sechs 4,7 cm Hotchkiss, zwei 3,7 cm und zwei 6,5 Baganowski-Geschütze. Der zweite in Deutschland gebaute russische Kreuzer „Bojarin“ ist nur 3200 t gross, soll bei 11500 PS 22 Meilen laufen und ist armiert mit sechs 12 cm, zwölf 4,7 cm, 3,7 cm und Mitrailleusen. – Russland hatte sich für eine kurze Zeitperiode beim Bau seiner Linienschiffe und Kreuzer dem Dreischrauben System zugewandt, drei Linienschiffe, zwei Panzerkreuzer und drei grosse geschützte Kreuzer entstanden, jedoch scheint dieses System, welchem Deutschland sich voll und ganz zugewandt hat, und wo man anscheinend recht zufrieden dareinschaut, in Russland ebensowenig Anklang gefunden zu haben wie in den Vereinigten Staaten, wo man nach einem Versuch mit den Handelszerstörern „Columbia“ und „Minneapolis“, die jedoch nicht daran denken können, einen modernen Schnelldampfer erfolgreich zu jagen, davon abkam. Nur Frankreich hat sich – merkwürdigerweise – auch zum Dreischraubensystem bekannt, zehn seiner neuesten Schlachtschiffe, teils noch in Bau und Ausrüstung, so auch die 14865 t grossen „République“ und „Patrie“, haben oder erhalten drei Schrauben, desgleichen 17 Panzerkreuzer, sieben geschützte Kreuzer, so dass also Deutschland und Frankreich in diesem Falle und alleinstehend vor allen anderen seefahrenden Stationen, gänzlich einig zu sein scheinen.

Frankreich folgt Russland mit fünf Schiffen von 41404 t Deplacement; ein Linienschiff befindet sich nicht darunter, wohl aber ein fast historisches Fahrzeug, der hölzerne Transportaviso „Vaucluse“, welchen man, nachdem er 15 Jahre auf der Werft gelegen hat, zu Roquefort glücklich am 17. April hat ablaufen lassen. Der ganz und gar nicht zeitgemässe Bau bildet ein Unikum in der französischen Marine. Die anderen vier Schiffe sind der Panzerkreuzer „Desaix“, 7710 t, abgelaufen am 21. März zu Saint Nazaire; „Sully“, 10014 t, am 10. Juni bei den Forges et Chantiere de la Méditerranée la Sayne bei Toulon; „Dupetit Thouars“, 9517 t, am 5. Juli im Toulon Arsenal und „Léon Gambetta“, 12550 t, am 26. Oktober im Arsenal zu Brest. Sie sind recht verschieden, sollen aber alle mit ihren drei Schrauben, drei Maschinen, welche 17000 bis 24000 PS, je nach Deplacement, leisten sollen, 21 Meilen machen können und führen als schwere Artillerie die neuesten Modelle der Kaliber 19,4 cm, 16,5 cm, 10 cm, 6,5 cm, sowie die 4,7 cm und 3,7 cm anderer Flotten. Die Bestückung der französischen Schiffe ist von jeher eine recht reichliche gewesen; „Léon Gambetta“, von dem noch zwei Schwestern im Bau liegen, zwei demnächst in Angriff genommen werden, hat vier 19,4 cm, sechzehn 16,5 cm, vierundzwanzig 4,7 und 3,7 cm und 5 Torpedolancierstationen. Frankreich baut unruhig, ein Schiff gleicht selten dem anderen, es scheinen die Meinungen derartig schnell wechselnd zu wirklichem Einfluss zu gelangen, dass ein besonnenes, stetiges Ausbauen einmal gefasster Pläne zu den Unmöglichkeiten gehört. Die Erfahrungen mit den meisten grossen Kreuzern, so mit „d'Entrecasteaux“ in Ostasien und namentlich mit der 11330 t grossen „Jeanne d'Arc“ bei den Probefahrten sind keine glänzenden gewesen, und die einst allgemein anerkannte hohe Leistungsfähigkeit französischer Schiffskonstrukteure ist in letzter Zeit, seit einem Jahrzehnt etwa, arg ins Schwanken geraten, was sich auch bei den Plänen für schnelle Dampfer der Handelsmarine zeigt, in welcher die Flagge Frankreichs gar nicht versuchen darf in Konkurrenz mit den Schnelldampfern der Hamburg-Amerika-Linie und des Norddeutschen Lloyd zu treten, was übrigens in Frankreich auch bekannt ist und im Parlament mehrfach bedauernd zur Sprache gebracht wurde.

In Italien liefen zwei Linienschiffe während des verflossenen Jahres vom Stapel, „Regina Margherita“ am 30. Mai zu Spezzia und nach 3jähriger Bauzeit – Italien baut langsam – „Benedetto Brien“ am 7. November zu Castellamare. Die Schiffe haben 13426 t Deplacement, 28 Wasserrohrkessel, Typ Niclausse, erhalten Maschinen von 19000 PS und sollen mit ihnen 20 Meilen laufen. Die Panzerung besteht zum Teil aus Nickelstahl und die formidable Armierung setzt sich zusammen aus vier 30,5 cm, vier 20,3 cm, zwölf 15,2 cm, sechzehn 7,6 cm, zwei 7,5 cm, acht 4,7 cm und vier Maschinengewehren nebst vier Torpedolancierrohren. Von 1891 bis 1901 ist, ausser diesen beiden, nur ein einziges Linienschiff, „Ammiraglio di Saint Bon“, vom Stapel gelaufen, die Flotte, einst der des Deutschen Reiches überlegen, ist längst überholt und bleibt mehr und mehr zurück.

Auf Italien folgt Schweden mit drei Küstenpanzerschiffen, „Wasa“, gebaut zu Finnboda, Malmö, „Tapperheten“ zu Gothenburg und „Aeram“ zu Stockholm. Schweden wie Norwegen bemühen sich ihre Flotte auf der Höhe zu halten. In Schweden geschieht dies, in Norwegen, wo man sich im Schatten der errungenen „reinen Flagge“ sonnt, wird viel geredet und projektiert, wenig gethan. Die Schiffe sind nur 3650 t gross, erhalten zwei Schrauben, Maschinen von 5400 PS, die ihnen 15 Meilen Fahrt geben, und werden armiert mit zwei 21 cm, sechs 15 cm, zehn 5,7 cm, zwei 3,7 cm nebst zwei Lancierrohren. Seit 1891 sind ausser diesen beiden sechs ähnliche Panzer zum Ablauf gekommen, in Norwegen, welches im verflossenen Jahre keinen Stapel lauf eines grösseren Schiffes zu verzeichnen hat, vier, also die Hälfte. In Norwegen hat die Ansicht Platz gegriffen, dass sich die Küstenbildung besonders zur Verteidigung durch Unterseeboote eignet, was bei den Fjorden auch zutreffend ist. Abgesehen davon, dass ein Gegner Norwegens schwerlich in die Fjords ohne Vorsichtsmassregeln einlaufen wird, erfordert eine wirksame Verteidigung aber zahlreiche unterseeische Fahrzeuge. Vorläufig ist man dabei – vier zu beschaffen.

In den Niederlanden, für Japan, Brasilien, Argentinien, Chile, in Spanien und Oesterreich-Ungarn sind keine Stapelläufe von Panzern und grossen Kreuzern zu verzeichnen, ebensowenig in der Türkei, woselbst aber ein bedeutsames Ereignis eingetreten ist. Den alten Panzer „Messudieh“ von 9120 t hat das Etablissement Ansaldo, Sestriponente bei Genua, umgebaut und neu bestückt. Er hat jetzt zwei Schrauben, kann 15 Meilen laufen und trägt jetzt zwei 23 cm L/45 Drahtgeschütze, zwölf 15,2 cm, vierzehn 7,6 cm, zehn 5,7 cm und zwei 4,7 cm, alles neueste Modelle. Der Umbau kostet etwa vier Millionen Mark, ob die bezahlt sind, scheint fraglich, denn der seit fast 2 Jahren an der Germaniawerft zu Gaarden zum Umbau liegende Panzer „Assar-i-Tefik“ ist noch gar nicht in Angriff genommen worden, weil – die Türkei nicht zahlt. Portugal brachte das 530 t grosse Kanonenboot „Tejo“ in Lissabon am 27. Oktober von der Werft. Es soll mit 7000 PS nicht weniger als 25 Meilen laufen und wird armiert mit einer 7,6 cm, sechs 4,7 cm, drei Lancierrohren.

Von den aussereuropäischen Flotten hat nur die der Vereinigten Staaten Zuwachs durch Stapelläufe erhalten; vier Schiffe von 31175 t liefen ab

Dazu kommt Linienschiff „Missouri“ von 12230 t, abgelaufen am 28. Dezember zu Navport News.

. Linienschiffe „Maine“ am 27. Juli bei Cramp and Sons, Philadelphia, begonnen am 15. Februar 1899, dem Jahrestag des Untergangs der früheren „Maine“ im Hafen von Havana, und „Ohio“ amd18. Mai bei den Union Iron Works, San Francisco, dessen Kielstreckung am 22. April 1899 erfolgte. In den Vereinigten Staaten stehen die Ansichten über den Wert der Doppeltürme für die Hauptgeschütze, welche in einer Turmanlage zwei 30,5 cm, darüber wiederum zwei 20,3 cm führen, stark angegriffen da; erst der Kampf gegen einen vollwertigen Gegner kann die Lösung bringen, denn diese übermässige Verstärkung des Bugfeuers scheint zu einer Zeit, wo der Dampf eine grosse Manövrierfähigkeit gestattet, zu Gunsten der Gesamtwirkung der Artillerie doch über das Ziel hinauszuschiessen. Kaiser Wilhelm II. hat in einem Vortrag vor der Schiffbautechnischen Gesellschaft 1901 das wirkungsvolle Bugfeuer der Flotte der Liga in der Schlacht bei Lepanto (7. Oktober 1571) betont. Ein genaues Studium dieser Schlacht bestätigt das, aber einmal war die Artillerie der christlichen Galeeren an Material überlegen, ferner besser bedient und durch Abschneiden der Schiffsschnäbel wirkungsvoller gemacht, und andererseits brachte nicht die Artillerie die Entscheidung, denn die Ueberlegenheit der Ligaflotte, so durch die durchweg stärkeren spanischen Galeeren, den Besitz von sechs schweren Schiffen, war von vornherein vorhanden, durch Geschützfeuer sanken sehr wenige Galeeren der Türken, die Entscheidung im Zentrum, im Kampf der Flaggschiffe wurde nicht durch Geschützfeuer, sondern durch Entern herbeigeführt. – „Maine“ und „Ohio“ erhalten diese Doppeltürme nicht, ihre vier 30,5 cm Hauptgeschütze stehen in Türmen auf der Kiellinie. Ausserdem führen sie bei rund 12400 t Deplacement sechzehn 15,2 cm, sechs 7,6 cm, acht 5,7 cm, sechs 3,7 cm nebst nur zwei Maschinengewehren, zwei Lancierrohren. Sie sollen mit 16000 PS 18 Meilen Fahrt erreichen. Das dritte abgelaufene Schiff ist der Monitor „Florida“, der am 27. November auf der Werft zu Elizabethport (Lewis Nixon Yard, Elp., N. J.) den Helling verliess. Die starke Armierung bei geringem Deplacement, kleiner Zielfläche und verhältnismässig schwerem Panzergeschütz verschafft den Monitors immer neue Freunde, namentlich da sie auch billig sind. Man opfert dafür Schnelligkeit und Seetüchtigkeit nebst Aktionsgebiet in hohem Grade. „Florida“ trägt bei nur 3235 t Deplacement und 3,8 m Tauchung zwei 30,5 cm, vier 10,2 cm, drei 5,7 cm, sechs 3,7 cm Geschütze. Ausserdem lief am 20. September bei den Bath Iron Works der 3200 t grosse geschütze Kreuzer „Cleveland“ ab. Ihm und seinen noch im Bau liegenden fünf Schwestern gibt man, da sie als Stationsfahrzeuge dienen sollen, und keine besonders grosse Gefechtskraft gegen zur See starke Nationen entfalten sollen, nur Maschinen von 4700 PS, die 16 Meilen Fahrt dauernd garantieren. Bestückt wird „Cleveland“ mit zehn 12,7 cm, acht 5,7 cm, zwei 3,7 cm und vier Maschinengewehren. Diese Schiffe haben 9000 Meilen Aktionsgebiet gegen 5500 der deutschen Klasse „Freya“ von 5650 t, 5000 der Klasse „Gazelle“ von 2650 t, 3500 der Klasse „Bussard“ von 1575 bis 1600 t. England ist bestrebt, so stark zu sein, jeder denkbaren Koalition entgegentreten zu können. Frankreich baut nicht planvoll und ist trotz der grossen, gern bewilligten Summen in Gefahr, sehr viel altes Material in nächster Zeit zu besitzen. Russland strebt mächtig auf, und auch die Vereinigte Staaten-Flotte baut fleissig mit reichen Mitteln, obwohl sich bei ihr dieselbe Erscheinung wie in Frankreich zeigt. Das Deutsche Reich baut wie England nach bestimmten Zielen, ist bereits so weit, grosse Einheitlichkeit der Typen zu besitzen, und wird bei steter Benutzung aller erprobten Neuerungen in verhältnismässig kurzer Zeit eine achtunggebietende Flotte geschaffen haben, die allerdings weit davon entfernt sein wird, den Kampf um die Weltherrschaft aufnehmen zu können, zu welcher Aufgabe man sie in manchen Kreisen Deutschlands heute schon verwendet sehen möchte.

Konnten wir die früheren Betrachtungen unter dem gemeinsamen Gesichtspunkte des Strebens nach Massenproduktion anstellen, so wird sich jetzt, wo wir mehr die Details des Hochofenbetriebes zu besprechen haben, als roter Faden das Streben nach rationellem Betriebe kenntlich machen. Dieses äussert sich vorzugsweise in einer möglichst dauerhaften, betriebssicheren Herstellung der einzelnen Apparate und in der weitgehendsten Ausnutzung aller Vorgänge und Erzeugnisse.

4. Fortschritte in den Konstruktionen des Hochofenbaues und der Nebenapparate.

Was die Hochöfen als Ganzes betrifft, so ist ihre Grösse in der letzten Zeit eine ganz bedeutende geworden. Die grössten Oefen der Welt dürften gegenwärtig die zu Youngstown sein, welche der National Steel Co. zu Ohio gehören. Sie haben eine lichte Höhe von 32,5 m bei einem Fassungsraum von 760 cbm, einen Durchmesser von 7 m im Kohlsack und 4,5 m im Gestelle, und erzeugen in 24 Stunden 700 t. Es braucht wohl nicht darauf hingewiesen zu werden, dass die Grösse des Ofens eine Funktion lokaler Verhältnisse der Erz- und Koksbeschaffenheit ist, dass also die Grösse des Ofens und die mit ihr verbundene grosse Erzeugung nicht das einzige Zeichen einer fortschreitenden Entwickelung der Hochofenindustrie eines Gebietes sind. Im Gegenteil, nicht selten hat das Streben, die Erzeugung pro Ofen zu vergrössern, zu nicht wirtschaftlich arbeitenden Anlagen geführt. Für den Konstrukteur allerdings bedeuten die mächtigen Oefen der neueren Zeit einen gewaltigen Fortschritt, da die bei kleinen Oefen ausreichenden Konstruktionen sich nicht immer proportional der Vergrösserung verändern liessen, sondern Neuerungen erforderten. Wie sich dies bezüglich der Herbeischaffung der Materialien äusserte, haben wir bereits kennen gelernt.

c) Verhältnisziffern.

In den vorausgegangenen Erwägungen bereits erwies sich häufig die Aufstellung von Verhältnissen, wie \frac{N}{H}, \frac{N}{L}, \frac{H}{R}, \frac{\frakfamily{B}}{R}, u.s.w., als zweckmässig. Zur genaueren Untersuchung der Einflüsse, welche die kommerzielle Leistungsfähigkeit des Lokomotivorganismus und seine Rentabilität bestimmen, ist die Beobachtung dieser Verhältnisse zwischen Abmessung, Verbrauch und Leistung nicht zu umgehen. Die in Betracht kommenden Grössen sind

N die absolute Gesamtleistung in PS H R die innere (feuerberührte) Heizflächedie Rostfläche in qm \frakfamily{B} \frakfamily{D} die stündliche Brennstoffmengedie stündliche Dampfmenge in kg

Zwischen diesen bestehen Beziehungen, welche sich durch das folgende Schema ausdrücken lassen:

Textabbildung Bd. 317, S. 59

Dasselbe enthält zehn spezifische Werte, in die es gegliedert werden möge, und von welchen acht zu erwähnen sind:

\frac{H}{R} Heizfläche zu Rostfläche, „Kesselziffer“

\frac{\frakfamily{D}}{\frakfamily{B}} Verdampfung pro kg Brennstoff, „Verdampfungsziffer“

\frac{N}{R} \frac{N}{H} Leistung pro qm RostflächeLeistung pro qm Heizfläche spezifische LeistungenPS/qm \frac{\frakfamily{B}}{R} \frac{\frakfamily{D}}{H} Verbrennung pro qm Rostfläche, „Forcierungs-ziffer“Verdampfung pro qm Heizfläche, „Anstrengungs-grad“ kg/qm \frac{\frakfamily{B}}{N} \frac{\frakfamily{D}}{N} VerbrennungVerdampfung pro Leistungseinheit, spezifischer Ver-brauchkg/PS

1. \frac{H}{R}, die „Kesselziffer“, bildet den Ausgangspunkt. Für konstantes R wird zwecks Verminderung der toten Last, d.h. des Dienstgewichts, bezw. zur Erhöhung des „Geschwindigkeitswertes“ und des „Kraftwertes“ (vgl. S. 362 Bd. 316), die Kesselheizfläche H, grösstenteils das Kesselgewicht bedingend, so weit als möglich verkleinert, so dass \frac{H}{R} sinkt. Letzteres sollte theoretisch nicht grösser sein, als dass gerade das Dienstgewicht mit dem Adhäsionsgewicht identisch wäre, eine Forderung, die nur bei der Güterzuglokomotive ganz oder teilweise erfüllt werden kann, deren grosse Zugkraft durch entsprechend grosse Adhäsion nutzbar gemacht werden muss, indem man viele Achsen kuppelt. Ueber die tote Last bei der Schnellzuglokomotive dagegen, welche fortwährend mit der verlangten Leistung zunimmt, ist bereits eingehend gesprochen worden.

