11. August 1900.

Von den beiden Reibungskoëffizienten ist f den gröfsten Schwankungen unterworfen. Seine Höhe wird bedingt durch den Zustand der Fahrbahn, die Art der Radreifen, die Geschwindigkeit, Erschütterungen des Wagens usw. Nach älteren Versuchen von Morin liegt f bei etwa 12 bis 13 km/Std Fahrgeschwindigkeit und nicht gerade schlechter Fahrbahnbeschaffenheit zwischen 0,016 und 0,020. Der Zapfenreibungskoëffizient μ wird unter gewöhnlichen Betriebsverhältnissen kaum kleiner als 0,05 sein, der Wert du also durchschnittlich etwa 0,0025 bis 0,0030 betragen.

Leichtere Motorwagen haben sehr häufig einen mittleren Radhalbmesser von rd. 400 mm (Vorder- und Hinterräder gleichmässig rd. 800 mm Dmr.), schwerere Fahrzeuge einen solchen von rd. 525 mm (Vorderräder 800 bis 850 mm, Hinterräder 1300 bis 1250 mm Dmr.). Nimmt man diese Durchschnittwerte als gegeben an, und setzt man f = 0,018, dμ = 0,0030, so erhalten obige Formeln die bequeme praktische Gestalt:

Beide Voraussetzungen sind indes für die Wirklichkeit zu günstig. Infolge des Feuchtigkeitsgehaltes der Luft wächst zunächst die Konstante 0,12248. Die durch eine etwaige Abrundung oder Zuschärfung der Wagenstirn erzielten günstigeren Verhältnisse gegenüber einer ebenen Fläche werden durch die unregelmässige Zergliederung des Wagenkörpers mehr als ausgeglichen, da dessen Ausbuchtungen und Vorsprünge dem Winde sehr wirksame Angriffsflächen bieten. Um diesen Umständen Rechnung zu tragen, erhöhen wir zunächst die Konstante aus Gl. (3) auf 0,125 und nehmen aufserdem für die Fläche Fals Breite b die Spurweite, als Höhe h die gröfste Höhe des Fahrzeuges über Vorderachse an. Dann wird (4).

W = 0,125 bhv2 0,125 Fv

Der Wert in Gl. (3) und (4) hängt streng genommen nicht nur von der Fahrgeschwindigkeit ab, sondern steht auch in hohem Masse unter dem Einflusse der jeweiligen natürlichen Luftströmung. Diese kann, je nachdem sie als Gegenoder Rückwind auftritt, negativ oder positiv wirken, d. h. den Widerstand des Fahrzeuges erhöhen oder vermindern. Das letztere wird bei der Unbeständigkeit der Windrichtung nie vorauszusetzen sein, wohl aber unter Umständen das erstere, nämlich dann, wenn der Wagen auch bei Gegenwind eine bestimmte Geschwindigkeit beibehalten soll. In solchem Falle empfiehlt es sich, für v wenigstens 10 m mehr einzusetzen, als die Fahrgeschwindigkeit ergiebt, also

Nun werden aber Steigungen fast stets mit verminderter Geschwindigkeit befahren und dadurch die zur Ueberwindung des Steigungswiderstandes erforderliche Kraft frei. Dies gestattet uns, den Wert w, für gewöhnlich zu vernachlässigen; er muss jedoch berücksichtigt werden, wenn auch für das Berganfahren die Einhaltung einer bestimmten kleinsten Geschwindigkeit gefordert wird.

d) Der Reibungswiderstand der Getriebe zwischen Motor und Fahrzeug ist mit genügender Sicherheit rechnerisch nicht zu verfolgen, da er je nach der Wagengattung und der Konstruktion und Instandhaltung der Uebertragungsteile sehr verschieden ist. Bei der Kleinheit der zu übertragenden Kräfte und der umständlichen Gesamtanordnung des Triebwerkes wird dessen Reibungsarbeit jedenfalls einen ganz beträchtlichen, wenn nicht den gröfsten Teil der Motorleistung aufzehren. Die wenigen in dieser Hinsicht bisher durchgeführten praktischen Versuche haben selbst in den günstigsten Fällen einen mechanischen Wirkungsgrad des Getriebes von nur

geliefert, und man wird bei Berechnungen kaum höher gehen dürfen, bevor nicht bessere Erfahrungswerte einwandfrei ermittelt worden sind.

