deutscher Ingenieure. zweier fortlaufender Umdrehungszähler, die von der Kurbelachse bezw. der Vorgelegewelle angetrieben wurden, genau ermittelt. Vorübergehend wurde auch für die einzelnen Versuche die stündliche Einspritzwassermenge durch Wägung am Luftpumpenausguß festgestellt. Die Versuche wurden in Uebereinstimmung mit den vom Verein deutscher Ingenieure aufgestellten Normen für Leistungsversuche an Dampfkesseln und Dampfmaschinen durchgeführt. Beobachtungswerte. Um eine Uebersicht über den Verlauf der einzelnen Versuche zu ermöglichen, sind beispielsweise die Beobachtungs Fig. 6. Versuch V. Kohlen verbrauch Temperatur des Einspritzwassers 12 dem befand sich im Kamin ein Quecksilberthermometer zur Ermittlung der Abgastemperaturen. Die Dampfspannung wurde an Metallmanometern, die mit Kontrollmanometer berichtigt waren, die Dampftemperatur hinter dem Ueberhitzer und im Schieberkasten an Quecksilbermanometern abgelesen. Letztere waren von der Physikalisch-Technischen Reichsanstalt geeicht. Druck- und Temperaturbeobachtungen fanden alle 5 Minuten statt. Der Zug im Schornstein sowie über dem Rost wurde mittels der bekannten U-förmigen Zugmesser mit Wasserfüllung bestimmt. Mit einem Orsat-Apparat wurden regelmäßige Analysen von Gasproben aus der Rauchkammer ausgeführt. Zur Untersuchung der Regulierfähigkeit der Maschine bei Belastungsänderungen diente ein Hornscher Tachograph. Die Umlaufzahlen der Lokomobilmaschine und der beiden Vorgelegewellen wurden durch viertelstündliche Ablesung 5Uhr werte der Versuche II, III und V in den Figuren 4 bis 6 zusammengestellt. Fig. 7 enthält je einen Satz rankinisierter mittlerer Indikatordiagramme der Versuche II, III und V, in welche die für die Beurteilung der thermischen Vorgänge wichtigen Ver gleichskurven sowie die berechneten indizierten Dampfmengen eingetragen sind. Zahlentafel 1 enthält in tabellarischer Zusammenstellung die den Versuchen I bis V entsprechenden Mittelwerte sämtlicher Beobachtungsdaten und die Versuchsergebnisse. Fig. 8 a bis g gibt eine graphische Uebersicht der wichtigsten Endergebnisse der Versuche. Fig. 9 a bis c zeigt die Veränderung des Wärmedurchgangskoeffizienten für die Dampfkessel- und Ueberhitzerheizfläche in ihrer Abhängigkeit von der Beanspruchung des Kessels bezw. der Feuerung. 11. Februar 1905. Die sich größer als 1 ergebenden indizierten Dampfmengen (ein geklammerte Werte) zeigen, daß bei den betreffenden Dampfdrücken p des Indikatordiagrammes noch Ueberhitzung bestand. Aus dieser Feststellung des Dampfzustandes bei den drei verschiedenen Belastungen ergibt sich folgendes: Die Ueberhitzung steigt mit zunehmender Belastung und der damit zusammenhängenden stärkeren Beanspruchung des Kessels; desgleichen nimmt ihr Einfluß auf die Zustandsänderung des Dampfes im Zylinder zu. Während beispielsweise bei 152,8 PS die vor der Maschine bestehende Ueberhitzung schon während der Füllungsperiode im Hochdruckzylinder verschwindet und am Ende der Füllung die indizierte Dampfmenge nur noch 85 vH der zugeführten beträgt, bleibt bei 249,3 PS die Ueberhitzung nicht nur am Füllungsende, sondern auch während der Dampfexpansion im Hochdruckzylinder noch bestehen. Die indizierten Dampfmengen berechneten sich für letztere Leistung zu 120 vH am Anfang und zu 107,5 vH am Ende der Expansion im Hochdruckzylinder, d. h. der Arbeitsdampf wies noch eine Ueberhitzung auf, die einer Volumvergrößerung desselben um 20 bezw. 7,5 vH über das Volumen des gesättigten Dampfes entsprach. Im Niederdruckzylinder ergab die große Belastung eine indizierte Dampfmenge von 92 vH, die geringe Leistung eine solche von nur 86 vH. Eigenartig ist auch die Erscheinung, daß die indizierte Dampfmenge bei Versuch II während der Expansion in beiden Zylindern nahezu konstant blieb, während sie bei Versuch III und V mit gesteigerter Ueberhitzung in erhöhtem Maße abnahm. Der Gütegrad, der das Verhältnis der indizierten Dampfarbeit zur theoretischen Arbeitsleistung bei adiabatischer Expansion (Kurve Ca) der gemessenen Dampfmenge ausdrückt, nahm innerhalb der Versuchsgrenzen mit steigender Belastung ebenfalls zu; trotzdem blieb aber der Wärmeverbrauch für 1 PS-st bei allen Belastungen nahezu unveränderlich, im Mittel 3300 WE unter Berücksichtigung einer Speisewassertemperatur von 38,5° C. Wird der Wärmeverbrauch auf Speisewasser von 0o C bezogen, so berechnet or sich im Mittel für die Belastungsgrenzen von 150 PS bis 250 PS zu 3485 WE. Der thermische Wirkungsgrad der Dampfmaschine ergibt sich somit zu 19,3 bezw. 18,3 vH, je nachdem die Erwärmung des Speisewassers dem Gesamtwärmeverbrauch zugute gerechnet wird oder nicht. Diese Dampfausnutzung einer 150 pferdigen Verbundlokomobile mit Schiebersteuerung stellt sich ebenbürtig dem Wärmeverbrauch tausendpferdiger ortfester Dampfmaschinen mit Ventil-Präzisionssteuerung an die Seite. Der niedrige Dampfverbrauch und der günstige Verlauf der Expansionslinien sind auch ein deutlicher Beleg für die Dichtheit der Steuerorgane. Da die veränderte Wärmeausnutzung des Dampfes bei den verschiedenen Betriebsverhältnissen der Lokomobile besonders deutlich aus dem Wärmegewichtsdiagramm zu entnehmen ist, so möge dieses noch für je eine Zylinderseite aus den Indikatordiagrammen der Figur 7 abgeleitet werden. Die Wärmegewichtsdiagramme, Fig. 10 a bis c, beziehen sich auf 1 kg arbeitende Frischdampfmenge, derart, daß die Fläche zwischen der GrenzkurvelE, der Adiabate für das spezifische Volumen V des Eintrittsdampfes und den Entropiekurven des Ein- und Austrittsdampfes die in einer Dampfmaschine ohne schädlichen Raum bei vollständiger Expansion theoretisch ausnutzbare Wärmemenge Q. darstellt. Durch unvollständige Expansion geht die Fläche unter der durch den Endexpansionsdruck p: bestimmten Kurve konstanten Volumens noch verloren. In Wirklichkeit arbeitet im Zylinder außer der Frischdampfmenge noch die im schädlichen Raum zurückgebliebene deutscher Ingenieure. |