Einigermassen wenigstens begegnet man diesem Umstand durch Verminderung von \frac{H}{R} mit gleichzeitiger Beeinträchtigung von ηk. Die Einführung der „Serve“-Rohre hat es sogar ermöglicht, das Kesselgewicht bedeutend zu vermindern, ohne der Grösse \frac{H}{R} Eintrag zu thun.

Je nach der Bauart der Maschine hat dieselbe heutzutage den Wert:

\frac{H}{R}=80 bis 50, vereinzelt bis 25.

Zu den Einzelfällen dieser Art, welche nur in Amerika bei den grossen Rostflächen zu treffen sind, gehört die Maschine des „Atlantic Flyer“ mit

\left{{H=156,0\mbox{ qm}}\atop{R=\ \ \ \ 7,1\ \ "}}\right\}\mbox{ somit }\frac{H}{R}=\frac{156}{7,1}=22!

Nichtsdestoweniger beträgt das Dienstgewicht 65 t bei einem Adhäsionsgewicht von 38 t, somit 27 t tote Last, welche noch um etwa 5 t grösser wäre, wenn nicht auf jede der beiden Triebachsen 19 t, sondern nur 16,5 (europäisches Maximum ausserhalb Englands) entfielen. Die tote Last wäre ungefähr gleich dem Adhäsionsgewicht.

2. \frac{\frakfamily{D}}{\frakfamily{B}}, die „Verdampfungsziffer“, d.h. die von 1 kg des Brennstoffs entwickelte Anzahl Kilogramm Dampf von bestimmter Spannung ist eine von der Güte des Kessels und des Brennstoffs, sowie von der Spannung abhängige Grösse, welche aus der Gleichung \frakfamily{D}=\frac{\eta\,\frakfamily{w}}{\lambda_0}\,\left(\frac{\frakfamily{B}}{R}\right)\,R sich bestimmt zu

\frac{\frakfamily{D}}{\frakfamily{B}}=\eta_k\,\frac{\frakfamily{w}}{\lambda_0}.

Für eine bestimmte Brennstoffsorte (\frakfamily{w}) und Kesselspannung (λ0) ist somit die Verdampfungsziffer dem Wirkungsgrade des Kessels proportional, sie ist ein Mass desselben.

Die Hütte bringt dazu unter „Dampfkessel“ die Tabelle:

\frac{D}{B} = 6,81 bis 6,43 für Gebirgslokomotiven, = 6,43 „ 5,92 „ Güterzuglokomotiven, = 5,92 „ 5,46 „ Personenzuglokomotiven.

Als Maximalwert kann \frac{\frakfamily{D}}{\frakfamily{B}}=9 etwa betrachtet werden.

Diese Zahlen zeigen, der Formel gemäss, wie \frac{\frakfamily{D}}{\frakfamily{B}} eine Funktion von ηk ist. Nach dem über ηk Gesagten (S. 668 Bd. 316) muss daher die Verdampfungsziffer bei höherer Tourenzahl und grösserem Brennstoffverbrauch ebenfalls abnehmen!

Die Lokomotivfabrik Baldwin, Philadelphia, hat darüber praktische Versuche angestellt, wobei sich in Uebereinstimmung mit der theoretischen Anschauung folgende Darstellung ergab. Angenommen ist Brennstoff mittlerer Güte und eine auf 100° C. (0 at Ueberdruck) reduzierte Kesselspannung. (Ausführliches gibt der Record of Recent Construction, Nr. 11, herausgegeben von den Baldwin-Lokomotiv-Werken.)

Textabbildung Bd. 317, S. 60 Fig. 19. Forcierungsziffer (kg/qm).

Aus der dargestellten Thatsache folgt, dass bei der Verbundlokomotive die Verdampfungsziffer eine höhere ist bei gleicher Tourenzahl als bei der Zwillingsmaschine, weil erstere für dieselbe Leistung infolge anderweitiger Ersparnisse (ηc!) weniger Kohlen braucht, d.h. den Quadratmeter der Rostfläche weniger beansprucht. Daraus ergibt sich aber eine weitere Ersparnis an Brennstoff, weil die höhere Verdampfungsziffer für die gleiche Leistung nicht verlangt wird, sondern dieselbe Ziffer, welche aber nun ihrerseits weniger Kohlen verlangt als die zu der geringeren Forcierungsziffer gehörige höhere Verdampfungsziffer.

Der doppelte Vorteil der Verbundlokomotive in dieser Hinsicht ist zu wenig bekannt. Er darf aber keineswegs unterschätzt werden, sondern ist schwerwiegend genug, um für sich allein schon zu sprechen; das eben citierte Werk gibt dafür den interessanten Nachweis:

Die Fitchburgbahn hatte von Baldwin zwei sonst in allen Stücken genau gleiche ⅗ gekuppelte Schnellzuglokomotiven mit 1980 mm Triebraddurchmesser und 260 qm wasserberührter Heizfläche sich liefern lassen, welche dazu bestimmt waren, einen Zug von 325 t hinter dem Tender (Lokomotivgewicht im ganzen 110 t) auf einer langen kurvenreichen Steigung von 1 : 88 mit einer Geschwindigkeit von 64 km/Std. zu befördern. Der einzige Unterschied der beiden Lokomotiven war eben der, dass die eine Zwillingsmaschine, die andere Vauclain'sche Verbundmaschine besass. Bei der Probefahrt ergab sich, dass die Verbundlokomotive ohne Störung die vorgeschriebene Bedingung erfüllte, im Mittel 58 und auf gerader Strecke 67 km/Std. erreichte, während die Zwillingslokomotive mit nur 54 km/Std. etwa zwei Drittel der Strecke zurücklegte und dann plötzlich erlahmte. Es zeigte sich, dass der Heizer mit seinen Kräften zu Ende und nicht mehr fähig war, die kohlenfressende Feuerbüchse noch länger so stark zu beschicken, wie es die Erhaltung der Geschwindigkeit verlangte.

Falls der Bericht nicht trügt, insofern das Zugsgewicht von 325 t thatsächlich ausschliesslich Lokomotive und Tender gemeint ist, so sind die Ergebnisse der folgenden Rechnung sehr erstaunliche und eine Probe von amerikanischer Betriebsweise und Leistungsfähigkeit:

Einem Gesamtgewicht des Zuges einschliesslich Lokomotive von 325 + 110 = 435 t bei einer Steigung von 1 : 88 = 11,4 ‰ und einer Geschwindigkeit von 65 km/Std. entspricht nach der neueren Widerstandsformel

w=\frac{W}{G}=2,4+\frac{V^2}{1300}\,\left(\mbox{bei }Clark\ \frac{V^2}{1000}\right)

ein Zugwiderstand

W_1=435\,\left(2,4+\frac{65^2}{1300}+11,4\right)=435\,\cdot\,17=7400\mbox{ kg},

somit eine Leistung

N_1=\frac{7400\,\cdot\,65}{270}=1780\mbox{ PS}_i!

bei der Verbundlokomotive, und ein Zugwiderstand

W_2=435\,\left(2,4+\frac{55^2}{1300}+11,4\right)=435\,\cdot\,16,1=7000\mbox{ kg}

somit eine Leistung

N_2=\frac{7000\,\cdot\,55}{270}=1420\mbox{ PS}_i!

bei der Zwillingslokomotive.

Diese Zahlen von 1780 und 1420 PSi sind ungeheuer an sich, noch unbegreiflicher aber in Anbetracht der Umstände, unter denen sie erzwungen werden. (Die benutzte Zugkraftsformel gibt keine zu hohen, manchmal sogar noch geringere Werte, als sie aus manchen anderen Formeln erhalten würden.) Bei einem Triebraddurchmesser von 1980 mm, der für die Abgabe von Zugkraft und das Befahren einer Steigung durchaus nicht berechnet ist, ist nämlich für 65 und 55 km/Std. die minutliche Tourenzahl

n_1=5310\,\frac{65}{1980}=175 und n_2=5310\,\frac{55}{1980}=148.

Für a1 = 0,5 und a2 = 0,4 würde für normale Verhältnisse \frac{N_1}{H}=0,5\,\sqrt{175}=6,6 und \frac{N_2}{H}=0,4\,\sqrt{148}=1,9 PS/qm. Bei einer feuerberührten Heizfläche von etwa 0,9 . 260 = 235 qm wären daher die Leistungen

N1 = 6,6 . 235 = 1550 und N2 = 4,9 . 235 = 1150 PSi.

Statt dessen ist aber erreicht worden

N1 = 1780 PSi und N2 = 1420 PSi.

die theoretisch zu erwartenden Leistungen sind somit um 230 und 270 PSi übertroffen worden, wobei jedoch die Zwillingslokomotive um nicht weniger als 360 PS hinter der gleich starken Verbundlokomotive zurückblieb; um die gestellte Bedingung zu erfüllen, hätte erstere somit um volle 630 PS, d.h. um die normale Leistung einer europäischen Schnellzuglokomotive älterer Konstruktion den theoretischen Betrag übertreffen müssen! Dazu reichten eben die Kräfte des Heizers nicht aus; Vorspann von 630 PS wäre somit nicht zu ersparen gewesen.

Praktisch wird die Grösse \frac{\frakfamily{D}}{\frakfamily{B}} aus dem für eine gewisse Fahrstrecke bekannten Gesamtverbrauch an Kohlen und Wasser ermittelt, was natürlich zu Durchschnittswerten führt, in welchen die Veränderungen des Kesselwirkungsgrades u.s.w. nicht mehr erkennbar sind. So war z.B. auf einer Probefahrt der französischen Ostbahn von Paris nach Chaumont (262 km), welche Strecke mit einem Zugsgewicht einschliesslich Lokomotive und Tender von 380 t mit einer Durchschnittsgeschwindigkeit von 77,9 km/Std. durchfahren wurde, der Verbrauch an Kohlen (und Teer) 3,66 t (73,2 Centner), an Wasser 27,8 cbm (278 hl) im ganzen, woraus \frac{\frakfamily{D}}{\frakfamily{B}}=\frac{27,8}{3,66}=7,62 folgt. Zur Berechnung von λ0 dient dabei die Angabe des Dampfdrucks: 16 at, und der Speisewassertemperatur: 24° C.

3. \frac{N}{R} die spezifische Leistung der Rostfläche, ergibt sich aus der Hauptgleichung zwischen \frakfamily{B} und N (S. 662 Bd. 316) mit:

(im Mittel)

\frac{N}{R}=9,4 \,\alpha\,\eta_e\,\eta_h\,\left(\frac{\frakfamily{B}}{R}\right)PS/qm.

Durch Einsetzung von Mittelwerten erhält die Hütte unter „Lokomotivkessel“ die Grösse

\frac{N}{R}=130\mbox{ bis }220,

die kleineren Werte für Staub-, die grösseren für Stückkohlen gültig. Schon die ganz oberflächliche Betrachtung zeigt, dass die Zahlen viel zu gering angeschlagen sind. Wie sollte die preussische 2/4 gekuppelte Schnellzuglokomotive auf etwa 900 PS kommen mit 2,23 qm Rostfläche? Besser wäre daher:

\frac{N}{R}=130\mbox{ bis }450PS/qm.

Zur Prüfung kann auch die Gleichung dienen:

\frac{N}{R}=\left(\frac{N}{H}\right)\,\left(\frac{H}{R}\right)=a\,\left(\frac{H}{R}\right)\,\sqrt{n},

d.h. je grösser im Verhältnis zur Heizfläche die Rostfläche wird (und dies hängt mit der Brennstoffs orte zusammen), um so geringer muss \frac{N}{R} ausfallen. Diese beiden Formeln sind vollständig unabhängig voneinander, führen aber zum gleichen Resultat.

Zum Beispiel:

a) 2/4 gekuppelte Verbundschnellzuglokomotive der preussischen Staatsbahn (R = 2,23).

Es ist einerseits für

α = 0,6, ηc = 0,2, ηh = 0,6, \frac{\frakfamily{B}}{R}=550

\frac{N}{R}=9,4\,\cdot\,0,6\,\cdot\,0,2\,\cdot\,0,6\,\cdot\,550=373PS/qm,

somit

N = 373 . 2,23 = 835 PS.

Es ist andererseits für

a = 0,45, \frac{H}{R}=53 , n = 240

\frac{N}{R}=0,45\,\cdot\,53\,\cdot\,\sqrt{240}=373PS/qm

wie oben.

b) ⅖ gekuppelte Schnellzuglokomotive des „Atlantic Flyer“ (R = 7,1).

Es ist einerseits für

α = 0,55, ηc = 0,2, ηh = 0,6, \frac{\frakfamily{B}}{R}=330

\frac{N}{R}=9,4\,\cdot\,0,55\,\cdot\,0,2\,\cdot\,0,6\,\cdot\,330=205PS/qm,

somit

N = 223 . 7,1 = 1460 PS.

Es ist andererseits für

a = 0,5, \frac{H}{R}=22, n = 350

\frac{N}{R}=0,5\,\cdot\,22\,\sqrt{350}=206PS/qm

fast wie oben.

4. \frac{N}{H}, die spezifische Leistung der Heizfläche, ist schon oft aus der Gleichung

\frac{N}{H}=a\,\sqrt{n}

abgeleitet worden, welche die Thätigkeit des Blasrohrs allein darstellt durch eine empirisch gefundene Beziehung zwischen Leistung und Tourenzahl. Diese Thätigkeit des Blasrohrs ist es aber, welche ausschliesslich die Anfachung des Feuers bewirkt und somit die Erzeugung einer bestimmten Zahl von Wärmeeinheiten in der Zeiteinheit ermöglicht. Durch die Leistungsgleichung zwischen \frakfamily{B} und N ist somit diese Beziehung von Grund aus logisch entwickelt:

\frac{N}{H}=0,00157\,\alpha\,\eta_c\,\eta_h\,\eta_f\,\frakfamily{w}\,\left(\frac{\frakfamily{B}}{R}\right)\,\cdot\,\left(\frac{R}{H}\right)..

Durch Vergleichung dieser beiden Werte ist eine Bestimmung des bisher nur empirischen Koeffizienten a gegeben:

\frac{N}{H}=a\,\sqrt{n}=0,00157\,\alpha\,\eta_c\,\eta_f\,\eta_k\,\frakfamily{w}\,\frac{\frakfamily{B}}{R}\,\cdot\,\frac{R}{H},

woraus

a=0,00157\,\frac{\alpha\,\eta_c}{\sqrt{n}}\,n_k\,\frakfamily{w}\,\frac{\frakfamily{B}}{R}\,\cdot\,\frac{R}{H}.

Oder mit bekannten Mittelwerten für

\frakfamily{w},\ \eta_f,\ \frac{\frakfamily{B}}{R},\ \alpha

wird durchschnittlich

a=\frac{58}{68}\,>\,\eta_c\,\eta_h\,\frac{\sqrt{n}}{3+R}\,\left(\frac{R}{H}\right)\left < {{\mbox{für Zwilling}}\atop{\mbox{für Verbund}}}\right.

Eine freie Wahl der Grösse a ist eigentlich infolge des Bestehens dieser Gleichung ausgeschlossen, sobald man über die wahren Werte der einzelnen Faktoren unterrichtet ist. So wäre z.B. (im Durchschnitt):

a) Bei der 2/4 gekuppelten Schnellzuglokomotive der preussischen Staatsbahn:

Für

ηc = 0,2 | ηh = 0,6 | n = 240 | R = 2,23

\frac{R}{H}=\frac{1}{53}\,(H=125\mbox{ qm})

ist

a=68\,\cdot\,0,2\,\cdot\,0,6\,\cdot\,\frac{\sqrt{240}}{3+2,23}\,\cdot\,\frac{1}{53}=0,456,

somit

\frac{N}{H}=0,456\,\sqrt{240}=7,05PS/qm

N = 7,05 . 125 = 885 PS

mögliche Leistung.

b) Bei der Lokomotive des „Atlantic Flyer“:

Für

ηc = 0,2 | ηh = 0,6 | n = 280 | R = 7,1

\frac{R}{H}=\frac{1}{22}\,(H=156\mbox{ qm})

ist

a=68\,\cdot\,0,2\,\cdot\,0,6\,\cdot\,\frac{\sqrt{280}}{3+7,1}\,\cdot\,\frac{1}{22}=0,61,

somit

\frac{N}{H}=0,61\,\sqrt{280}=10,2PS/qm

N = 10,2 . 156 = 1590 PS

mögliche Leistung.