Aus den vorbehandelten Einzelwiderständen a) bis d) ergiebt sich nunmehr der Gesamtwiderstand eines Fahrzeuges

Um endlich den Kraftbedarf des Fahrzeuges in PS. und damit die erforderliche Motorgröfse N. zu erhalten, setze man 2 Q (f + du) r+ri

+ 0,125 Fv2 + Q8

N.

20 75

PS (9)

1/mech

bezw.

oder mit den vorgeschlagenen praktischen Abrundungen. 0,045 Q+ 5 F

für leichtere Wagen: N.

für schwerere Wagen: N.

=

Unter der durch zahlreiche Ausführungen bestätigten Annahme, dass bei gröfseren Motorwagen F meistens nicht erheblich von 2 qm abweicht, und ferner, dass auch bei mangelhaften Fahrwegen die Geschwindigkeit noch ungefähr 10 km/Std betragen soll, ergiebt sich aus Formel (10 a) der Kraftbedarf für je 1000 kg Gesamtgewicht und 10 km/Std Fahrgeschwindigkeit zu

Fig. 123.

Kraftleistung in ebenem Gelände.

PS

26

25

24

23

22

21

20

19

18

17

16

15

74

75

PS (12).

Hierin vertritt e die Fahrgeschwindigkeit in m/sek, v dieselbe in km/Std, P das Gesamtgewicht in kg, p die Steigung in vH, s die vordere Wagenfläche in qm; 0,025 ist der Koëffizient der rollenden Reibung für Luftreifen von 800 mm Dmr. 0,0007 v soll die Kraftverluste durch Stöfse, sv 0,0048 den Luftwiderstand berücksichtigen. Ein nach Formel (12) entworfenes Diagramm zeigt Fig. 123; die an den Kurven eingeschriebenen Zahlen bedeuten die Gesamtgewichte der belasteten Wagen in kg. Gl. (12) giebt erfahrungsgemäfs den Kraftbedarf erheblich zu klein an und ist höchstens bei sehr guter Fahrbahn für Motorräder und ähnliche leichte Personenfahrzeuge anwendbar. Für gröfsere Motorwagen versagt sie, da sie den mechanischen Wirkungsgrad des Getriebes aufseracht lässt, und da u. a. das den Luftwiderstand vertretende Glied unrichtig ist. Um die von Boramé und Julien Tabellen ausgearbeiteten und Tafeln mit einiger Sicherheit allgemein verwenden zu können, müsste man deren Angaben um rd. 70 pCt gröfser nehmen. Bei dem heutigen Stande der Wärmetechnik ist geschlossen, aus rein theoretischen Erwägungen heraus die für eine bestimmte Motorleistung erforderlichen grundlegenden Abmessungen und Geschwindigkeiten zu bestimmen; das z. B. im Dampfmaschinenbau allgemein gebräuchliche Verfahren, aus dem nach feststehenden thermodynamischen Gesetzen entwickelten Arbeitsdiagramm den mittleren Kolbendruck zu entnehmen, ist für den Motorenkonstrukteur unanwendbar. Die Gründe hierfür liegen in den zahlreichen unberechenbaren Einflüssen, welchen der Arbeitsvorgang einer Verbrennungskraftmaschine unterworfen ist. Von den die Leistung bedingenden Faktoren sind nur der Heizwert des Brennstoffes, dessen Mischungsverhältnis mit der am Kreisprozess beteiligten Luft und die Höhe der Kompression mit genügender Sicherheit berechenbar; danach aber kommt die lange Reihe der Zufallserscheinungen (Vollkommenheit der Brennstoff- und Luftmischung, Reinheit und Temperatur der Ladung, Wirksamkeit der Zündung, Form des Verbrennungsraumes, Gröfse der Ansaug- und Auspuffwiderstände, Stärke der Kühlung, Höhe des mechanischen Wirkungsgrades usw.), die bei jedem Motorsystem, ja bei jeder einzelnen Maschine mehr oder weniger verschieden sein können und sich daher nicht unter eine befriedigende, allgemein gültige Formel bringen lassen. Dem Konstrukteur bleibt also, wenigstens unter den gegenwärtigen Verhältnissen, nichts anderes übrig, als sich an die praktischen Betriebsergebnisse zu halten und aus ihnen die bewährtesten Durchschnittwerte als Koëffizienten abzuleiten. Diese haben bei gleichartigen ortfesten Motoren, für deren Entwurf ja gewöhnlich nur solideste Ausführung, Betriebsicherheit und Wirtschaftlichkeit mafsgebend sind, nach und nach eine befriedigende Uebereinstimmung erhalten, welche den um den Mindestgewichtsrekord ringenden Fahrzeugmotoren noch gänzlich fehlt.

