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deutscher Ingenieure.

stehende Wärmeverlust ausgedrückt, einschließlich des Leitungs- und Strahlungsverlustes nach außen, welch letzterer im allgemeinen als vernachlässigbar betrachtet wird.

Aus dem Entropiediagramm bestimmt der indizierte Wirkungsgrad = 0,515 und der mecha

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102

sich nur
Hi
Ni
Ho 198

nische Wirkungsgrad

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Die indizierte Leistung berechnet 274 Ne 295 PS, die Nm 0,93 Leerlaufarbeit zu N=Ni-Ne= 295-274 = 21 PS.

Die in letzterer enthaltene Lagerreibungsarbeit Na läßt sich nach derldp μυ allgemeinen Beziehung Na = 75

zu setzen: l

=

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an

=

nähernd berechnen. Darin sind I und d = Zapfenlänge und Zapfendurchmesser in cm, p = Flächendruck in kg/qcm, μ = Reibungskoeffizient, v = Anfangsgeschwindigkeit des Zapfens in m/sk. Für das Lager der Hochdruckseite ist 34 cm, d = 12 cm, p 2 kg/qcm, v = 14 m/sk bei n = 2200 in der Minute, SO daß sich berechnet: Na = 3 PS. Für das auf der Niederdruckseite befindliche Lager kann Na = 2,5 PS gesetzt werden; wird noch für Stopfbüchsenreibung ungefähr 1 PS gerechnet, so ergeben sich also rd. 6,5 PS als mechanischer Widerstand der Achse, entsprechend ungefähr 1 VH der höchsten Leistung der Turbine.

Wird noch angenommen, daß der Arbeitsverbrauch der Oelpumpen und des Reglers etwa 2 PS beträgt, so würde sich für Radreibung und Ventilationsverlust ein Arbeitsverbrauch von N Ni-Na = 21-8,5 = 12,5 PS ergeben.

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r

In übereinstimmender Weise sind 129 Radreibungu. für alle übrigen Versuche die einander Lagerreibung entsprechenden Werte der Reibungsarbei

Ventilation

700 PSe

0

ten und der indizierten und mechanischen Wirkungsgrade, wie sie Fig. 8 und 9 darstellen, gefunden.

Für den Versuch mit gesättigtem Dampf lassen sich die indizierte Leistung und die ihr entsprechende Wärmemenge Hi nicht in der für überhitzten Dampf vorstehend gezeigten Weise aus den Druckund Temperaturbeobachtungen des Abdampfes bestimmen, da außerdem noch die spezifische Dampfmenge bekannt sein müßte.

Unter der Annahme, daß die indizierten Wirkungsgrade für gesättigten und überhitzten Dampf bei gleicher Leistung nicht empfindlich voneinander abweichen werden, ist durch Interpolation des betreffenden Versuches 3* in die Kurve des indizierten Wirkungsgrades für überhitzten Dampf dessen mutmaßlicher Wert ni für Betrieb mit gesättigtem Dampf bestimmt worden, woraus sich die entsprechende Wärmemenge H; berechnet.

Fig. 12 veranschaulicht die Veränderung des effektiven Wirkungsgrades mit der Leistung bei unveränderlicher und veränderlicher Umlaufzahl für Betrieb mit und ohne Zwischenregelung. Bei Ver

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15. Januar 1910.

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=

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Versuch Nr. 12 und 13 mit Zwischenregelung. Ne = 279, Ni = rd. 203, n = 2200.

minderung der Umlaufzahl nimmt der effektive Wirkungsgrad infolge zunehmender Stoß- und Wirbelverluste des Dampfes innerhalb der Laufradschaufeln im Vergleich mit dem Betrieb bei unveränderlicher Umlaufzahl mit der Leistung bedeutend ab.

L

Die für die Beurteilung der Schulz-Turbine wichtigSie veranschaulichen sten Diagramme enthält Fig. 13.

0,097at.abs. den Einfluß der Zwischenregelung auf dem Wärmever

Offene Düsen in Stufe I: 53 offene Düsen in Stufe II und III: 10.

637

ne Ho De

0,6

0,5

0,4

Fig. 12.