In der vorigen Berechnung für diese Maschine wurde α = 0,55 angenommen, daher der Unterschied von 1590 gegen vorhin 1460 PS.

Bei der Beurteilung dieser Ableitungen beachte man, dass die beiden Berechnungsarten von \frac{N}{H} ursprünglich nichts miteinander zu thun hatten, unabhängig voneinander gefunden sind, auf richtige Werte hinausführen, und dass der so ermittelte Koeffizient a mit den von v. Borries zusammengestellten Werten von \frac{N}{H} übereinstimmt (vgl. die Tabelle auf Seite 51 des Bandes Lokomotiven im Werk Eisenbahntechnik der Gegenwart). Besonders auffallend ist dies beim ersten der beiden vorigen Beispiele.

Heutzutage kann gesetzt werden

\frac{N}{H}=3 bis 11 PS/qm und a = 0,35 bis 0,6.

5. \frac{\frakfamily{B}}{R}, die „Forcierungsziffer“ der Rostfläche, ist eingehend (auf S. 665 ff. Bd. 316) bereits besprochen worden. Es ergab sich

\frac{\frakfamily{B}}{R}=\frac{12\,n}{3+R}

als Mittel aus der Thätigkeit des Blasrohres und des Heizers.

Ferner war

\frac{\frakfamily{B}}{R}=\frac{4680\,R_0\,v}{R\,L}

aus Luftmenge, Luftgeschwindigkeit und Rostflächenverhältnis angegeben.

Zu diesen Ausdrücken gesellt sich nun noch ein dritter, aus der Hauptgleichung zwischen \frakfamily{B} und N zu entwickelnder, nämlich

a) für gegebene Leistung

\frac{\frakfamily{B}}{R}=\frac{637}{\alpha\,\eta_c\,\eta_f\,\eta_h\,\frakfamily{w}}\,\left(\frac{N}{R}\right)

Da im Mittel \frakfamily{w}=7500, ηf = 08, α = 0,6 bezw. 0,5, so wird

\frac{\frakfamily{B}}{R}=\frac{1}{6\,(5)\,\eta_c\,\eta_h},\left(\frac{N}{R}\right)

durchschnittlich.

Der Vorteil der Verbundlokomotive in betreff geringerer Beanspruchung des Heizers prägt sich in dem Nenner α aus. Bei im übrigen gleicher Leistung hat der Heizer der Verbundmaschine nur ⅚ der Beschickungsarbeit des Heizers der Zwillingsmaschine zu leisten. In den beiden anderen Formeln zeigt sich dieser Umstand nicht ohne weiteres.

Wird z.B. für die Beförderung eines Zuges mit gewisser Geschwindigkeit ein Aufwand \frac{\frakfamily{B}}{R}=550 kg pro Quadratmeter und Stunde verlangt bei Verwendung einer Zwillingsmaschine, so hat der Heizer einer Verbundlokomotive im gleichen Dienst (und alle übrigen Umstände gleich vorausgesetzt, was nicht genau, sondern im günstigen Sinne ungenau zutrifft) nur \frac{\frakfamily{B}}{R}=\frac{5}{6}\,550=460 kg zu thun, was eine fühlbare Erleichterung ist. Da gleichzeitig davon die „Verdampfungsziffer“ \frac{\frakfamily{D}}{\frakfamily{B}} betroffen wird, so wird die Zahl von 460 abwärts noch ziemlich sinken müssen.

Da aber die verlangte Leistung in weiter nichts besteht als in der Entwickelung einer gewissen Zugkraft mit einer bestimmten Geschwindigkeit, auf Kosten einer gewissen Dampfmenge, so muss auch aus der Zugkraft die Forcierungsziffer abzuleiten sein und in einer gewissen Verwandtschaft zu Füllung und Tourenzahl stehen, nämlich

b) für gegebene Zugkraft

einerseits

\frac{\frakfamily{B}}{R}=\frac{1}{\left(\frac{\frakfamily{D}}{\frakfamily{B}}\right)}\,\frac{\frakfamily{D}}{R}=\frac{\lambda_0}{\eta_k\,\frakfamily{w}}\,\cdot\,\frac{\frakfamily{D}}{R}.

Die einer gewissen Dampfmenge entsprechende Brennstoffmenge wäre somit, wenn \frac{\frakfamily{D}}{\frakfamily{B}} unbekannt ist,

\frakfamily{B}=\frac{\frakfamily{D}\,\lambda_0}{\eta_k\,\frakfamily{w}},

andererseits

\frac{\frakfamily{B}}{R}=189\,\frac{\lambda_0\,\gamma\,d^2\,s\,\varepsilon\,n}{\eta_k\,\frakfamily{w}\,R}

wobei ε natürlich auf Zwillingswirkung bezw. auf den ideellen Cylinder der Verbundmaschine bezogen ist.

Zum Beispiel: Wie stark muss die Rostfläche der badischen 2/4 gekuppelten Zwillingsschnellzuglokomotive beschickt werden, damit bei einer Füllung von 20 % mit dauernd 90 km/Std. (227 Touren in der Minute) gefahren werden kann?

Es ist p = 14 at absolut, wozu λ0 = 681 Kal./kg, γ = 0,00723, ferner sei \frakfamily{w}=7500 Kal./kg Heizwert der Kohle, sowie ηk = 0,55 geschätzt, endlich d = 46 cm, s = 60 cm, R = 2,23 qm, somit:

\frac{\frakfamily{B}}{R}=189\,\frac{681\,\cdot\,0,00723\,\cdot\,4,6^2\,\cdot\,6\,\cdot\,0,20\,\cdot\,2,27}{0,6\,\cdot\,7500\,\cdot\,2,23}=535kg/qm-Std.

6. \frac{\frakfamily{D}}{H} der „Anstrengungsgrad“ der Heizfläche, folgt aus der der Form nach identischen Gleichung

\frac{\frakfamily{D}}{H}=\frac{\frakfamily{D}}{\frakfamily{B}}\,\cdot\,\left(\frac{\frakfamily{B}}{R}\right)\,\frac{R}{H} im Mittel \frac{\frakfamily{D}}{H}=\eta_k\,\frac{\frakfamily{w}}{\lambda_0}\,\frac{12\,n}{3+R}\,\left(\frac{R}{H}\right).

Im vorigen Beispiel wäre daher

\frac{\frakfamily{D}}{H}=0,6\,\cdot\,\frac{7500}{680}\,\cdot\,535\,\cdot\,\frac{2,23}{137}=57,5\mbox{ kg/qm-Std.}

Also \frakfamily{B}=2,23\,.\,535=1200 kg stündlich, \frakfamily{D}=57,5\,.\,137=7900 kg stündlich.

Die Verdampfungsziffer beträgt \frac{7900}{1200}=6,6.

Wie die Gleichung zeigt, nimmt \frac{\frakfamily{D}}{H} mit der Tourenzahl zu, aber langsamer als diese, weil ηk abnehmen muss. Die Verdampfung kann daher nicht Schritt halten mit dem Brennstoffverbrauch, sondern erlahmt schneller als dieser. Dies deckt sich mit dem über \frac{\frakfamily{D}}{\frakfamily{B}} und \frac{N}{H} Gesagten. Die Schnellzuglokomotive ist dabei gegenüber der Güterzuglokomotive im Vorteil, der Kleinheit ihres Kessels und Grösse ihrer Leistung entsprechend.

Die Hütte gibt mit Benutzung des unmodernen oder unverständlichen Begriffs der „Gebirgslokomotive“ für \frac{\frakfamily{D}}{\frakfamily{H}} folgende Zahlen:

\frac{\frakfamily{D}}{H} = 34 bis 38,6 für Gebirgslokomotiven, = 38,6 „ 47,4 „ Güterzuglokomotiven, = 37,4 „ 54,6 „ Personenzuglokomotiven,

und fügt bei, dass bei den preussischen Normalpersonenzuglokomotiven \frac{\frakfamily{D}}{H}=54 bis 58 sei (vgl. das letzte Beispiel) und bis 65 steigen könne.

Hierzu ist zu bemerken, dass heute viel höhere Werte im gewöhnlichen Betrieb erreicht und verlangt werden, dass aber die angeführten Zahlen sehr gute Durchschnitte darstellen.

Die 2/4 gekuppelte Verbundlokomotive der Paris-Lyon-Mittelmeerbahn mit Luftschneideflächen (Kl. IIIb 2 der Tabelle S. 350 Bd. 316) hat eine stündliche Verdampfung von 95 kg/qm gezeigt.

Die ⅖ gekuppelte Lokomotive des gleichen Systems der sächsischen Staatsbahn (Pariser Ausstellung 1900) ist für eine Verdampfung von 85 kg/qm berechnet. Rechnet man dies um und nimmt \frac{\frakfamily{D}}{\frakfamily{B}}=8,5 an, so ist für H = 165, R = 2,42 qm:

\frac{\frakfamily{B}}{R}=\frac{\frakfamily{B}}{\frakfamily{D}}\,\cdot\,\frac{\frakfamily{D}}{H}\,\cdot\,\frac{H}{R}=\frac{1}{8,5}\,\cdot\,85\,\cdot\,\frac{165}{2,42}=680kg/qm-Std.,

ein sehr hoher Betrag, welcher bei jeder geringeren Verdampfungsziffer noch steigen muss, um so mehr als die letztere bei der verlangten hohen Tourenzahl der Maschine wahrscheinlich die Grösse 8,5 gar nicht im entferntesten erreichen kann.

Ergebnis. Es ist heutzutage möglich, auf 1 qm Rostfläche stündlich 800 kg zu verbrennen, und auf 1 qm Heizfläche stündlich 100 kg zu verdampfen.

7. \frac{\frakfamily{B}}{N}, der Brennstoffverbrauch für 1 PS, folgt ebenfalls aus der „Hauptgleichung“ mit:

\frac{\frakfamily{B}}{N}=\frac{637}{\alpha,\eta_c\,\eta_k\,\frakfamily{w}}, im Mittel \frac{\frakfamily{B}}{N}=\frac{0,1063}{\alpha\,\eta_c\,\eta_h}.

Wäre der Kessel nicht durch das Blasrohr mit der Maschine verbunden, so müsste \frac{\frakfamily{B}}{N} konstant sein, d.h. ohne Rücksicht auf die Höhe der Gesamtleistung würde die Einheit stets denselben Aufwand von Kohlen erfordern; Verbrauch und Leistung wären proportional. Dies ist aber bekanntlich nicht der Fall. Warum nicht? Die Gleichung muss Aufschluss geben:

Da mit Erhöhung der Tourenzahl (und Leistung) der Wirkungsgrad ηh sinkt, und zwar schneller, als ηc infolge der verkleinerten Füllung steigen kann, so muss \left(\frac{\frakfamily{B}}{N}\right) mit grösserem N wachsen (und nicht fallen, wie der Augenschein sagen könnte), d.h. der Verbrauch nimmt schneller zu als die Leistung!

Weil für Verbundlokomotiven α durchweg höher ist, so ist \frac{\frakfamily{B}}{N_i} für diese niedriger als für Zwillingslokomotiven, und zwar nach Massgabe des mittleren Verhältnisses

\frac{\alpha'}{\alpha}=\frac{0,5}{0,6}=83 %.

Die Pferdestärke ist bei Verbundwirkung im Mittel um 17 % billiger als bei Zwilling.

Der spezifische Brennstoffverbrauch schwankt zwischen 1 und 2 kg/PS, steigt auch bis 3, und ist bei der Dampflokomotive vielleicht noch nie unter 1 gesunken, mindestens nicht bei der Schnellzuglokomotive.

Zur Umrechnung sind die Gleichungen zu brauchen:

\frac{\frakfamily{B}}{N}=\frac{\frakfamily{B}}{R}\,\cdot\,\frac{R}{H}\,\cdot\,\frac{H}{N} im Mittel \frac{\frakfamily{B}}{N}=\frac{12}{a\,(3+R)}\,\left(\frac{R}{H}\right)\,\sqrt{n},

d.h. der Brennstoffverbrauch wächst mit der Wurzel aus der Tourenzahl.

8. \frac{\frakfamily{D}}{N}, der Dampf verbrauch für 1 PS, unterliegt denselben Einflüssen wie \frac{\frakfamily{B}}{N}, was sich durch den Zusammenhang der beiden Grössen erklärt. Es ist nämlich

\frac{\frakfamily{D}}{N}=\left(\frac{\frakfamily{D}}{\frakfamily{B}}\right)\,\left(\frac{\frakfamily{B}}{N}\right),

woraus einerseits

\frac{\frakfamily{D}}{N}=\frac{12\,\eta_k\,\frakfamily{w}\,\sqrt{n}}{a\,\lambda_0\,(3+R)}\,\left(\frac{R}{H}\right)

im Mittel, andererseits

\frac{\frakfamily{D}}{N}=\frac{637}{\alpha\,\eta_c\,\lambda_0}

Nicht recht verständlich scheint auf den ersten Blick die Behauptung der ersten Formel, dass der spezifische Brennstoffverbrauch mit der Güte des Brennstoffs und des Kessels wachsen soll, statt abzunehmen, wie zu erwarten wäre. Es ist dies auch thatsächlich nur scheinbar, solange \frac{´\frakfamily{B}}{R} als Konstante gehandhabt, die Verbesserung von a vernachlässigt und die Lokomotive immer als aufs höchste beansprucht angesehen wird. Der Widerspruch verschwindet sofort in der Form:

\frac{\frakfamily{D}}{N}=\frac{\frakfamily{D}}{\frakfamily{B}}\,\cdot\,\frac{\frakfamily{B}}{R}\,\cdot\,\frac{R}{H}\,\cdot\,\frac{H}{N}.

Die zweite Formel geht nicht von der Dampferzeugung im Kessel, sondern vom Dampfverbrauch in der Maschine aus. Selbstverständlich ist dabei das Sinken des Dampfverbrauchs mit Verbesserung des Arbeitsprozesses im Expansionsgefäss, d.h. Erhöhung von αηc verbunden.

Gemeinsam zeigen beide Formeln den günstigen Einfluss höheren Dampfdrucks (enthalten in λ0) auf \frac{\frakfamily{D}}{N}.

3) Durch Vergleichung der beiden Grössen \frac{\frakfamily{D}}{N} mit den durch Versuch dafür gefundenen Werten erhält man die Möglichkeit, die sonst unerreichbare Grösse α (indizierte Arbeit geteilt durch disponible Arbeit) für eine gegebene Lokomotive zu bestimmen; es ist nämlich

\alpha=\frac{637}{\left(\frac{\frakfamily{D}}{N_i}\right)\,\eta_c\,\lambda_0}

der „ökonomische“ Wirkungsgrad der Expansion.

Um den Dampfverbrauch zur Füllung in ein Verhältnis zu bringen, benutzt die Hütte die Formel

\frac{\frakfamily{D}}{N_e}=8,5+12\,\varepsilon

zum Voranschlag.

Dazu ist nun aber folgendes zu bemerken:

Bei der Aufstellung bezw. Anwendung einer solchen Formel ist die Angabe nötig, unter welchen Voraussetzungen sie gebraucht werden soll. Man bedenke, dass mit wachsender Geschwindigkeit, also abnehmender Füllung ebenfalls der Verbrauch zunimmt, als ob ε nicht im Zähler, sondern im Nenner stünde. Die genauere Betrachtung ergibt die Regel: Die Formel ist für eine bestimmte Maschine richtig, wenn sie den Verbrauch für gegebene Geschwindigkeit bei verschiedenen Zugsbelastungen, dagegen falsch, wenn sie den Verbrauch für gegebene Zugsbelastung bei verschiedenen Geschwindigkeiten geben soll. – Ohne Angabe der Belastung oder Geschwindigkeit muss daher unterschieden werden:

a) \frac{\frakfamily{D}}{N_e}=8,5+12\,\varepsilon für konstante Geschwindigkeit,

b) \frac{\frakfamily{D}}{N_e}=8,5+\frac{1}{\varepsilon} für konstante Belastung.

Bei einer stationären Maschine wäre natürlich eine solche Unterscheidung nicht nötig; aber bei der Lokomotive kann nun einmal die Rückwirkung des Blasrohrs auf den Kessel nicht vernachlässigt werden.

Abgesehen davon stellt diese Gleichung a) eine Gerade vor, was die Funktion \frac{\frakfamily{D}}{N}=f\,(\varepsilon) (ε) aber keineswegs ist.

Die Lokomotivfabrik Baldwin in Philadelphia hat über diese Funktion Versuche angestellt und die Ergebnisse graphisch vereinigt, soweit der erste Fall in Frage kommt, nämlich die für verschiedene Zugkräfte bei konstanter Geschwindigkeit auftretenden Verbrauchsziffern in Abhängigkeit von der Füllung. Von einer Geraden ist dabei keine Rede, sondern die Gesetzmässigkeit scheint parabolischer Natur zu sein.

Textabbildung Bd. 317, S. 63 Fig. 20. Füllungsgrad (Prozent des Hubes).

Diese Kurven sind auch Darstellungen der Funktion \eta_c=1-\frac{t+273}{t'+273}, soweit dieselbe mit der Füllung zusammenhängt, und zeigen, dass die ökonomisch beste Füllung für Zwillingswirkung bei etwa 27, für Verbundwirkung bei etwa 37 % liegt.

Auch im Sinn der Gleichung b), d.h. für die Beziehung des Dampfverbrauchs zur Tourenzahl, welche die Füllung reziprok vertreten kann, sind Versuchsergebnisse graphisch vereinigt worden. Die hierher gehörende Gleichung von der Form \frac{\frakfamily{D}}{N}=f\,(n) ist weiter oben schon aufgestellt.