es aus

und 2000, das Hubverhältnis h die Kolbengeschwindigkeit c zwischen 1,04 und 6,77 m/sek schwankt, ist an sich nicht gerade bedenklich; man betrachte aber einmal die Abstände, welche die Grenzwerte der spezifischen Leistungen in Spalte 9, 11, 12 und 13 bei den verschiedenen Motorbauarten zeigen! Hier sind Missverhältnisse vorhanden, die nur eine Erklärung zulassen, nämlich, dass die angebliche Maschinenleistung gar mancher Fabrikate viel höher angegeben ist, als es der Bremszaum gestatten würde. Es ist besonders für die Anpassung von Neukonstruktionen an praktische Ausführungen geboten, die Werte der einzelnen Spalten etwas näher zu verfolgen und mit den analogen Verhältnissen von guten ortfesten Petroleummaschinen zu vergleichen, wobei jedoch die wenigen Zweitaktsysteme noch aufseracht bleiben sollen. In Ermangelung von neueren umfassenden Versuchsdaten entnehme ich die Vergleichswerte dem Bericht über die von der Deutschen LandwirtschaftsGesellschaft im Jahre 1894 zu Berlin veranstaltete Prüfung von Petroleummotoren 1).

In Spalte 9 habe ich zunächst das vom Kolben für jede Pferdestärke der Nennleistung sekundlich zurückgelegte Hubvolumen

als Mafsstab der Gegenüberstellung benutzt. Die Grenzwerte liegen bei 5,31 ltr (Motor Nr. 45) und bei 12,7 ltr (Nr. 1), wohingegen von den im Jahre 1894 geprüften 27 Petroleummotoren der am stärksten beanspruchte ein Hubvolumen von noch über 8 ltr hatte. Je kleiner V, desto gröfser muss natürlich, unter sonst gleichen Verhältnissen, der für eine bestimmte Motorleistung erforderliche mittlere indizirte Arbeitsdruck sein.

Dieser Zusammenhang tritt in den Spalten 11 und 12 sofort hervor. Der zur Erzielung einer effektiven Leistung Ne in einem Viertaktmotor von q qcm Kolbenfläche und c m/sek Kolbengeschwindigkeit erforderliche mittlere Kolbendruck pe in kg/qcm beträgt allgemein

Gut gebaute ortfeste Verbrennungsmotoren zeigen günstigenfalls mech 80 bis 85 pCt. Es ist jedoch unstatthaft, diesen Wert ohne weiteres auf die kleinen Fahrzeugmotoren zu übertragen, da deren Reibungswiderstände infolge ihrer bedeutenden Geschwindigkeit, verbunden mit ungenügender Kühlung und schwankender Aufstellung, erheblich gröfser sein müssen. Genaue Ermittlungen über diesen Punkt lassen sich nur schwer anstellen, schon aus dem Grunde, weil die bestehenden Indikatoren bei 600 bis 700 Min.-Umdr. versagen; auch arbeitet der auf der Fahrstrafse seinem Zwecke dienende Fahrzeugmotor unter sehr viel ungünstigeren Verhältnissen als auf dem Versuchstande, und die Betriebsergebnisse des letzteren sind deshalb für den wirklichen Gebrauch unmafsgeblich. Man ist hier also wieder auf Schätzungen hingewiesen, und nach einer solchen habe ich bei Durchrechnung der Spalte 12 0,75 eingesetzt, obzwar ich glaube, dass dieser Wert wenigstens für schnelllaufende, rippengekühlte Motoren bedeutend zu hoch gegriffen ist.

mech =

Nach der Tabelle liegt nun der kleinste für die Hervorbringung der Nennleistung N. erforderliche mittlere indizirte

1) Z. 1895 S. 342 u. f.