500

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brauch für veränderliche Leistung bei Dynamo- und Schiffsbetrieb.

Nach diesen Darstellungen ist die Zwischenregelung für beide Betriebsarten von ausgesprochenem Vorteil bei den kleinen Belastungen bis etwa zur halben Normalleistung, und zwar erwies sie sich um so günstiger, je kleiner die Leistung.

Von der vollen bis zur halben Normalleistung herab war der Vorteil der Zwischenregelung bei Dynamobetrieb unbedeutend; bei den Versuchen für Schiffsbetrieb erschien sie sogar anfangs ungünstig.

Die Drosselregelung zeigte sich naturgemäß wesentlich ungünstiger als die normale Düsenregelung und die Schulz-Zwischenregelung.

(1÷3)

(29)

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(28) (27)

15x4

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(24)

(23)

0,3

19,201

21,22)

0,2

0,7

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Es unterliegt keinem Zweifel, daß vom theoretischen Standpunkt aus die Schulzsche Dampfturbinenregelung als eine wichtige Verbesserung der Druckstufenturbinen betrachten ist. Somit war vor allen Dingen zu erweisen, ob sich auch an der ausgeführten Turbine ein praktisch bedeutsamer Vorteil ergibt. Dieser Beweis dürfte durch die vorstehenden Versuche zugunsten der Schulzschen Zwischenregelung entschieden sein; denn für alle Leistungen unter der halben Normalbelastung zeigte sich sowohl für den Dynamo- wie für den Schiffsbetrieb eine ausgesprochene Verminderung des Dampf- und Wärmeverbrauches bei Zwischenregelung gegenüber dem Betrieb ohne 700 PSE solche_unter_sonst gleichen Betriebsverhält

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a: ne für Dynamobetrieb mit Zwischenregelung)

c: ne für angen. Schiffsbetrieb (mit Zwischenregelung) (ohne

d:"

"

"

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"

100

200

300

400

500.

600

11

nissen; dabei steigerte sich der Vorteil mit abnehmender Leistung. Dieser letztere Umstand ist besonders wichtig für den Schiffsbetrieb, bei dem beispielsweise die Leistungen bei mäßiger Fahrgeschwindigkeit 1/20 bis 1/25 derjenigen bei großer Fahrgeschwindigkeit betragen.

Da sämtliche Düsen gemeinsam und von einer Stelle aus eingestellt werden können, so läßt sich auch eine einfache Bedienung der Turbine für die Anpassung der Beaufschlagung an veränderliche Leistung erzielen.

Bei Schiffsturbinen würde diese Einstellung stets mit der Hand erfolgen. Beim Betrieb von Dynamomaschinen dagegen wäre eine selbsttätige Verstellung der Regelschieber anzustreben, wenn im laufenden Betrieb und bei allen Belastungsverhältnissen der Vorteil der Zwischenregelung ausgenutzt werden soll.

Eine geeignete Konstruktion eines indirekt wirkenden Reglers läßt sich für diese Forderung leicht ausbilden; doch

deutscher Ingenieure.

ist bei der Versuchsturbine von einer solchen Regelung noch abgesehen worden im Interesse der Einfachheit und des Umstandes, daß die erste Ausführung nicht mit Einrichtungen belastet wird, welche mit der Eigenart der Turbine nichts zu tun haben.

Der bei der Versuchsturbine nachgewiesene günstigste indizierte Wirkungsgrad von nur 0,55 läßt erkennen, daß die Dampfwirkung in den Schaufeln noch weitgehender Verbesserung fähig ist, so daß bei vollkommener Schaufelkonstruktion der Dampf- und Wärmeverbrauch sich noch wesentlich unter den der Versuchswerte bringen läßt; es darf angenommen werden, daß der verbessernde relative Einfluß der Zwischenregelung dabei bestehen bleibt.

Nach vorstehendem darf in der Schulzschen Zwischenregelung eine praktisch bedeutsame Verbesserung der Druckturbinen erblickt werden, welche sich in vielen Fällen von ausgesprochenem wirtschaftlichem Vorteil erweisen wird.

Theorie des hydraulischen Widders. 1)

Von H. Lorenz.