\frac{\frakfamily{D}}{N_i}=12\,\left(\frac{\frakfamily{D}}{\frakfamily{B}}\right)\,\left(\frac{R}{H}\right)\,\cdot\,\frac{\sqrt{n}}{a\,(3+R)}

Da \frac{\vartheta}{\frakfamily{B}}=\frac{\eta_k\,\frakfamily{w}}{\lambda_0}, so muss der Dampfverbrauch mit höherem Kesseldruck sinken, was für die Rentabilität desselben spricht, abgesehen von der Verbesserung, welche gleichzeitig ηc damit erfährt.

Aus \frac{\frakfamily{B}}{N_i} und \frac{\frakfamily{D}}{N_i} wird noch die Grösse \frac{\frakfamily{B}}{N_e} und \frac{\frakfamily{D}}{N_e} gefunden, indem man mit dem mechanischen Wirkungsgrad der Maschine ηm dividiert, es folgt somit

\frac{\frakfamily{B}}{N_e}=\frac{637}{(\eta_m\,\alpha\,\eta_c)}\,\frac{\frakfamily{D}}{N_e}=\frac{637}{(\eta_m\,\alpha\,\eta_c)},

Probe: \frac{\frakfamily{D}}{\frakfamily{B}}=\frac{\eta_k\,\frakfamily{w}}{\lambda_0}.

Ueberraschend ist die Uebereinstimmung auf diese Art berechneter Werte mit Versuchstabellen, z.B. mit den Werten der Lochner'schen Tabelle (Eisenbahntechnik der Gegenwart, „Lokomotiven“, Tabelle S. 61). Dieselbe beginnt mit (gültig von 50 bis 90 km/Std.)

\frac{\frakfamily{B}}{N}=\left{{1,25\mbox{ für Zwilling}}\atop{1,05\mbox{ für Verbund}}}\right        \frac{\frakfamily{D}}{N}=\left{{10,0\mbox{ für Zwilling}}\atop{8,5\mbox{ für Verbund}}}\right

und schliesst mit

\frac{\frakfamily{B}}{N}=\left{{1,73\mbox{ für Zwilling}}\atop{1,33\mbox{ für Verbund}}}\right        \frac{\frakfamily{D}}{N}=\left{{12,6\mbox{ für Zwilling}}\atop{10,3\mbox{ für Verbund}}}\right

Die englische Schnellzuglokomotive mit freier (nicht gekuppelter) Triebachse und sehr hohen Triebrädern hat, wie schon an anderer Stelle beschrieben, einen geringen Eigenwiderstand, daher guten maschinellen Wirkungsgrad (welcher zum Teil auch von den inneren Cylindern herrührt) und eine geringere Tourenzahl, daher besseren Wirkungsgrad des Kessels auf Kosten der spezifischen Leistung der Heizfläche. Bei hohen Geschwindigkeiten ist sie daher etwa ebenso sparsam als die gewöhnliche Verbundlokomotive mit äusseren unsymmetrischen Cylindern.

Zum Beispiel: die ¼ gek. Schnellzuglokomotive der Midlandbahn zeigte einen Kohlenverbrauch von 8,65 kg/km, einen Dampf verbrauch von 72,6 kg/km (Gesamtverbrauch der Fahrt auf den Kilometer berechnet), daher war

\frac{\frakfamily{D}}{\frakfamily{B}}=\frac{72,6}{8,65}=8,4

die Verdampfungsziffer, d.h. 8,4=\frac{\eta_k\,\frakfamily{w}}{\lambda_0}, woraus

\eta_k=\frac{8,4\,\cdot\,\lambda_0}{\frakfamily{w}}=\frac{8,4\,\cdot\,680}{8000}=71,5 %,

eine unbegreiflich hohe Ziffer, welche bei schlechterer Kohle noch steigen müsste. Ferner war (Gesamtverbrauch auf die Leistungseinheit berechnet)

\frac{\frakfamily{B}}{N_i}=1,28kg/PS      \frac{\frakfamily{D}}{N_i}=10,8 kg/PS,

also

12,8=\frac{\frakfamily{B}}{N_i}=\frac{636}{\alpha\,\eta_c\,\eta_k\,\frakfamily{w}}

woraus

\alpha=\frac{636}{1,27\,\cdot\,0,19\,\cdot\,0,715\,\cdot\,8000}=46 %

(Fortsetzung folgt.)

Im Anfang des vorigen Jahrgangs von D. p. J. 1901 316 29 und 46 habe ich einen längeren Aufsatz über den künstlichen Flug nach Leonardo da Vinci und Karl Buttenstedt veröffentlicht und darin hervorgehoben, dass nach diesen Flugtechnikern die Lösung des Flugrätsels vornehmlich in der Ausnutzung der Elastizität der künstlichen Flügel beruhe. Bisher fehlte es jedoch an methodischen Versuchen zur Prüfung dieser Anschauungen. Dem ist, wenn man von den mit kleineren Modellen angestellten Flugversuchen des Hamburger Kaufmanns Korf absieht, jetzt erst durch eine Reihe von Versuchen mit elastischen Schrauben Buttensted'scher Konstruktion durch Baron v. Bradsky in Paris abgeholfen worden. Ich lasse darüber im Anschluss an die von v. Bradsky zur Verfügung gestellten Versuchsergebnisse folgende Bemerkungen folgen.

Textabbildung Bd. 317, S. 64 Fig. 1.

Textabbildung Bd. 317, S. 64 Fig. 2.

Neben Santos Dumont u.a. rüstet sich auch o. Bradsky in Paris zu den ferneren Wettkämpfen im Reich der Lüfte. Sein Ballon ist mit Flügeln ausgestattet, da er einen Uebergang zur vogelähnlichen Flugmaschine anzustreben sucht. – Zur Zeit ist er damit beschäftigt, die beste Schraubenform durch Versuche herauszufinden, und erprobt seit einiger Zeit ein elastisches Schraubensystem nach Art desjenigen von Buttenstedt in Rüdersdorf-Berlin (vgl. Fig. 1 und 2). Dasselbe hat Buttenstedt bereits 1882 für dynamische Flugmaschinen von dem Gesichtspunkte aus konstruiert, dass alle Fortbewegungsorgane der Luft- und Wassertiere elastisch sind, und dass starre Schraubenflächen, welche aus Zufall unthätig an dynamischen Flugmaschinen stehen bleiben, hemmend auf den Weiterflug wirken und so eine Katastrophe begünstigen.

Die Schiffsbautechnik hat in der That inzwischen festgestellt, dass das unangenehme Stossen auf Dampfern von den starren Flügelschrauben herrührt. Dies würde bei elastischen Schrauben fortfallen, denn diese stellen sich selbstthätig in den geeigneten Druckwinkel ein, während, wenn sie unthätig sind, sie sich in die Bewegungsrichtung des Fahrzeugs stellen. Endlich ist diese Schraube im Zentrum flächenfrei, weil Flächen in der Nähe der Welle selbst während schneller Rotation der Schraube nur hemmen.

v. Bradsky hat nun i. die Versuche mit 2-, 3-, 4-, 6- und 8flügeligen Schrauben dieser Art begonnen und durch diese Versuche, welche noch nicht abgeschlossen sind, doch schon festgestellt, dass mit acht Flügeln kein so hoher Effekt zu erzielen ist, wie mit nur sechs Flügeln.

Diese Thatsache erinnert an die erste Schiffsschraube Ressel's, welche Schneckenform hatte. Als nämlich die hintere Länge dieser Schraube abbrach, ging plötzlich das Schiff schneller. – Mit weniger Fläche leistete also die Schraube mehr.

Dasselbe stellten auch Baker und Alexander bei ihren 9 m grossen Luftschrauben fest, welche 32,5 qm bis an die Schraubenwelle reichende Fläche hatten. Bei Anwendung von 10,5 PS übten dieselben einen Druck von 50 kg aus; als jedoch die Flächen um die Hälfte verschmälert wurden und auch noch die Flächen in der Nähe der Schrauben welle entfernt waren, so dass überhaupt nur noch 9,6 qm Fläche übrig blieben, da brachten bereits 6 PS mit dieser Fläche einen Druck von 43 kg hervor; man hatte also 4,5 PS und 22,9 qm Fläche entbehren können, um dieselbe Leistung zu erzielen.

Ferner stellte v. Bradsky fest, dass bei einer Flügelstellung von 45° zur Drehungsebene wohl grössere Umdrehungszahlen, aber geringere Leistungen erzielt wurden, als bei einer Neigung von 22,5°; denn bei ersterer Stellung leistete eine Schraube von 2,85 m Durchmesser durch 350 Umdrehungen in der Minute einen Druck von 41 kg, während im zweiten Falle eine Schraube von nur 2,75 m Durchmesser durch 284 Umdrehungen schon 50 kg Druck lieferte.

Die bisher erreichte höchste Wirkung mit einer etwas grösseren Schraube beträgt 70 kg; ein Druck, der einen normalen Menschen hochheben würde.

Ueber die Versuchsresultate selbst macht v. Bradsky folgende Angaben:

Anzahl derFlügel Anzahl derUmdrehungenpro Minute Zugkraftin kg Stellung desFlügels zurDrehungsebene DoppelteFlügellänge,d.h. Durch-messer derSchraube Druckpro Flügel 8 156 25 o45,0 m2,85 kg  3,1 6 190 25 45,0 2,85   4,2 6 224 27 45,0 2,85   4,8 6 276 34 45,0 2,85   5,3 6 350 41 45,0 2,85   7,0 4 326 31 45,0 2,85   8,0 4 340 33 45,0 2,85   8,2 4 358 39 45,0 2,85 10,0 6 164 29 22,5 2,85   5,0 6 194 39 22,5 2,75   6,7 6 260 49 22,5 2,75   8,2 6 284 50 22,5 2,75 12,3 4 310 44 22,5 2,75 10,0 3 420 44 22,5 2,75 15,0 2 442 33 22,5 2,75 16,5

„Die Tabelle zeigt deutlich, dass eine Steigung von 45° zu gross ist, und dass 22,5° vorzuziehen ist. Trotzdem, dass ich mit derselben Kraft erheblich grössere Umdrehungszahlen erzielte, bleibt die Zugkraft gering. Es geht dabei zu viel Kraft verloren für die Umdrehung des Gestelles. Natürlich spricht dabei aber die Stärke der angewendeten elastischen Federn ein gewichtiges Wort mit; ich hatte sie so bemessen, dass die eines Flügels zusammengenommen bei einer Biegung von etwa 40° 15 kg trugen. Endlich mit sechs Flügeln habe ich die vorhandene Kraft am besten ausgenutzt, während acht zu schwer waren. Bei grösserer Kraft kann sich das meines Erachtens aber ändern. Um etwas Gutes zu machen, möchte ich 3 Monate von früh bis abends nichts anderes machen als Schrauben drehen und 100000 M. verbrauchen können.“

Die Flügel der Schraube bestehen aus Stahlrippen und starkem Webstoff, der straff aufgezogen war; welchen Druck aber die leichte Luftmasse auszuüben vermag, kann man daraus ersehen, dass bei der Rotation der 6flügeligen Schraube der untere linke Flügel an der Stelle zerrissen ist, wo der Arbeiter mit der rechten Hand hinlangt, und dass sich auch bei den meisten anderen Flügeln der Webstoff gereckt hat.

Zu bemerken ist noch, dass die Arbeit der Schraube sich günstiger stellen wird, wenn sie in freier Fahrt thätig ist und das freie noch nicht in Bewegung gesetzte Luftmedium als Schraubenmutter benutzt werden kann, was in einem Schuppen nicht möglich ist, weil die Luftmasse hier durch die Schraube in einen stetigen Strom versetzt wird, gegen den die Schraube infolge Ueberholung desselben eine schwerere Arbeit zu leisten hat.

Die jetzt bereits vorliegenden Resultate lassen aber die berechtigte Hoffnung zu, dass diese Schraubenart für die kommende dynamische Luftschiffahrt den an sie zu stellenden Erwartungen entsprechen wird.

Das Nickel

Nach dem Moniteur industriel.

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Die gewaltige Verbreitung, welche das Nickel seit einigen Jahren in der Industrie gefunden hat und die hervorragende Stelle, welche dasselbe in der Metallurgie einnimmt, dürfte eine kurze Monographie desselben rechtfertigen.

Die Nickellager befinden sich grösstenteils in Neu-Kaledonien und Kanada und wird von hier aus fast die Gesamtsumme alles in der Welt verbrauchten Nickels geliefert. Nach den offiziellen Berichten der Weltausstellung von 1900 beträgt die Gesamtproduktion in der französischen Kolonie allein jährlich 100- bis 110000 t, Im Jahre 1899 betrug die Produktion dieses Metalles 7350 t, von denen aus Kaledonien 2500 t und der Rest von 4850 t von Kanada und den Vereinigten Staaten geliefert wurden. Seit diesen beiden statistischen Feststellungen ist die Produktion besonders zu Gunsten der kanadischen und amerikanischen Ausfuhr noch gestiegen.

Die bedeutende Entwickelung, welche in dem Verbrauch von Nickel stattgefunden hat, ist den besonders günstigen Eigenschaften des Nickels in der Stahlfabrikation und in der Ausrüstung des Landheeres und der Marine, bei letzterer besonders für die Panzerplatten zuzuschreiben. Es sind noch nicht 10 Jahre her, dass die Panzerplatten von ganz besonderer Dicke hergestellt werden mussten, während jetzt dank des Nickels Platten von derselben Widerstandsfähigkeit, jedoch von bedeutend geringerer Dicke und geringerem Gewicht hergestellt werden. Erst im Jahre 1899 und 1900 erkannte man die ausgezeichneten Eigenschaften der aus einem Gemisch von Stahl und Nickel hergestellten Platten und überzeugte sich durch gleichzeitig in Creusot und Annapolis angestellte Versuche, dass Stahlplatten mit einer Zugabe von Nickel den Geschossen einen weit grösseren Widerstand leisteten als die bisherigen und dass dieselben vor allem beim Anprallen der Geschosse nicht zersplittern. Durch diesen Umstand wurden die amerikanischen und französischen Fabriken zur weiteren Fortsetzung der Versuche auf diesem Felde angeregt, deren Vervollkommnung nicht lange auf sich warten liess. Man nahm Versuche in dieser Hinsicht auch in England au", welch letzteres sich jedoch zu deren praktischen Verwendung erst nach den günstigen Erfolgen von Amerika und Frankreich entschloss. Die genannte Mischung wurde in den Fabriken von Sheffield erst gegen 1897 aufgenommen; von der Zeit an begann der Verbrauch von Nickel ganz bedeutend zu steigen.

Der Nickelstahl, mit welchem im Jahre 1900 Versuche angestellt wurden, wurde jedoch bald durch anderen Stahl verdrängt, welcher zwar ebenfalls Nickel, jedoch mit einer Beimischung von Chrom enthält. Dieser Chromnickelstahl leistet der Durchschlagskraft von Geschossen noch grösseren Widerstand als der Nickelstahl und zerspringt ebenfalls unter wiederholten Geschossen nicht. Aus diesem Stahl hergestellte Platten halten Stösse von dreifacher Kraft bei derselben Dicke aus, als die früheren Stahlplatten. Bei einem Vergleich zwischen der Dicke der beiden Platten ergibt sich, dass die Dicke der neuen Platten, nach Aussage eines Spezialisten auf dem Gebiete der Panzerplatten, nur die Hälfte der früheren zu betragen braucht. Bei solchen Resultaten lässt sich der Aufschwung in der Produktion von Nickel leicht verstehen, besonders in einer Zeit, in welcher sämtliche Seemächte für die Vermehrung der Flotten so bedeutende Opfer bringen.

Diese Eigenschaft der grossen Widerstandsfähigkeit des Nickelstahles ist jedoch nicht nur auf diesem Gebiete ausgenutzt worden, sondern derselbe hat infolge derselben auch bei der Herstellung von Blechen, Kabeln und Kesselrohren weite Verwendung gefunden. Auf der Ausstellung von 1900 befand sich sogar eine Kurbelachse für Lokomotiven und ein Cylinder für Walzwerk aus diesem Metall hergestellt, welche ohne Verbiegung lange Zeit im Betrieb standen. Hierbei befindet sich die Herstellung dieses Metalles noch im Anfangsstadium, die Mischungen von Stahl und Eisen mit Nickel, welche unlängst noch für Laboratoriumsproben angesehen wurden, bieten jetzt ein weites Arbeitsfeld.

Unter den Verwendungsarten des Nickels legte man besonders grosse Hoffnungen in die Verwendung desselben zu Münzen und sollte dasselbe vorteilhaft das Kupfergeld vollkommen ersetzen, wobei auf einen grossen Absatz gerechnet wurde. Diese Voraussetzungen haben sich jedoch zum Teil nicht verwirklicht und ist in manchen Ländern, z.B. in Frankreich, der Einführung von Nickelgeld Widerstand geleistet worden, während dasselbe in anderen Ländern gern angenommen wurde. Das Prägen von Münzen bildet ebenfalls ein bedeutendes Absatzgebiet für Nickel und wird dessen Verwendung hierzu wie folgt geschätzt:

Nach dem letzten Verwaltungsbericht des vorigen Jahrhunderts befanden sich in der Schweiz für 7550000 Frs. Nickelmünzen im Umlauf, welche aus 17500000 Zwanzigcentimesstücken, 23500000 Zehncentimesstücken und 34000000 Fünfcentimesstücken bestanden. Nach dem Verwaltungsbericht von 1900 betrug der Preis für reines Nickel: bei den Zwanzigcentimesstücken 5,5 Fcs., bei den Zehncentimesstücken 3,65 Fcs. und bei den Fünfcentimesstücken 3,71 Fcs. für das Kilogramm, was gegenüber 1899 eine kleine Steigerung im Preise bedeutet.