Die in Spalte 13 für x enthaltenen, bei Mehrcylindermotoren auf den einzelnen Cylinder reduzirten Grenzwerte liegen bei 2,07 (Motor Nr. 1) und bei 4,69 (Nr. 45); letzterem steht aus den Berliner Prüfungen ein Höchstwert von nur 2,96 gegenüber.

Unter den in der Tabelle aufgeführten 47 Viertaktmotoren liefern Nr. 10 (Sphinx) und Nr. 45 (Dawson) die unwahrscheinlichsten Werte hinsichtlich der spezifischen Leistung. Scheidet man diese deshalb ganz aus, so ergeben sich für die verbleibenden 45 Motoren folgende vertrauenswürdige Durchschnittwerte:

deutscher Ingenieure.

stoffes nur sehr unvollkommen sein kann, liegt klar zutage. Aus Spalte 15 folgt aber noch, wie notgedrungen man bei derartigen Schnellläufern die spezifische Leistung klein halten muss, um erforderlichenfalls die Nennstärke eines Motors auch unter der Bremse vertreten zu können.

Die Angaben der Spalten 16 bis 18 bedürfen keiner Erklärung; in ihnen kommt so recht deutlich das Streben so vieler neuerer Wagenmotorenkonstrukteure zum Ausdruck: Verminderung des Gewichtes um jeden Preis! Dass hier einer lebensfähigen Ausführungsform gemessene Grenzen gezogen sind, die ohne Schädigung einer gedeihlichen Entwicklung des Motorfahrzeuges nicht überschritten werden dürfen, habe ich einleitend bereits betont; ich möchte aber auch am Schlusse diesen Punkt nochmals nachdrücklich hervorheben, da die unausbleiblichen üblen Folgen der Sucht nach Gewichtsverminderung aufkosten der Güte die wagmutigen Konstrukteure viel weniger nachhaltig treffen werden als die das Erzeugnis mit ihrem Namen deckende Fahrzeugindustrie.

In dem Kampf um das Mindestgewicht ist die rücksichtslose Steigerung der Motorumdrehungen bosonders bedenklich. Zu welchen baulichen Missverhältnissen man hierdurch bereits gelangt ist, möge zuletzt anhand der Figur 124 noch augenscheinlich nachgewiesen werden. Trotzdem man es mit den ungewöhnlichsten Mitteln fertig gebracht hat, das Gewicht des

oder

85

Ne

3,64 qc 75 4

gc

rd. PS

(19)

(20).

9,6

Im ersteren Falle ist q in qcm, c in m/sek, im letzteren d und s in m zu setzen.

Die nächsten beiden Spalten der Tabelle, Nr. 15 und 16, verdienen in anderer Hinsicht Beachtung; sie geben interessante Aufschlüsse über die Zeit, welche den einzelnen Arbeitsphasen eines Viertaktes bei den verschiedenen vorkom menden Umdrehungszahlen zur Verfügung steht, sowie über die innerhalb 1/100 sek vor sich gehende Veränderung in der Kurbelstellung. Nach Spalte 15 beträgt der Zeitaufwand für einen Kolbenhub im günstigsten Falle (Nr. 46) genau 0,120 sek, ungünstigstenfalls (Nr. 8) aber nur 0,015 sek. Im letzteren muss sich mithin innerhalb rd. 167 sek der ganze Ladevorgang mit all seinen wichtigen Einzelheiten (Oeffnen des Einlassventiles, Karburiren der Luft, Ansaugen der Zusatzluft und des fertigen Gemisches, Schliefsen des Einlassventiles) vollziehen und in demselben verschwindend kleinen Zeitraum das Auspuffventil bethätigt und die Abgase ausgetrieben werden. Wie verhängnisvoll hierbei die geringste Störung werden kann, zeigt Spalte 16: Jede hundertstel Sekunde Verfrühung oder Verspätung z. B. in der Wirkung der Zündung hat zurfolge, dass (bei Motor Nr. 8) der Verbrennungsvorgang um 120° Kurbelweg, entsprechend rd. 2/3 Kolbenhub, zu früh oder zu spät eingeleitet wird; tritt anderseits im Abschluss des selbstthätigen Einlassventiles eine Verzögerung von 1/100 sek ein, so wird in gleich ungünstiger Weise der volumetrische Wirkungsgrad der Saugperiode beeinflusst. Dass unter solchen Verhältnissen die Ausnutzung des Brenn