Die Wirkungsweise des 1796 von Mongolfier erfundenen hydraulischen Widders oder Stoßhebers versuchte zuerst Navier 1839 rechnerisch zu verfolgen, ohne daß es ihm und zahlreichen Nachfolgern auf dem eingeschlagenen Wege gelang, die Theorie durch eine Beziehung zwischen dem Energiegewinn und -aufwand zum Abschluß zu bringen 2). Es lag dies offenbar an dem Mangel einer Gleichung für den Stoß zweier nicht stationär bewegter Flüssigkeitsmassen, mit der, wie weiter unten gezeigt werden soll, die an sich richtigen Ansätze Naviers nach Einführung der Bewegungswiderstände zum Ziele führen.

Ein hydraulischer Widder, Fig. 1, besteht in der Hauptsache aus einer Rohrleitung A, die vom Druckbehälter H des Betriebswassers ausgehend ein nach innen öffnendes Ausfluß

Fig. 1.

0

0

A F'

So

ventil V1 enthält und durch ein
zweites Ventil V2 in den Wind-
kessel W der Förderleitung B
mündet, vergl. die Figur.
lange das Ventil V1 vermöge
seiner Belastung P, die wir als
ausschlaggebend kennen lernen
werden, offen steht, tritt das
Betriebswasser aus H durch V1
ins Freie, unter gleichzeitiger Be-
schleunigung der ganzen Flüs-
sigkeitsäule vom Spiegel Fo bei
V1. Durch die hiermit verbun-
dene Druckzunahme unter V1
wird dann dieses Ventil geschlos-
sen, worauf sich die Bewegung
der Flüssigkeitsmasse stoßweise
auf die vorher ruhende Säule
von V1 bis V2 überträgt, das
letztere Ventil öffnet und einen

Teil des Rohrinhaltes in den Windkessel W drückt, der unter dem [Druck des Behälters C steht und in diesen nahezu stationär fördert. Dabei nimmt der Druck in der Leitung A ab, so daß V2 sich wieder schließt und V1 öffnet, wonach das Spiel von neuem beginnt.

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1) Sonderabdrücke dieses Aufsatzes (Fachgebiet: Mechanik) werden an Mitglieder postfrei für 20 Pfg gegen Voreinsendung des Betrages abgegeben. Nichtmitglieder zahlen den doppelten Preis. Zuschlag für Auslandporto 5 Pfg. Lieferung etwa 2 Wochen nach Erscheinen der Nummer.

2) Eine kurze Zusammenstellung der bisherigen Versuche einer Theorie der Stoßheber gibt Grübler in der Arbeit >>>Theorie der hydraulischen Motoren und Pumpen « in Bd. IV (Mechanik) der Enzyklopädie der mathematischen Wissenschaften.

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Darin bedeutet g die Erdbeschleunigung, y das spezifische

Flüssigkeitsgewicht, p den hydraulischen Druck, t die Zeit, ζeinen Widerstandskoeffizienten und dz das Element der durchfallenen Höhe auf dem Wegelement ds, bezogen auf die Mitte des Stromfadenquerschnittes F. Läßt man in dieser Formel das erste Glied der rechten Seite, welches sich auf die rein zeitliche Geschwindigkeitsänderung bezieht, weg, so folgt die bekannte Energiegleichung der stationären Strömung, mit der man den Vorgang im Widder jedenfalls nicht erfassen kann.

Wir betrachten zunächst mit der Annahme einer unveränderlichen Tiefe zo des verhältnismäßig großen Druckbehälterspiegels Fo unter einem willkürlichen festen Horizont 00 die Periode des Ausflusses aus V1 in der Tiefe zı bei geschlossenem Ventil V2 und bezeichnen den Leitung'squerschnitt unter dem Ventil mit F", den Ausflußquerschnitt des Ventiles selbst mit F1. Dann liefert, wenn p den Atmosphärendruck und p' den veränderlichen Druck unter dem Ventil V1 bedeutet, die Integration von Gl. (1) zwischen Fo und F" mit den zugehörigen augenblicklichen Geschwindigkeiten wo und w' und einem Mittelwert ζ' des Widerstandskoeffizienten

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Für den Ausfluß aus dem Ventil V1, oberhalb dessen

wieder der Atmosphärendruck po herrscht, ergibt sich analog unter Vernachlässigung des kleinen Höhenunterschiedes zwischen F1 und F' bei einem mittleren Ausflußkoeffizienten 1 sowie der Annahme der vollen Ventilöffnung während der betrachteten Ausflußperiode, also F1 W1 = Fo Wo:

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15. Januar 1910.