In Deutschland werden, wie bekannt, Stücke zu 20, 10 und 5 Pfennig geprägt und befanden sich am 31. Dezember 1900 im ganzen für 68549642 M. im Umlauf.

In England wird nur eine kleine Anzahl Nickelstücke geprägt, welche für die Kolonien bestimmt sind; im Jahre 1900 betrugen dieselben nur 288000 Stück.

In den Vereinigten Staaten sind von 1897 bis 1898 für 960767 Dollars Fünfcentstücke in Nickel geprägt worden. In Belgien betrug der Wert der Nickelmünzen vom Jahre 1861 bis 1898 10605898 Fcs., wovon über zwei Drittel, ungefähr 7425360 Fcs., in Zehncentimesstücken bestanden. In der Brüsseler Münze ist ausserdem eine bedeutende Menge von Nickelmünzen für Brasilien, Bulgarien, Peru, Griechenland, Oesterreich-Ungarn, Serbien, Japan und Bolivien geprägt worden.

Das Nickel hat sich in der letzten Zeit eine auffallende Beliebtheit erworben, denn während fast alle Metalle im Preise gefallen sind, hat das Nickel, wie eine bedeutende Exploitationsgesellschaft für Nickel in den ersten Monaten dieses Jahres konstatieren konnte, den seinigen behalten.

Die Industrie ist fortwährend auf Verbesserungen in der Behandlung des Nickels bedacht und ist erst vor kurzem ein neues Klärungsverfahren mittels Elektrolyse gemeldet worden. Es ist vorauszusehen, dass der Verbrauch von Nickel in der Industrie stetig steigen wird und zwar nicht nur für die Bedürfnisse des Hüttenwesens, sondern in der täglichen Steigerung der Tausende von Gebrauchsgegenständen, welche aus diesem Metall hergestellt werden.

Die Beleuchtung der Eisenbahnzüge

Nach der Revue industrielle.

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Vor ungefähr 2 Jahren ist bei der Dampfstrassenbahn-Gesellschaft in Saint Romain de Colbose (Seine-Inférieure) durch den Ingenieur Eug. Fajole ein Beleuchtungssystem eingeführt worden, welches sich vorzüglich bewährt hat. Die Beleuchtung findet mittels Acetylen statt.

In dem Packwagen ist ein Gaserzeuger seiner Erfindung untergebracht, welcher durch eine Leitung von 10 mm Durchmesser mit sämtlichen Wagen verbunden ist. In jedem Wagen befindet sich ein Gasbehälter, welcher im stände ist, im Falle der Unterbrechung der Verbindung mit dem Gaserzeuger die Beleuchtung während einer halben Stunde zu unterhalten.

Die Bedienung, welche, da nur ein Gaserzeuger vorhanden ist, sehr einfach ist, wird durch den Lokomotivheizer unterhalten, während die Lampen von den einzelnen Wagenschaffnern beaufsichtigt werden. Lokomotive und Wagen werden mittels Gasbrennern zu je 15 bis 20 l in der Stunde beleuchtet und betragen die Kosten pro Stunde und Wagen 0,07 Frank, was gegenüber der früher gebräuchlichen Petroleumbeleuchtung eine bedeutende Ersparnis ausmacht.

Der den Hauptbestandteil der Beleuchtungsanlage bildende Gaserzeuger besteht aus zwei cylindrischen Karbidbehältern aa mit einem Inhalt von zusammen 12 bis 13 kg, welche sich in einem doppelten übereinander angeordneten Wasserbehälter bc befinden, neben welchen sich ein Waschbehälter l und ein Reinigungsapparat m befindet. Die Behälter sowohl, wie sämtliche anderen Teile des Apparates sind geschlossen und stehen mit der Aussenluft nur durch ein Ablassrohr d in Verbindung, während die beiden Wasserbehälter unter sich durch ein Doppelrohr qr in steter Verbindung stehen, welche durch ein Schwimmerventil unterbrochen werden. Ausgestattet ist der Gaserzeuger mit Luftablasshähnen, Entleerungshähnen, einem am oberen Teil des Behälters c angebrachten Ueberlaufrohr und den nötigen Kontrollvorrichtungen.

Das in Petroleum eingetauchte Karbid befindet sich in durchbrochenen blechernen Körben d1, durch welche ein mittleres Rohr hindurchgeht; in Abständen von ungefähr 0,05 m sind dieselben durch Blechplatten e unterbrochen. Das Wasser tritt durch Rohre h von unten an das Karbid heran und das entwickelte Gas tritt durch ein Rohr in den Waschraum und entweicht durch das Rohr n nach Durchgang durch den mit Bimsstein; Kupferrose und Kohle gefüllten Reiniger m in einen Regulator k, dessen oberer Teil einen mit dem Wasserbehälter c in Verbindung stehenden Wasserbehälter bildet. Nach gehöriger Abkühlung des Gases, obwohl die Wärmeentwickelung in dem Apparat eine sehr geringe ist (bei scharfem Betrieb höchstens 2 bis 3° in mehreren Stunden), ergibt dasselbe eine sehr weisse und kräftige Flamme.

Textabbildung Bd. 317, S. 66

Nachdem die Wasserbehälter bc durch den Fülltrichter x bis zum Ueberlaufrohr gefüllt, die Körbe mit Karbid versehen und in den Cylindern aa untergebracht und der Wäscher mit 5 l Wasser gefüllt sind, werden sämtliche Hähne ausser dem Luftablasshahn geschlossen. Hierauf wird der Wasserhahn h langsam geöffnet, um eine leichte Einwirkung auf das Karbid einzuleiten. Nach Verlauf einer halben Minute wird der Luftablasshahn geschlossen und der Gashahn i nach und nach geöffnet, worauf nach etwa 1 Minute der Wässerhahn h vollständig geöffnet wird. So lange nun sich in den Cylindern Karbid befindet, bleibt der Apparat sich selbst überlassen; nach Verbrauch des Karbids in dem einen Cylinder wird in derselben angegebenen Weise mit dem anderen verfahren. Bei starkem Betrieb können beide Cylinder gleichzeitig in Gebrauch genommen werden.

Bei Ueberproduktion von Gas drückt letzteres das Wasser in den Behältern bc zurück und sammelt sich in dem Behälter b an, von wo es nach Massgabe des Verbrauches entnommen wird. Kommt das Wasser wieder mit dem Karbid in Berührung, so kann, wenn keine Vorsichtsmassregeln getroffen sind, die in dem oberen Teil von b zurückgebliebene Gasmenge den Druck erhöhen und den Zutritt von Flüssigkeit durch das Rohr h beeinträchtigen. Diesem wird durch das bereits oben erwähnte Schwimmerventil vorgebeugt. Das in das Rohr h zurücktretende Wasser dringt gleichmässig in den Schwimmerbehälter, hebt letzteren mit dem Ventil, welches eine genügende Menge von Gas entweichen lässt, um dem genannten Vorgang vorzubeugen.

Ist dagegen das Wasser infolge der Ueberproduktion in die Behälter bc zurückgetreten, so sinkt der Schwimmer und lässt wiederum eine kleine Menge Gas entweichen; die dadurch entstehende Depression erhöht die Empfindlichkeit des Apparates und stellt den nötigen Druck wieder her. Dieses Ventil, welches vor Verschmutzen vollkommen gesichert ist, gewährleistet daher einen vollkommen regelmässigen' und sicheren Gang des Gaserzeugers.

So wie die Inbetriebsetzung des Apparates eine höchst einfache ist, so ist das Ausserbetriebsetzen desselben noch einfacher; es genügt, den Ablasshahn für das Gas und für das Wasser zu schliessen und den Luftablasshahn zu öffnen, welch letzterer erst bei erneuter Inbetriebsetzung geschlossen wird.

Das Waschwasser muss alle 4 oder 5 Tage und die Reinigungsmaterialien alle 14 Tage erneuert werden, während der Bimsstein mehrere Monate gebraucht werden kann. Da der Apparat vollkommen geschlossen ist, sind irgendwelche Unfälle ausgeschlossen. Das Abflussrohr ist von geringem Durchmesser und kann leicht in die freie Luft geführt werden.

Der Gasdruck kann 0,55 m nicht übersteigen, da bei etwa eintretendem grösserem Druck ein Sicherheitsrohr p unter Vermittelung des Behälters b, der Rohre qr, des Behälters c und des Ablassrohres d das Gas in die freie Luft abführt.

Die Hochöfen und Eisenwalzwerke Deutschlands.

Dieselben beschäftigten insgesamt

im Jahre 1880 163899 Arbeiter, „ „ 1900 5336904 „

Bei diesem ungeheuren und verhältnismässig schnellen Anwachsen der Arbeitskräfte in nur einem Industriezweig darf dann auch naturgemäss ein Anwachsen der Auswanderung zu Zeiten des Darniederliegens von Gewerbe und Handel nicht gross Wunder nehmen; so haben in den ersten 10 Monaten dieses Jahres 20000 Deutsche über Hamburg und Bremen die Heimat verlassen and die Gesamtauswanderung über Deutschland in demselben Zeitraume betrug 175000 Menschen (Deutsche und Fremde).

E. A.

Schiffbau.

Die schwedische Regierung bestellte bei der Kockum-Maschinen- und Schiffbaugesellschaft in Malmö ein neues Panzerschiff zum Preise von 2461000 M.

Zwei weitere Angebote hatten einen Preis von 2584100 bezw. 2637000 M. gefordert.

Die Flensburger Schiffbaugesellschaft (A.-G.) hat am 9. November 1901 die erste Hälfte eines Schwimmdocks für H. C. Stülcken-Hamburg zu Wasser gelassen und sofort auf dem leer gewordenen Helling mit dem Bau der zweiten Hälfte begonnen.

Das fertige Dock wird im stände sein, Schiffe bis zu einer Tragfähigkeit von 3500 t Ladung zu heben.

Jede Hälfte ist jedoch ein Dock für sich und genügt für Schiffe bis zu 1750 t Tragfähigkeit. Die Abmessungen einer Hälfte sind 44,53 m Länge bei 24,55 m Breite; die Tiefe der Senkkästen beträgt 2,9 m und die Höhe der Seitenkästen 10,0 m.

Der Senkkasten ist in neun wasserdichte Abteilungen geteilt, von denen zwei als Luftkästen, die übrigen sieben für Wasserbelastung beim Versenken dienen und je nach Bedarf voll gelassen oder leer gepumpt werden können. Für das Leerpumpen besitzt jede Hälfte zwei Kreiselpumpen mit Dampfmaschinenantrieb nebst dazugehöriger Kesselanlage, die in den Seitenkästen aufgestellt sind. Mechanisch betriebene Abstützvorrichtungen für die Bilge und die Seiten der zu dockenden Schiffe ermöglicht es, diese letzteren sofort genau auf Mitte der Kielklotzung zu setzen.

Die Leistung der Pumpen ist derart bemessen, dass die ganze Arbeit des Dockens in einer guten Stunde erledigt werden kann.

Die erste zu Wasser gelassene Hälfte geht sofort durch den Kaiser Wilhelm-Kanal und wird von ihren Besitzern in Dienst genommen.

Den Entwurf für das Dock lieferten Clarke und Standfield, Westminster, London, die auch den Bau durch einen Vertreter überwachen liessen.

Die Entwickelung des amerikanischen Schiffbaus in den letzten 10 Jahren zeigt sich sehr schlagend in folgenden von dem „United States Census Bureau“ veröffentlichten vorläufigen Angaben.

1890 gab es 1006 Schiffswerfte, in denen 108951568 M. Kapital arbeitete, und welche 22143 Arbeiter beschäftigten.

1900 gab es 1083 Schiffswerfte mit 306798604 M. arbeitendem Kapital und die Zahl der beschäftigten Arbeiter war auf 46121 gestiegen.

E. A.

Dampfzentralheizung mittels Kachelheizkörpern (System Caesar).

Dieses System beruht auf der Verwendung von Kachelheizkörpern an Stelle der gusseisernen Radiatoren. Die schmiedeeisernen Dampfröhren sind vollständig mit Kacheln umkleidet und die Zwischenräume zwischen den Röhren und den Kacheln mit einer dünnen Schicht Sand ausgefüllt.

Es handelt sich also nicht etwa um eine blosse Verkleidung eines gusseisernen Heizkörpers in gewohnter Weise, sondern um einen neuen Kachelheizkörper selbst.

Der Sand überträgt die von dem schmiedeeisernen Dampfröhrensystem abgegebene Wärme an die Kacheln, wodurch eine vollständig gleichmässige Wärmeverteilung auf dem ganzen Heizkörper stattfindet.

Nebenstehend ist ein Heizkörper in üblicher Ausführung dargestellt.

Bei dem Kachelsystem kommt eine der Dampftemperatur annähernd entsprechende Temperatur des Heizkörpers nicht vor und sind dadurch die bekannten Uebelstände dieser Ueberhitzung, als Verbrennen resp. Versehwellen des Staubes, unangenehmer Geruch, Gefühl der Trockenheit etc. aufgehoben.

Es ist genügend bekannt, welche grossen Vorteile eine Niederdruckdampfheizung bietet, sie ist am billigsten, vollständig betriebssicher, überaus einfach in der Bedienung und verlangt die kleinste Heizfläche, schützt auch vor der Gefahr des Einfrierens und allen bei der Wasserheizung daraus entstehenden Schäden und Uebelständen. Ausgerüstet mit Kachelheizkörpern ermöglicht sie eine gleichmässige Verteilung der Wärmeabgabe auf dem ganzen Heizkörper und erzeugt jenes angenehme, milde Gefühl, wie man solches nur bei den ehemaligen Kachelöfen vergangener Tage empfand. Der Heizkörper ist staubfrei und jede Ummantelung, die selbst bei noch so künstlerischer oder dekorativ reicher Ausstattung hygienisch absolut verwerflich ist, fällt ganz weg.

Die Heizkörper werden je nach Wunsch oder Geschmack des Bestellers oder der Architektur des Raumes ausgeführt, vom einfachen bis zum reichsten Modell mit Verzierung.

Die Preise stellen sich, sofern nichp besondere Ausführung verlangt wird, kaum merklich höher als für die Warmwässerheizung.

Es bietet dieses System noch einen Hauptvorteil, dass die Heizkörper nach Absperrung des Dampfes noch einige Zeit warm bleiben, wodurch sie für weniges Anheizen im Frühling und Herbst besonders geeignet sind. Die Wärmeaufspeicherung wird jedoch nicht lästig wie bei der Wasserheizung.

Im ferneren empfiehlt sich die Dampfheizung mittels Kachelheizkörper namentlich auch dort, wo Dampf für andere Zwecke nötig ist, z.B. für Koch- und Wasch- oder Kraftzwecke, in Krankenhäusern, Verwaltungsgebäuden, Hotels u.s.w. Eine Verbindung mit der Dampfheizung ist bequem auszuführen und ein besonderer Kessel nicht nötig, so dass die Dampfheizung wohl in den meisten von diesen Fällen der Wasserheizung vorzuziehen ist.

Textabbildung Bd. 317, S. 67

Auch ist nicht zu übersehen, dass die Dampfzentralheizung gestattet, eine Ventilationseinrichtung damit zu verbinden, wo vorgewärmte Luft in die Räume eingeführt werden kann, welche Kombination bei Warmwasserheizung infolge der Einfriergefahr ausgeschlossen erscheint.

Heizungen nach diesem System bauen: E. Pfyffer und Co., Zürich II.

Die Jubiläumsstiftung der deutschen Industrie.

Das Kuratorium der Jubiläumsstiftung der deutschen Industrie trat am 11. d. M. zur ersten Sitzung zusammen.

Dem Berichte über die Thätigkeit des Arbeitsausschusses und deren Ergebnisse entnehmen wir nachstehende Angaben:

Die mit dem 31. Dezember 1901 abschliessende Rechnungslegung ergibt einen Betrag von 1802000 M.

Hiervon ist im Oktober 1899 auf Verlangen einer Anzahl Berliner Firmen aus deren Beiträgen eine Summe von 50000 M. abgezweigt worden, mit der Bestimmung, dass hieraus bei der Technischen Hochschule in Charlottenburg zur Erinnerung an ihre Jubelfeier ein Denkmal zu errichten sei.

Der gesamte Restbetrag steht für die Zwecke der Stiftung zur Verfügung.

Im Namen des Arbeitsausschusses wird in dem Berichte der Wunsch betont, dass die Geldmittel der Stiftung niemals für kleine Zwecke oder gar Sonderbestrebungen einzelner Gruppen zersplittert werden sollen, sondern in reich bemessenen Beträgen, den wachsenden Anforderungen der Zeit Rechnung tragend, in freigebiger Weise Verwendung finden mögen zur Förderung der technischen Wissenschaften.