17.1

hin- und hergehenden Triebwerkes bis auf 0,05 bis 0,04 kg pro qcm Kolbenfläche zu vermindern (das ist rd. 1/8 bis 1/10 des gleichen Einheitsgewichtes ortfester Motoren!), beträgt der Beschleunigungsdruck im inneren Totpunkt für den angenommenen Kleinmotor, wie das Diagramm Fig. 124 zeigt, bei n 1500 fast 10 kg/qcm, bein 2000 schon über 17 kg/qcm, bei n = 2500 sogar rd. 27 kg/qcm und das bei einer Verpuffungsspannung von günstigstenfalls nur 12 bis 14 Atm! An der entgegengesetzten Hubgrenze schiefsen die ausschwingenden Massen der hin- und hergehenden Teile bei den herausgegriffenen drei Geschwindigkeiten mit einer Wucht von 6,3 bezw. 10,8 und 17 kg/qcm in die Kurbelkröpfung, nachdem sich während des Hubes der anfangs negative Kolbendruck unter heftigem Druckwechsel in einem positiven umgewandelt hat. Hierdurch wird naturgemäfs das gesamte Getriebe geradezu misshandelt und die bei den höchsten Umdrehungszahlen ohnehin nicht in normalen Grenzen zu haltende Reibung und Abnutzung bis ins Unzulässige vergrössert.

26.8

Das sind entartete, einer wissenschaftlichen Technik unwürdige Verhältnisse, die notgedrungen zu Eintagskonstruktionen, zu mechanischen Spielzeugen führen müssen; mit solchen ist aber der vor einer grofsen Zukunft stehenden Motorwagenindustrie sicherlich nicht gedient.

11. August 1900.

Inbezug auf Drehbänke, die allgemeinen Zwecken dienen, erinnere ich an die schon beschriebene Drehbank von J. E. Reinecker 1). Es sei ihr hier die Drehbank »Courier<< der Maschinenfabrik Union (vorm. Diehl) in Chemnitz angereiht, die sich im ganzen durch schöne Bauart und vortreffliche Ausführung, aufserdem aber durch bemerkenswerte Neuerungen in den Einzelheiten auszeichnet. Fig. 49 ist ein Schaubild der Drehbank, und zwar in der Einrichtung für elektrischen Antrieb, Fig. 50 ebenfalls, aber in der Zustellung zum Schneiden steilgängiger Gewinde. Fig. 51 ist ein lotrechter Schnitt durch den Spindelstock und einige andere Teile, Fig. 52 eine Giebelansicht. In Fig. 51 und 52 ist das Schutzblech der Wechselräder fortgelassen.

Man sieht aus Fig. 51 zunächst, dass die Arbeitspindel mit zwei kegelförmigen Lagerstellen versehen ist, deren Kegelspitzen entgegenge

setzt liegen. Der Kegel des Hauptlagers bildet mit der Spindel ein Ganzes, während der Kegel der linksseitigen Lagerstelle auf dem Schwanzende der Spindel verschoben werden kann, um den Schluss der Lagerflächen herbeizuführen. Ganz links sieht man den bekannten, zur Aufnahme des Spitzendruckes die

nenden Spurzapfen, während die Verschie

bung der der Spindel

nach rechts durch die Nabe des auf der Spindel sitzenden Stirnrades i, welche sich gegen das Hauptlager legt, und das linksseitige Lager verhütet wird.

So, wie gezeichnet, dreht sich die Stufenwelle lose um

1) Z. 1900 S. 476

m. Abb.

die Spindel und bethätigt letztere durch das Rädervorgelege. Durch Umlegen des Handhebels a, Fig. 52, auf dessen Welle im Innern des Spindelstockes zwei doppelarmige Hebel sitzen, werden gleichzeitig das in i eingreifende Zahnrädchen nach rechts und zwei in i steckende Stifte nach links geschoben, wodurch einerseits das Rädervorgelege ausgerückt, anderseits das Rad i mit der Stufenrolle gekuppelt wird. Eine einzige Handbewegung bringt also beide Wirkungen hervor.