Der § 1 der Satzungen gibt diese Ziele in allgemeinen Umrissen an:

„Es können Mittel gewährt werden zur Ausführung wichtiger technischer Forschungen und Untersuchungen, zu Forschungs- und Studienreisen hervorragender Gelehrter und Praktiker, zur Berichterstattung über solche Reisen, zur Herausgabe technisch-wissenschaftlicher Arbeiten, zur Stellung von Preisaufgaben, zu Lehrzwecken, zur Gründung und Förderung von technisch-wissenschaftlichen Anstalten und zu sonstigen Zwecken, welche die Förderung der technischen Wissenschaften im Auge haben.“

Die Glückwunschadresse, mit welcher die Stiftung seiner Zeit zu Ehren der Technischen Hochschule Berlin verkündet wurde, fügt gleichsam als weitere Anleitung hinzu:

„Für solche Fälle, wo hervorragend wichtige Aufgaben oder Ziele von hoher nationaler Bedeutung es zweckmässig erscheinen lassen, wird dem Kuratorium anempfohlen, nicht nur die Zinsen, sondern auch das Stiftungskapital selbst ganz oder teilweise zur Verwendung zu bringen.“

Der Bericht schloss mit dem Wunsche, dass es dem Kuratorium niemals an der Gelegenheit fehlen möge, wirklich bedeutende und gemeinnützige Bestrebungen im Geiste der technischen Wissenschaften erfolgreich zu fördern und dass zu jeder Zeit, wenn hervorragend wichtige und insbesondere auch nationale Aufgaben seiner Entscheidung unterbreitet werden, eine freigebige und hochherzige Hilfe in freudiger Bereitwilligkeit dargeboten werde!

Das Vermögen und die Geschäftsführung wurde an den Vorsitzenden des Kuratoriums, Geh. Regierungsrat Prof. Rietschel, übergeben.

Den Satzungen zufolge ist der jeweilige Vertreter der Technischen Hochschule zu Berlin zugleich erster Vorsitzender des Kuratoriums. Zum stellvertretenden Vorsitzenden wurde gewählt: Generaldirektors. Oechelhäuser-Dessau; zu Schriftführern: Baudirektor Prof. v. Bach-Stuttgart und Baurat Rieppel-Nürnberg; zum Schatzmeister: Kommerzienrat Paul Heckmann-Berlin, zu dessen Stellvertreter: Geheimer Bergrat Prof. Ledebur-Freiberg i. S.

Im übrigen weist die Mitgliederliste des Kuratoriums eine Reihe hervorragender Namen der technischen Wissenschaft und Praxis auf.

Dieselbe lautet:

Vertreter der neun Technischen Hochschulen:

1. Berlin: Geh. Regierungsrat Prof. Rietschel, Geh. Regierungsrat Prof. Dr. Witt. 2. Aachen: Prof. Dr. Otto Grotrian, Prof. Georg Frentzen. 3. Hannover: Geh. Regierungsrat Prof. Fischer, Geh. Regierungsrat Prof. Dolezalek. 4. München: Prof. Dr. August Föppl, Prof. Moritz Schröter. 5. Dresden: Geh. Hofrat Prof. Mehrtens, Geh. Hofrat Prof. Dr. Hempel. 6. Stuttgart: Baudirektor Prof. v. Bach, Oberbaurat Prof. Ernst. 7. Darmstadt: Geh. Baurat Prof. Berndt, Geh. Hofrat Prof. Dr. Städel. 8. Karlsruhe: Oberbaurat Prof. Engesser, Hofrat Prof. Brauer. 9. Braunschweig: Prof. Dr. Bodländer, Prof. Pfeifer.

Vertreter der drei Bergakademien:

10. Berlin: Geh. Bergrat Schmeisser, Geh. Bergrat Prof. Dr. Wedding. 11. Clausthal: Geh. Bergrat Köhler, Prof. Doeltz. 12. Freiberg: Geh. Bergrat Prof. Ledebur, Prof. Treptow.

(Die in vorstehendem Verzeichnis unter jeder Nummer an erster Stelle genannten Herren sind als ordentliche, die an zweiter Stelle aufgeführten als stellvertretende Mitglieder gewählt worden.)

Vertreter der Industrie:

Zu ordentlichen Mitgliedern sind gewählt:

1. Fabrikbesitzer Ernst Borsig-Berlin. 2. Kommerzienrat Dr. Brunck-Ludwigshafen. 3. Geh. Kommerzienrat v. Duttenhofer-Rottweil a. N. 4. Kommerzienrat Dyckerhoff-Amöneburg (Rhein). 5. Kommerzienrat Paul Heckmann-Berlin. 6. Geh. Finanzrat Jencke-Essen. 7. Geh. Kommerzienrat Gerhard L. Meyer-Hannover. 8. Generaldirektor Wilhelm v. Oechelhäuser-Dessau. 9. Geh. Baurat Emil Rathenau-Berlin. 10. Baurat A. Rieppel-Nürnberg. 11. Dr. Wiegand, Generaldirektor des Norddeutschen Lloyd, Bremen. 12. Geh. Kommerzienrat Karl H. Ziese-Elbing.

Zu stellvertretenden Mitgliedern sind gewählt:

1. Geh. Kommerzienrat Edward Arnhold-Berlin. 2. Werftbesitzer Hermann Blohm-Hamburg. 3. Generaldirektor Dr. Henry T. Böttinger-Elberfeld. 4. Baurat Philipp Holzmann-Frankfurt a. M. 5.Max Krause, Direktor von A. Borsig, Berg- und Hüttenverwaltung, Berlin. 6. Geh. Kommerzienrat Heinrich Lanz-Mannheim. 7. Prof. Dr. Karl v. Linde. 8. Baurat Theodor Peters, Direktor des Vereines deutscher Ingenieure. 9. Kommerzienrat Julius Pintsch-Berlin. 10. Geh. Kommerzienrat Gustav Selve-Altena (Westfalen). 11. Geh. Kommerzienrat Ernst Schiess-Düsseldorf. 12. Oberbergrat Dr. Wachler-Berlin.

Bücherschau. La Rivista technica. Organ des Industriemuseums und der Industrieschule der Regierung in Turin. Roux und Viarengo.

Das uns heute vorliegende Heft Nr. 3 und 4 enthält wieder eine Reihe wissenschaftlicher Aufsätze, von denen wir „Ueber einige Eigentümlichkeiten des Wechselstromes“ von Prof. Grassi, „Die wissenschaftlichen Grundsätze der Elektrochemie“ von Prof. Stranero, „Ablenkungen und Verschlingungen der magnetischen Strahlen zwischen zwei elektrischen Stromkreisen“ von Dr. A. S. Rossi besonders hervorheben. Drei treffliche Abhandlungen, nämlich „Die Zahnradeingriffe“ von Ingenieur Ferrero, „Die Anwendung der Gaskraftmaschinen in Elektrizitätswerken“ von Ingenieur Verrotti und „Technische Hilfsmittel zur Abwehr von Unfällen in industriellen Werkstätten“ von Ingenieur Magrini vertreten die technologisch-praktische Richtung. Ausserdem füllen eine Reihe kürzerer polytechnischer Mitteilungen, dann der Bericht über die Sitzungen der Gesellschaft des Industriemuseums sowie eine bibliographische Uebersicht das im ganzen 126 Druckseiten, Grosslexikonformat, umfassende Doppelheft aus. Die Hauptartikel sind reichlich mit in den Text gedruckten Abbildungen ausgestattet, die auch recht deutlich und korrekt, aber nicht so schön und rein ausgeführt sind, als man dies in deutschen Zeitschriften gleichen Ranges zu finden gewohnt ist. Nach ihrer bisherigen vornehmen Haltung aber und auf Grund des gediegenen Inhaltes der vier ersten Hefte der Rivista technica glauben wir übrigens derselben für ehestens eine hervorragende, ja führende Stellung auf dem Gebiete der technischen Zeitschriftenlitteratur Italiens prognostizieren zu dürfen.

Elektrotechnikers litterarisches Auskunftsbuch. Zusammengestellt von Fr. Schmidt-Hennigker. Leipzig 1900. Oskar Leiner.

In dieser sechsten ergänzten Auflage ist eine vollständige, nach bibliographischen Regeln durchgeführte Zusammenstellung aller im Buchhandel erhältlichen, selbständigen Bücher, Kalender und Zeitschriften, welche das Gebiet der Elektrizitätslehre und angewandten Elektrotechnik inkl. der Karbid- und Acetylenindustrie umfassen, gegeben. Durch die Uebersichtlichkeit der Zusammenstellung wird es jedem ermöglicht, sich sofort über die auf einem bestimmten Fachgebiet erschienenen Werke und erscheinenden Zeitschriften zu orientieren. In vielen Fällen ist auch das Inhaltsverzeichnis des betreffenden Werkes beigedruckt. Es ist sohin dieses Werk als ein wertvoller Orientierungsbehelf zu bezeichnen. Da die ausländische Litteratur auf dem in Rede stehenden Gebiet gleichfalls eine sehr reichhaltige ist und im sprachkundigen Deutschland solche Werke gern in der Originalsprache gelesen werden, wäre es eine dankenswerte Ergänzung dieses Auskunftsbuches, wenn in demselben zum mindesten die französische und englische Fachliteratur Aufnahme finden würde, was vielleicht in einer der nächsten Auflagen desselben durchzuführen möglich sein wird.

A. P.

III. Das Pupin'sche

M. J. Pupin ist Professor der Mechanik an der Columbia-Universität in New York; vgl. Transactions A. J. E. E., vol. XVI, p. 93, 1899, und Western Electrician, 23. Februar 1901.

Kabel für Ferntelephonie und -telegraphie.

1. Um die Leitungen der Telephonnetze zu verbessern, ist nicht mehr so häufig wie früher die Zuleitung durch eine auf Masten geführte Luftleitung und die Rückleitung durch die Erde besorgt, sondern man hat Zu- und Rückleitung nahe bei einander oder so, dass sie sich kreuzen – Schleifenleitungen –, auf den Masten angebracht oder beide in einem in die Erde verlegten Kabel vereinigt; der Vorteil, den man durch letztere Massregel erzielte, besteht darin, dass bei Luft-Erdleitungen infolge der Induktion von anderen Telephonleitungen oder von Trambahnströmen u.s.w. her Nebeneinflüsse sich stark störend bemerkbar machen, während dann, wenn Hin- und Rückleitung nahe bei einander liegen, die Fremdinduktionen in der Hin- und Rückleitung sich gegenseitig in ihrer Wirkung aufheben; der Nachteil, den die Kabel mit sich bringen, ist die hohe Kapazität, die sie gegenüber den Luftleitungen haben; will man durch einen Leiter von grosser Kapazität einen Stromimpuls übertragen, so muss erst eine bestimmte Elektrizitätsmenge auf den Leiter gebracht werden, damit er selbst genügend geladen wird, uni an seinem Ende die nötige Spannung aufzuweisen; die Zeit und die Menge der dazu nötigen Ladung ist um so grösser, je grösser die Kapazität des Kabels ist; es wird daher in längeren Kabeln erstens die Raschheit der Uebertragung von Stromimpulsen sehr herabgemindert, so dass z.B. durch ein transatlantisches Kabel nicht mehr als fünf Stromimpulse in der Sekunde übertragen werden können; zweitens werden aber auch rasch aufeinander folgende Impulse nicht mehr rein übertragen, indem die den einzelnen Impulsen entsprechenden, sehr langen elektrischen Wellen ineinander übergreifen und sich sowohl nach Amplitude als Phase verändern, je nachdem sie eine verschieden grosse Periode haben. Ein telephonisches Gespräch ist daher um so schwieriger übertragbar, je länger das Kabel ist. Es ist nun zwar schon vor 50 Jahren von Sir W. Thomson (jetzt Lord Kelvin) darauf aufmerksam gemacht worden, dass die Wirkung der Kapazität eines Leiters durch Einschaltung von „Selbstinduktionen“, d.h. Leiterstücken, welche, wie z.B. eine Spule mit vielen Windungen, eine starke magnetische Wirkung ausüben, geschwächt werden kann; es scheint aber erst Pupin den einfachsten Weg zur Konstruktion eines durch eingeschaltete Selbstinduktionen verbesserten Kabels gefunden und praktisch erprobt zu haben.

2. Angenommen, es sei am Anfang des Kabels eine Spannung angelegt, die sich nach dem Sinusgesetz verändert und etwa 600mal pro Sekunde einen bestimmten Wert erreicht, d.h. die Schwingungszahl 600 pro Sekunde besitzt; während die Spannung am Anfangspunkte vom Werte Null bis auf den Maximalwert gestiegen, auf den Minimalwert gefallen und wieder zum Nullwert zurückgekehrt ist, wird auf dem Kabel die elektrische Störung um eine bestimmte Strecke weit sich fortgepflanzt haben, etwa 18 km; diese Strecke würde dann die Wellenlänge der betreffenden „elektrischen Schwingung“ in dem Kabel heissen; die Fortpflanzungsgeschwindigkeit der elektrischen Schwingung wäre in diesem Fall 600 . 18 km= 10800 km pro Sekunde; es ist diese Zahl immer kleiner als die Fortpflanzungsgeschwindigkeit, welche Licht- oder elektrische Wellen im freien Raum haben, wo sie bekanntlich 300000 km beträgt. Die Fortpflanzungsgeschwindigkeiten, welche in Kabeln auftreten, können irgend einen Wert haben, der kleiner ist als die genannte Lichtgeschwindigkeit, und der bis zu wenigen Centimetern herabsinken kann; massgebend ist dafür der Widerstand, die Selbstinduktion und die Kapazität des Kabels. Je kleiner die Fortpflanzungsgeschwindigkeit ist, um so kleiner ist natürlich bei gegebener Schwingungszahl auch die Wellenlänge. Ausser der Fortpflanzungsgeschwindigkeit ändert sich im Kabel auch die Stärke der Uebertragung mit der Entfernung, d.h. die Amplitude, welche die Stromstärke an einem entfernteren Punkte des Kabels noch zeigt. Ist dieselbe am Anfang des Kabels = A0, so ist sie in der Entfernung x vom Anfangspunkte, wie die mathematische Analyse zeigt

Vgl. z.B. Bedell und Crehore, Theorie der Wechselströme, Berlin 1895, S. 194 ff.

,

Ax = A0 . e– βx . . . . . . 1)

wo β „Dämpfungs- oder Abnahmekoeffizient“ der Amplitude genannt werden kann, β berechnet sich zu

\beta=\sqrt{\frac{1}{2}\,p\,\cdot\,C\,[\sqrt{p^2\,L^2+R^2}-p\,L]} . . . 2)

wenn p=\frac{2\,\pi}{T}=2\,pi\,z_1,

T = Dauer einer Schwingung, z = Schwingungszahl pro Sekunde, C = R = L = KapazitätOhm'schen WiderstandSelbstinduktion der Längeneinheitdes Kabels

bedeuten.

Die Phasendifferenz, welche beim Vorwärtsschreiten der elektrischen Welle über die Strecke x sich ausgebildet hat – Zurückbleiben der Wellenbewegung gegenüber der Bewegung im Anfangspunkt –, ist

\alpha\,\cdot\,x=x\,\cdot\,\sqrt{\frac{1}{2}\,p\,\cdot\,C\,[\sqrt{p^2\,L^2+R^2}+p\,L]} . . . 3)

Wirkt daher im Anfangspunkte des Kabels eine elektromotorische Kraft, welche sich nach dem Sinusgesetz ändert, so ergeben sich in einem bestimmten Zeitmoment t Momentan-Stromstärken i an den verschiedenen Punkten des Kabels, die sich aus der Formel berechnen lassen:

i = A0 . e– βx . sin (p . t ± αx) . . . . . 4)

Die Fig. 1 stellt eine solche Stromverteilung, die in einem bestimmten Moment t längs des Kabels herrscht, dar. Der Abstand zweier Punkte MN, in welchem die Stromstärken gleiche Phase haben, z.B. den Maximalwert, ist die Wellenlänge; wie die Gleichung 4) unmittelbar erkennen lässt, wird der Sinus immer dann seinen früheren Wert annehmen, wenn

αx = 2π

geworden ist. Verfolgen wir daher am Kabel entlang die Stromphasen in einem bestimmten Moment, so kommen wir immer zur selben Phase, wenn wir in Richtung der x um ein Stück

x=\frac{2\,\pi}{\alpha}=\lambda . . . . . . 5)

weiter gegangen sind. Diese Entfernung ist also gleich der Wellenlänge λ der betreffenden Schwingung und

\lambda \,z=\frac{2\,\pi}{\alpha}\,\cdot\,z=V . . . . . . 6)

ist demnach die Fortpflanzungsgeschwindigkeit derselben.

Textabbildung Bd. 317, S. 70 Fig. 1.

Diese Formeln bestimmen quantitativ, wie stark die Verzerrung der übertragenen Stromimpulse, welche im Mikrophon hervorgerufen werden, durch die Schwingungszahl derselben, d.h. die Tonhöhe beeinflusst wird. Namentlich zeigt Formel 2), dass raschere Schwingungen, für die p einen hohen Wert hat, schwächer in die Ferne übertragen werden als langsamere, und gibt genau an, wie die Schwächungen von den Grössen C, L und R abhängen, wenn das Kabel gleichförmig ist; man sieht aus ihr, dass eine Erhöhung der Selbstinduktion β kleiner macht. Lässt man L sehr gross werden und den Ohm'schen Widerstand R sehr klein gegenüber L, so lässt sich β auf einen sehr einfachen Ausdruck bringen. Schreibt man nämlich Formel 2) in der Form

\beta=\sqrt{\frac{1}{2}\,p\,\cdot\,C\,[p\,L\,\sqrt{1+\frac{R^2}{p^2\,L^2}}-p\,L]} 2a)

und bedenkt man, dass

\sqrt{1+\frac{R^2}{p^2\,L^2}}=1+\frac{1}{2}\,\frac{R^2}{p^2\,L^2}

gesetzt werden kann, wenn \frac{R^2}{p^2\,L^2} klein ist, so wird

\beta=\frac{R}{2}\,\sqrt{\frac{C}{L}} . . . . . . 7)

d.h. wenn die Selbstinduktion der Leitung sehr gross ist gegenüber dem Ohm'schen Widerstand, so hängt die Schwächung der Amplitude der einzelnen Schwingungen nicht mehr von der Schwingungszahl ab, und es werden dann die einzelnen Schwingungen – beim Telephon die einzelnen Töne – gleich stark geschwächt; ausserdem ist die Schwächung überhaupt viel kleiner, wenn L gross ist, als wenn L nicht vorhanden oder klein ist.

3. Um die Selbstinduktion einer Leitung zu erhöhen, ohne sie inhomogen zu machen, wurde vorgeschlagen, sogen. Compounddraht, der aus einer Stahlseele mit Kupferhülle besteht, zu verwenden. Einfacher wäre eine Erhöhung der Selbstinduktion zu erreichen, wenn man nur an einzelnen Stellen der Leitung, etwa in periodischen Abständen, Rollen mit hoher Selbstinduktion anbringt; doch müssen sie geeignete Grösse und aus theoretischen Ueberlegungen zu ermittelnde Abstände voneinander haben; sonst erhöhen sie entweder den Widerstand der Leitung zu sehr, oder sie geben zu störender Reflexion der elektrischen Wellen Anlass. Versuche, welche in dieser Richtung auf Vorschlag von O. Heaviside

Vgl. O. Heaviside, Electromagnetic Theorie, vol. I. p. 435.

angestellt wurden, schlugen in der That fehl, weil sie nicht auf der sicheren Grundlage der Rechnung standen, die hier unbedingt erforderlich ist. Prof. Pupin hat eine genaue mathematische Analyse von solchen Kabelleitungen, in welche in periodischen Intervallen Rollen von bestimmter Selbstinduktion eingeschaltet sind, gegeben und die rechnerischen Ergebnisse experimentell nachgeprüft; nach dem grossen Aufsehen, welches Pupin in Amerika erregt hat, und nach den enormen Geldmitteln, welche ihm für die Ueberlassung seines Kabels zur Verfügung gestellt wurden, zu schliessen, hat Pupin sein neues System bereits zu grosser Vollkommenheit gebracht.

Er geht von dem Fall aus, dass an eine horizontal liegende Stimmgabel eine horizontale dünne undehnbare Schnur angeknüpft wird; bewegt sich die Schnur in einem widerstehenden Mittel, so wird die Amplitude der Schwingungen sehr rasch kleiner, während diese, von der Stimmgabel erregt, die Schnur entlang sich verbreiten. Je dicker die Schnur, also je träger sie ist, um so geringer wird die Schwächung der Amplitude während der Ausbreitung. Verteilt man daher auf einer dünnen Schnur eine Reihe von Belastungen – Klebwachsstücken –, so werden die Schwingungen kräftiger übertragen als ohne die Belastungen; es ist jedoch nötig, dass diese Belastungen geeignete Abstände haben; so lange die Belastungen sehr gross sind, aber in grossen Abständen angebracht werden, treten an ihnen starke Reflexionen ein, und man sieht sofort aus dem Versuch, dass die Belastungsstücke mindestens in einem Abstand angebracht sein müssen, der kleiner ist als die halbe Wellenlänge der zu übertragenden Schwingung. Also eine grosse Belastung, auf mehrere Punkte verteilt, ist günstiger als dieselbe an einer einzigen Stelle konzentriert angebracht.

In der rechnerischen Behandlung des Vorganges spielen die Massen dieser Belastungen dieselbe Rolle, wie die Selbstinduktionen bei Uebertragung elektrischer Wellen durch ein Kabel. Die Wellenlänge wird natürlich durch Einführung von solchen Belastungen geändert.

Um eine sichere Basis für die Rechnung zu gewinnen, handelt es sich zunächst darum, zu ermitteln, wie nahe bei einander die Selbstinduktionen angebracht werden müssen, damit ein Kabel mit diskret angeordneten Selbstinduktionen in der Berechnung wie ein gleichförmiges Kabel behandelt werden darf. Nennt man ein Kabel mit verteilter Selbstinduktion um so mehr gleichförmig, je genauer ein Kabel mit derselben Gesamtselbstinduktion bei vollkommen gleichförmiger Verteilung dieselbe Wellenlänge λ und denselben Dämpfungskoeffizienten β besitzt, so ergibt sich aus Pupin's Berechnungen, dass die Selbstinduktionsrollen in nicht zu grossen Abständen angebracht werden dürfen, und dass die grössten zulässigen Abstände in einer einfachen Beziehung zur Wellenlänge der übertragenen Wellen stehen müssen. Es ist ein ungleichförmiges Kabel mit derselben Genauigkeit wie ein gleichförmiges berechenbar, mit welcher

sin\,\frac{1}{2}\,\frac{2\,\pi\,l}{\lambda}=\frac{1}{2}\,\frac{2\,\pi\,\cdot\,l}{\lambda} . . . . 8).

gesetzt werden darf, wo l den Abstand zweier Selbstinduktionsrollen bedeutet. Je kleiner also die Wellenlänge ist, in um so kleineren Abständen müssen die eingeschalteten Selbstinduktionen angebracht sein. Ist dies geschehen, so wird also das Kabel mit verteilter Selbstinduktion dieselben Vorteile bieten, wie ein gleichförmiges mit gleicher Selbstinduktion, also weniger schwächen und weniger verzerren. An einem Beispiel sei dies dargethan:

Angenommen, es werde ein telephonisches Gespräch auf 400 km übertragen und zwar durch ein Telephonkabel, wie es von der New York-Telephongesellschaft für Entfernungen bis zu 60 bezw. 120 km verwendet wird, je nachdem die Ansprüche höher oder niedriger gestellt sind. Für ein solches Kabel ist pro Kilometer

der Selbstinduktionskoeffizient L = O der Ohm'sche Widerstand R = 5,6 Ohm die Kapazität C = 0,046 Mikrofarad    = 0,046 . 10–6 Farad.

Es gibt dieses Kabel, wie das Experiment zeigte, ein Telephongespräch nicht mehr deutlich wieder, wenn die Uebertragungsstrecke grösser als 100 km ist; soll nun gerechnet werden, welche Selbstinduktionen eingeschaltet werden müssen, damit der Schwächungskoeffizient = 0,00645 pro Kilometer, d.h. 0,010 pro englische Meile wird, so liefert die Formel

\beta=\frac{R}{2}\,\sqrt{\frac{C}{L}} . . . . . 7)

das Resultat, dass L gleich 0,035 Henry pro Kilometer gemacht werden muss, falls angenommen ist, dass die Einfügung der Selbstinduktionsspulen den Widerstand um 5,6 Ohm pro Kilometer vermehrt. Es würde dann die Amplitude nach 400 km noch

A = A0 . e–2,5 = etwa \frac{A_0}{12}

das würde noch 8 % der ursprünglichen Amplitude sein und wäre für die telephonische Wiedergabe mehr als genügend. Durch Erhöhung der Selbstinduktion könnte aber die Schwächung noch auf einen kleineren Betrag herabgemindert werden.

Ohne Einfügung der Selbstinduktionsspulen würde nach Formel 2)

\beta=\sqrt{\frac{1}{2}\,p\,C\,R}=0,022,

wenn die Schwingungszahl z = 600 genommen wird. Es würde dann am Ende des 400 km langen Kabels die Amplitude noch A = A0 . e–8,8 sein, d.h. also auf den \frac{1}{6300} Teil reduziert erscheinen. Es würde also mit Selbstinduktion eine 500mal bessere Uebertragung erfolgen als ohne dieselbe. Die Wellenlänge würde sich bei eingeschalteten Selbstinduktionen zu angenähert

\begin{array}{rcl} \lambda=\frac{2\,\pi}{p\,\sqrt{L\,C}}&=&\frac{2\,\pi}{2\,\pi\,\cdot\,600\,\sqrt{0,035\,\cdot\,0,046\,\cdot\,10^{-6}}} \\ &=&20\mbox{ km}\end{array}

berechnen. Bringt man alle Kilometer eine Selbstinduktionsspule von 5,6 Ohm Widerstand und 0,035 Henry Selbstinduktion an, so würde ein ungleichförmiges Kabel entstehen, welches so genau mit einem gleichförmigen, von gleichem Gesamtwiderstand und gleicher Gesamtinduktion übereinstimmt wie

sin\,\frac{\pi}{20}=0,156 mit \frac{\pi}{20}=0,157,

d. i. mit einer Abweichung von weniger als 1 % und einem Unterschied, der experimentell überhaupt nicht mehr feststellbar wäre.

Die höchste in der Telephonie zu berücksichtigende Schwingungszahl ist erfahrungsgemäss 750 Schwingungen pro Sekunde, also ungefähr die benutzte Grösse.

4. Für ein transatlantisches Kabel müsste die Dämpfungskonstante noch kleiner sein, da hier die Entfernung grösser ist, etwa 3000 km, und die Kapazität pro Kilometer eine etwa 4mal so grosse ist wie oben. Es müssten also grosse Selbstinduktionen angewandt werden. Grosse Selbstinduktion und grosse Kapazität führen aber zu sehr kurzen Wellen, wie aus Gleichung 3) und 5) ersichtlich ist. Würde z.B. ein Kabel verwendet, welches eine 6mal so grosse Kapazität hat wie oben, so müsste eine 6mal so grosse Selbstinduktion angewandt werden, um dasselbe β zu erhalten; für eine Periodenzahl von 750 würde sich dabei eine Wellenlänge von nur 3,9 km ergeben. Es müssten also die Induktionsrollen in einem Abstande von nur \frac{3,9}{20}\mbox{ km}=180\mbox{ m} angebracht werden.

Für ein Telephonkabel, welches unterseeisch verlegt ist, dürfen die Induktionsrollen nicht zu grossen Raum einnehmen und müssen bei hoher Selbstinduktion einen geringen Widerstand besitzen; infolgedessen will Pupin für diese Zwecke die Induktionsrollen auf einen aus ringförmigen in PQ geschlitzten dünnen Stahlscheiben zusammengesetzten Kern aufwickeln. Wird z.B. ein Stahlkern (Fig. 2) von 10 cm Höhe aus Stahlscheiben von 0,02 cm Dicke, 2,5 cm innerem und 6,5 cm äusserem Durchmesser hergestellt, und werden auf denselben zwei Lagen eines Drahtes von etwa 2 mm Durchmesser, jede Lage zu 48 Windungen, angebracht, so beträgt der Widerstand einer solchen Spule etwa 0,0125 Ohm und die Selbstinduktion berechnet sich zu 0,042 Henry, wenn als Permeabilität für die schwachen Ströme, die hier in Betracht kommen, 180 angenommen wird. Nach der Ansicht Pupin's lassen sich solche Spulen gut im Kabel unterbringen; die Selbstinduktion derselben wäre z.B. ausreichend, wenn es sich um ein Kabel von 3000 km Länge handelt. Nach der gegenwärtigen Konstruktion ist die Kapazität eines solchen Unterseekabels etwa 0,2 Mikrofarad pro Kilometer; der Widerstand sei 3,4 Ohm pro Kilometer. Verlangt man, dass

β = 0,002

wird, damit

3000 . β = 6

wird, so ist für den Kilometer eine Selbstinduktion von 0,2 Henry notwendig, unter der Annahme, dass der Widerstand hierdurch nur um ⅔ Ohm pro Kilometer wachse.

Textabbildung Bd. 317, S. 71 Fig. 2.

Wird eine Periodenzahl von 750 zu Grunde gelegt, so wird die Wellenlänge

\lambda=\frac{1}{750\,\sqrt{L\,C}}=\mbox{ etwa }3\mbox{ km.}.

Textabbildung Bd. 317, S. 71 Fig. 3.

Wird nach der obigen Regel verfahren, dass etwa 15 Spulen pro Wellenlänge verwendet werden, so würden pro Kilometer 5 Spulen anzuwenden sein; Spulen von den obengenannten Dimensionen würden also dazu völlig ausreichen.

Textabbildung Bd. 317, S. 71 Fig. 4.

5. Um die Ergebnisse der Rechnung zu prüfen, hat sich Pupin ein künstliches Kabel von 250 englischen Meilen gleich 400 km Länge hergestellt; es war aus 250 Stücken zusammengesetzt;, die nach Fig. 3 konstruiert waren: auf paraffiniertes Papier wurden beiderseitig Streifen von Stanniol angebracht, welche nach Fig. 3 angeordnet waren. Der Widerstand eines solchen Blattes betrug ungefähr 9 Ohm, die Kapazität ungefähr 0,074 Mikrofarad. 250 solche Segmente stellten somit ein Kabel von den obengenannten Eigenschaften dar; sie wurden zu je 50 in Kästen eingepackt und diese dann mit Paraffin ausgegossen. Dann wurden sie und die Selbstinduktionsspulen a, b u.s.w. nach Fig. 4 hintereinander geschaltet. AA, BB, CC... stellen die einzelnen Blätter der Fig. 3 vor und zwar bedeuten die oberen Linien die eine Seite, die unteren Linien die andere Seite des Kabels; durch Einschalten von Stöpseln bei 1, 2, 3 u.s.w. konnten die Selbstinduktionsspulen kurz geschlossen und das Kabel praktisch selbstinduktionsfrei gemacht werden. Die Selbstinduktionsspulen waren nach Fig. 5 gewickelt; jede Spule enthielt zwei Wickelungen, welche durch 0,4 mm dicke Pappe PP voneinander getrennt waren.

Textabbildung Bd. 317, S. 72 Fig. 5.

Jede Wickelung enthielt 580 Windungen eines 0,81 mm starken Drahtes und besass 0,03 Henry Selbstinduktion. Die gegenseitige Induktion betrug 0,028 Henry, so dass die Spulen, in die Leitung nach Fig. 4 eingeschaltet, eine effektive Induktion von 0,058 Henry bedeuteten. Die Spulen waren nach der Bewickelung bei einer Temperatur von 170° C. in Wachs ausgekocht worden, um die Feuchtigkeit auszutreiben und eine gute Isolation zu gewährleisten. Den Strom lieferte ein Wechselstromgenerator mit 30 Polen, der 2400 Umdrehungen in der Minute machte. Um durch ihn rein harmonische Schwingungen in die Kabelleitung bringen zu können, wurde durch den Maschinenstromkreis ABC (Fig. 6) ein sekundärer Kreis mit Selbstinduktion E und Kondensator F erregt und erst mittels Transformators GH Strom in die Kabelleitung gebracht. K stellt ein Multicellularvoltmeter vor, an welchem die Resonanz des Sekundärstromkreises erkannt werden konnte.

Textabbildung Bd. 317, S. 72 Fig. 6.

Während des Versuches blieb K zur Kontrolle über die Aenderungen des Maschinenstromes eingeschaltet und unter Beobachtung. Um die Wellenlänge und die Abnahme der Amplitude längs des Kabels untersuchen zu können, war eine Spule E in Nebenschluss zu der betreffenden Induktionsspule z.B. a1 gelegt (Fig. 4); E wirkt dann durch Induktion auf Spule F, welche mit einem d'Arsonval-Galvanometer H und einer Townsend-Kontaktscheibe G verbunden war, die auf der Achse des Stromgenerators sass, und deren Umfang in 30 kleine Segmente eingeteilt war; da die Scheibe nur eine halbe Periode lang Kontakt lieferte, so konnte aus der Umkehr des Galvanometerausschlages, der sich ergab, wenn man die einzelnen Induktionsspulen a, b, c... anschloss, die Wellenlänge ersehen werden, zugleich auch aus der Grösse des Ausschlages die Abnahme der Stromamplitude mit der Entfernung. Die berechnete und beobachtete Wellenlänge stimmte innerhalb 1 % überein und betrug bei einer Wechselzahl von 600, L = 0,058 pro Meile, C = 0,074 . 10–6 Farad 18,1 Meilen. Bei einer Wechselzahl von nur 230 pro Sekunde wuchs sie auf 48 Meilen. Auch die aus der Beobachtung abgeleiteten Werte von β stimmten mit den berechneten Werten so gut überein, dass die Versuche eine einwandfreie Bestätigung der Rechnung lieferten.

6. Um zu versuchen, welchen Einfluss eine ungünstige Verteilung der Selbstinduktion infolge der Reflexi+n der Wellen an den Selbstinduktionsspulen haben würde, wurden auch Versuche angestellt, bei welchen 10 Induktionsspulen, zu einer Gruppe vereinigt, in dem 10fachen Abstande einer einzelnen Spule eingeschaltet wurden, so dass die totale Induktion im Kabel dieselbe blieb und nur die Verteilung geändert wurde. Fig. 7 und 8 zeigen die Kurven, welche die Stromstärke an verschiedenen Punkten zu einer bestimmten Zeit geben, und zwar Fig. 7 die Kurve, welche für eine der Theorie entsprechende Verteilung der Spulen je eine auf eine Meile sich bei einer Wechselzahl von 260 pro Sekunde ergab, Fig. 8 die Kurve, welche eine Verteilung lieferte, bei welcher nach je 5 Meilen eine Gruppe von Induktionsspulen eingeschaltet war. Diese innere Reflexion und daraus entstehende Verzerrungen der Stromkurven machten sich besonders stark bemerkbar, wenn das Kabel für telephonische Uebertragung benutzt wurde. Während bei einer richtigen Verteilung der Induktionsspulen über das ganze Kabel hin ohne Schwierigkeit eine telephonische Verständigung möglich war, versagte dieselbe bereits bei einer Kabellänge von nur 150 km vollständig, wenn die Verteilung zu starken Reflexionen Anlass gab.

Textabbildung Bd. 317, S. 72 Fig. 7.

Textabbildung Bd. 317, S. 72 Fig. 8.

Die Theorie und die Versuche Pupin's geben augenscheinlich die Hilfsmittel an, welche eine transatlantische telephonische Verständigung erhoffen lassen können, und wer die Pupin'schen sorgfältigen Versuche und Berechnungen genauer studiert, wird mit ihm die Ueberzeugung teilen, dass sein Kabel den Weg zur transatlantischen Telephonie öffnet. Die Schwierigkeit seiner Konstruktion wird jedenfalls überwunden werden, nachdem sich in Amerika eine grosse Gesellschaft zur Ausnutzung der Pupin'schen Erfindung bereits gebildet hat.

(Fortsetzung folgt.)

C. Detailkonstruktionen des Hochofens.

Unter dem Gichtplateau, das bei modernen Oefen fast ausschliesslich durch eine von dem Ofen völlig unabhängige Eisenkonstruktion getragen wird, befindet sich eine Neuerung, die den Ofen und die Gasleitungen vor Explosionen zu schützen bestimmt ist. Fig. 35 skizziert diese Einrichtung, die im wesentlichen aus rund um den Ofen angeordneten, durch ihre eigene Schwere geschlossen gehaltenen Klappen K besteht. Im Falle einer Explosion werden diese Klappen durch den Druck geöffnet und die feurigen Gase treten unter dem Gichtplateau ins Freie, ohne die auf der Gicht befindlichen Personen zu belästigen. Diese Anordnung dürfte bei keinem neuen Ofen mehr fehlen.

Textabbildung Bd. 317, S. 73 Fig. 35. Anordnung von Explosionsklappen.

Textabbildung Bd. 317, S. 73 Fig. 36. Ofenschacht aus gusseisernen Segmenten.

Die weitaus wichtigste Neuerung, die wir auf dem Gebiete der Ofenkonstruktion in der letzten Zeit eingeführt sehen, ist die zuerst in Deutschland ausgeführte Konstruktion des Ofenschachtes und der Rast aus gusseisernen Segmenten, die im Innern eine nur schwache Verkleidung mit feuerfesten Steinen besitzen (etwa 60 bis 70 mm stark) und aussen mit Wasser gekühlt werden. Auf der Hauptversammlung des Vereins deutscher Eisenhüttenleute zu Düsseldorf am 15. Juni 1900 berichtete Generaldirektor Burgers-Gelsenkirchen ausführlich über diese Ausführung und den mit ihr gemachten Erfahrungen auf der Hütte Vulkan bei Duisburg (vgl. Stahl und Eisen, 1900 S. 675). Diese Konstruktion, welche in Fig. 36 skizziert ist, hat sich aus der in Fig. 37 abgebildeten Verbindungsausführung zwischen Schacht und Rast weiter entwickelt. Die Uebergangsstelle vom Schacht zur Rast ist eine der Abnutzung sehr zugängliche Stelle und die in Fig. 37 gegebene Konstruktion wird ursprünglich nur diesem Umstände haben Rechnung tragen sollen. Aus ihr ging dann die in Fig. 36 gezeichnete Ausführung hervor. Wir haben uns den Ofen aus Ringen zusammengesetzt zu denken, die aus einzelnen in Fig. 36 im Querschnitte ersichtlichen Segmenten bestehen. Diese Segmente sind 1,5 m hoch und gegenseitig durch Vernietung und Verschraubung festgehalten. Zur weiteren Befestigung sind die Segmente von ringförmigen Bändern umfasst. Der zwischen den Rippen freie Raum ist mit feuerfesten Steinen ausgekleidet, während die Aussenseite der Ringe durch Wasser berieselt wird, welches sich unten in einer Rinne sammelt. Die in Fig. 36 gezeichnete Anordnung sieht für jeden Ring eine Sammelrinne vor, es sind aber auch Oefen zugestellt worden, wo immer drei Ringe vom Wasser berieselt werden, ehe es von einer Rinne aufgenommen wird. Auch sind die Arbeitsleisten an den Stossfugen nicht unbedingt notwendig. Einer kühnen Idee ist mit dieser Konstruktion zu einem grossen Erfolge verholfen worden. Man hatte vor allem befürchtet, dass die bei so dünnwandiger Ausführung notwendige starke Wasserkühlung dem Ofen zu viel Wärme entziehen werde. Das hat sich jedoch als nicht richtig erwiesen. Im Gegenteil zeigte diese Ausführung gegenüber der Auskleidung der Oefen mit Steinen (oft bis zu einer Stärke von 1 m) ganz beträchtliche Vorteile. Erstlich waren die grossen Profiländerungen der mit Stein zugestellten Oefen hier nicht möglich. Was diese zur Folge haben, erhellt aus dem Umstände, dass der prozentuale Koksverbrauch pro 1 t Roheisen mit zunehmendem Alter der Zustellung immer grösser wird. In der Regel beträgt diese Steigerung 5 % gegenüber dem Mittelwerte der ersten Hälfte der Lebensdauer der Zustellung. Man hat ja sehr oft bei der Ausserbetriebsetzung eines Ofens Aenderungen bis zu 1 m im Durchmesser gefunden. Ein zweiter wichtiger Vorteil dieser eisernen Zustellung ist die Möglichkeit einer schnelleren Inbetriebsetzung des Ofens, die gegenüber der oft monatelangen Dauer dieser Periode bei mit Stein zugestellten Oefen in 10 Tagen vollendet ist. Im Gestell des Ofens, wo die höchsten Temperaturen herrschen, ist diese Art der Zustellung nicht anwendbar, sie muss hier stets mit Steinen erfolgen, wobei noch zu bemerken wäre, dass für diesen Teil ein kleines Steinformat zweckmässiger ist als ein grosses. Die kleinen Steine können infolge ihrer grösseren Elastizität der durch die Wärmeausdehnung bedingten Deformation besser widerstehen. Dazu gesellt sich der Umstand, dass kleine Steine in besserer Qualität herzustellen sind und auch die Ausmauerung mit kleinen Steinen eine leichtere ist.

Textabbildung Bd. 317, S. 73 Fig. 37. Verbindung zwischen Schacht und Rast.

Textabbildung Bd. 317, S. 73 Fig. 38. Kühlung der Formen.

Was die besonders in diesen Teilen des Hochofens erforderlichen Kühlanlagen betrifft, so sind als wichtige Forderungen diesbezüglich erkannt worden, dass 1. die Kühleinrichtungen ohne Wasserverschwendung arbeiten, dass sie 2. dauerhaft und leicht überwachbar sind, und auch die Haltbarkeit des Ofens nicht beeinträchtigen, und dass 3. bei einem eventuellen Bruch kein Wasser in den Ofen dringt. Während nun die Kühlung durch Wasser in der Regel so erfolgt, dass Druckwasser benutzt wird, welches entweder zur äusseren Berieselung dient oder ein System von Röhren oder Kästen durchläuft, ist ein neuer Vorschlag gemacht worden, für diese Zwecke lieber angesaugtes Wasser zu verwenden. Denn die Verwendung von Wasser unter Saugspannung erleichtert die Erfüllung der Forderung mit Wasser zu sparen einerseits, andererseits ist es dabei unmöglich, dass bei einem Leckwerden der Kühlleitung Wasser aus derselben austritt. Dieses Prinzip ist unter der Bezeichnung Vakuumwindform zuerst für die Kühlung der Formen verwendet worden (vgl. Stahl und Eisen, 1901 S. 836). Fig. 38 skizziert diese Einrichtung. In den Wasserbehälter A fliesst Wasser aus der Leitung W solange zu, bis der Behälter gefüllt ist und die Leitung durch ein Schwimmerventil abgesperrt wird. Durch die Saugleitung S wird das Wasser durch die Form gesaugt. Tritt ein Leckwerden ein, so ist natürlich eine Wasserzirkulation unmöglich.

Textabbildung Bd. 317, S. 74 Gaines-Windform.

Von den Neuerungen auf dem Gebiete der Formenkonstruktion sei die Gaines-Windform genannt (vgl. Stahl und Eisen, 1897 S. 1062). Die in den Fig. 39 und 40 gezeichnete Form will erreichen, dass die bei der Verwendung gewöhnlicher Formen mit cylindrischer Mündung an dem Rande des Ofens entstehenden toten Felder vermieden werden. Es ist bei dieser Konstruktion nur sehr schwer, die für jeden Ofen anders zu gestaltende Mündung empirisch zu bestimmen, auch ist Gefahr vorhanden, dass der Wind nicht bis zur Mitte dringt und statt der toten Felder am Rande sich ein solches in der Mitte bildet.

D. Windleitung und Winderhitzer.

Der wichtigste Teil der Windleitung sind die in sie eingeschalteten Winderhitzungsapparate. Diese sind nunmehr fast ausnahmslos Steinapparate, in welchen die auf ein Ziegelgitterwerk übertragene Wärme der Heizgase zur Erhitzung des Windes benutzt wird. Selbst bei den kleinen Holzkohlenhochöfen, wo die früher allein bekannten eisernen Winderhitzer auch heute noch Anwendung finden, ist ein ökonomischer Vorteil dieser gegenüber steinernen Apparaten nicht zu bemerken, im Gegenteil. Eiserne Winderhitzer haben vor den steinernen nur den Vorteil voraus, dass sie eine grössere Gleichmässigkeit der Windtemperatur erzielen. In den Steinapparaten ist die Temperatur zuerwt sehr hoch und zum Schluss sehr niedrig.

Eine Einrichtung, welche diesem Uebelstand begegnen kann, sind die von den Ingenieuren Gjers und Harrison ausgeführten Ausgleicher (D. R. P. Nr. 101492). Es wird ein in Fig. 41 skizzierter Steinapparat hinter den eigentlichen Winderhitzern in die Windleitung eingeschaltet, den zuerst der hocherhitzte Wind, später der kältere durchstreifen muss. Dieser Ausgleicher ist im Querschnitt rund und durch eine Scheidewand in zwei gleiche Teile geteilt. Die Temperatur, welche die Steine des Ausgleichers beim Wechseln der Winderhitzer haben, wird dem Mittel zwischen höchster und tiefster Windtemperatur in den Winderhitzern entsprechen. Durchstreicht nun der aus dem frischgeheizten Winderhitzer kommende Wind den Ausgleicher, so muss er seine Temperatur erniedrigen und Wärme an den Ausgleicher abgeben, welche später, wenn die Windtemperatur unter das Mittel sinkt und sich dem Minimum nähert, dem Winde wieder zu gute kommt, und somit die Temperaturunterschiede in engere Grenzen bringt.

Textabbildung Bd. 317, S. 74 Fig. 41. Ausgleicher von Gjers und Harrison.

Was die steinernen Winderhitzer betrifft, so ist ihre Grösse mit ihrer Umgebung gewachsen. Betrug die Höhe des ersten Winderhitzers 18 m, so bestehen jetzt solche bis zu 34 m. Ihre Anwendung ist allgemein geworden trotz der Fehler, die ihnen anhaften und die zu beseitigen noch nicht gelungen ist, ja über deren Ursachen man sich noch nicht völlig im klaren ist. Die Eigenschaften der zum Baue von Winderhitzern verwendeten feuerfesten Steine müssen die besten sein, die man bei diesem Material überhaupt erzielen kann. Grosse Feuerbeständigkeit neben hoher Druckfestigkeit und genügender Volumbeständigkeit sind die Haupterfordernisse. Die Eigenschaft der Feuerfestigkeit wird herabgesetzt durch die in den Gichtheizgasen enthaltenen Alkalien, deren auflösender Wirkung sich kein Stein mit der Zeit entziehen kann. Die Druckfestigkeit der Steine ist besonders in den unteren Partien ein wichtiges Erfordernis. Man versuchte in letzter Zeit wieder auf einen eisernen Unterbau, den schon die ersten Winderhitzer hatten, zurückzugehen, allein dieser ist nicht nur schlecht, sondern auch überflüssig, da es möglich ist, den unteren Teil so zu bauen, dass die Steine keine Zugbeanspruchung erleiden und auch die Druckbeanspruchung innerhalb der zulässigen Grenzen bleibt. Die Volumbeständigkeit der Steine ist vollkommen nicht zu erreichen und nur die ersten Qualitäten werden auf sie hin geprüft. Auffallend schnelle Zerstörung der Steine ist zumeist auf diese Ursache zurückzuführen, da bei der Ausdehnung der Steine Kräfte geweckt werden, über deren Grösse kein Urteil möglich ist. Vielleicht kann man diesem Umstände dadurch Rechnung tragen, dass man Chamotte- und Dinassteine zugleich verwendet. Während erstere schwinden, dehnen sich letztere aus, so dass bei geeigneter Anordnung die resultierende gegenseitige Verschiebung sich ausgleichen könnte.

Es soll also erstens die für Winderhitzer verwendete Qualität der Steine die beste sein, da jede Ersparnis in dieser Beziehung sich durch eine bald nötig werdende Erneuerung des Mauerwerkes rächt. Zweitens muss aber auch auf eine oftmalige gründliche Reinigung der Winderhitzer gesehen werden, wenn man drittens nicht am besten mit der Reinigung schon bei den Gichtheizgasen beginnt.

Textabbildung Bd. 317, S. 74 Fig. 42. Verbindung der Winderhitzer nach François.

Der zweite Punkt, die oftmalige Reinigung der Apparate, wird oft wegen der damit verbundenen längeren Ausserbetriebsetzung eines Winderhitzers vernachlässigt. Die direkte Reinigung mit Stahlbürsten ist das einzige Mittel, verlangt aber die völlige Abkühlung des Apparates, die allein drei bis sechs Tage erfordert. Es hat nun François einen Vorschlag gemacht, der die Ausserbetriebsetzung eines Winderhitzers verkürzt und noch andere Vorteile für die Winderhitzung bietet. Er erbaut eine neue Windleitung (Fig. 42 skizzierp dieselbe), welche die Winderhitzer unabhängig von der übrigen Leitung so verbindet, dass die Wärme eines zwecks Reinigung ausser Betrieb gesetzten Apparates auf einen anderen übertragen wird. Die so gewonnene Wärmemenge, die ohne diese Vorrichtung verloren ginge, ist eine sehr beträchtliche und beträgt das Aequivalent mit Brennstoff 13800 kg Koks (vgl. Stahl und Eisen, 1898 S. 367). Es bedeuten in Fig. 42 die Zahlen 1 bis 8 Absperrschieber in der Windleitung. Soll z.B. Apparat II ausser Betrieb gesetzt werden, so zwar, dass er seine Wärme an den Winderhitzer III abgeben soll, so werden die Schieber 4 und 5 geöffnet, alle anderen bleiben geschlossen. Die kalte Gebläseluft wird dann dem Apparat III durch den zu kühlenden Apparat II zuströmen gelassen. Sollte die Wärme z.B. an Apparat IV abgegeben werden, so sind die Schieber 4 6 8 zu öffnen, alle anderen zu schliessen. Mit Hilfe dieser neuen Windleitung ist also erstlich eine raschere Abkühlung, da Gebläseluft verwendet wird, möglich, aber auch durch Hintereinanderschaltung mehrerer im Betrieb befindlicher Apparate eine Steigerung der Windtemperatur zu erzielen. Der Hauptvorteil ist aber die durch das schnellere Abkühlen ohne grosse Betriebsstörung und grossen Wärmeverlust ermöglichte Reinigung der Winderhitzer.

Zum Schlusse dieses Abschnittes soll auf die Vorteile der Reinigung der zur Erhitzung dieser Apparate nötigen Gase hingewiesen werden. Nimmt man an, dass in einem Winderhitzer pro 1 t Roheisen 1000 cbm Gas verbrannt werden mit einem Staubgehalte von nur 3 g pro 1 cbm, so gibt das bei einer Erzeugung von 100 t Eisen per 24 Stunden eine Menge von 300 kg Staub, die in 24 Stunden den Winderhitzer passieren, in einem Monap ist das 9000 kg. Es ist ja richtig, dass nur ein Teil dieses Staubes in dem Winderhitzer zurückbleibt, wie viel ist nicht angebbar. Immerhin verlegt diese Staubmenge die Durchgänge des Mauerwerks, erniedrigt die Wärmeaufnahmefähigkeit und vermindert durch ihren Alkaliengehalt die Feuerbeständigkeit der Steine. Daher das Erfordernis der öfteren Reinigung und die mit ihr verbundenen Betriebsstillstände eines Apparates. Während man daher bei Verwendung ungereinigter Gase per Hochofen mindestens vier Winderhitzer haben muss, von denen einer stets in Reparatur ist, dürfte man bei Verwendung gereinigter Gase mit drei Apparaten auskommen, wobei man noch den Vorteil der besseren und schnelleren Ausnutzung der Gase wegen ihres grösseren Heizeffektes erhalten würde und überdies die Haltbarkeit des Steinmaterials bedeutend vergrössern könnte.