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Als Beispiel für die vorstehende Theorie nehmen wir für den Betriebswasserbehälter einen Querschnitt von F = 2 qm mit einem nutzbaren Gefälle h1 = 4 m bis zum Auslaßventil V an, während die Förderhöhe h2 = 16 m betragen möge. Die Rohrleitung A habe einen Durchmesser von D = 0,05 m = 5 cm, also ist F = 0,002 qm, ebenso groß sei auch der freie Ventilquerschnitt F1. Die Leitungslänge bis zum Stoßventil V1 sei l = 50 m, der Wasserweg beim Durchgang durch das Ventil l1 = 0,1 m. Dann hat man nach Gl. (3) mit

belastung P =

1

deutscher Ingenieure.

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= 0,016 kg die Einheit, wie sich aus der Unter0 suchung des hier unbestimmt werdenden Ausdruckes ν' 0 für diesen Fall ergibt. Dieses Ergebnis ist natürlich nur ein theoretisches; denn gleichzeitig wird die Lieferungsmenge = 0, so daß dieser Grenzfall praktisch bedeutungslos ist.

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l1 = 100 m.

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= 2,85 sk.

V' = 0,00516 cbm = 5,16 ltr, t'

770

1,0 3,0

Weiterhin habe der Verbindungsweg zwischen den beiden Ventilen V1 und V. vom Querschnitt F" = 0,002 qm eine Länge von l" = 0,25 m; also ist nach Gl. (3a) angenähert

0,8 2,4

0,6 1,8

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0,4 1,2

und mit der Annahme (" 2 2 sowie einem Windkesselquerschnitt F = 0,08 qm = 0,04 Fo

0,2 0,6

106.

4

5

V in Itr

3

2

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Jedenfalls erkennt man, daß die Stoßverluste gegenüber den Strömungsverlusten kaum ins Gewicht fallen, und daß der Wirkungsgrad der Vorrichtung an sich recht gut ist, wenn er auch in den meisten Fällen durch die (hier nicht betrachteten) Verluste in der Steigleitung erheblich heruntergezogen werden wird.

Zusammenfassung.

Die vorstehend entwickelte Theorie des hydraulischen Widders ermöglicht die Vorausberechnung seiner Wirkungsweise, insbesondere der Nutzwasserförderung und des Treibwasserverbrauchs, sowie die Zahl der Widderspiele in der Zeiteinheit, woraus sich ohne weiteres der Wirkungsgrad der ganzen Vorrichtung berechnet. Dabei zeigt sich, daß die Wirkung hauptsächlich durch die Belastung des Ausflußventils bedingt ist, die zwischen zwei Grenzen geändert werden kann. Innerhalb dieses Bereiches sinkt mit steigender Ventilbelastung der Wirkungsgrad von 1 bis auf 0, während sowohl die Nutz- und Treibwassermenge für jedes Spiel, als auch die Spieldauer von 0 beginnend zunimmt.

Die Fabrikation der künstlichen Schleifscheiben.1)

Von Dr. K. Voigt.

Unter dem Namen »Schleifscheiben« oder auch > Schleifräder<< faßt man die mannigfachen Formen der Scheiben,

1) Sonderabdrücke dieses Aufsatzes (Fachgebiet: Metall- und Holzbearbeitung) werden an Mitglieder postfrei für 20 Pfg gegen Voreinsendung des Betrages abgegeben. Nichtmitglieder zahlen den doppelten Preis. Zuschlag für Auslandporto 5 Pfg. Lieferung etwa 2 Wochen nach Erscheinen der Nummer.

Ringe, Walzen, Hohlzylinder, sowie glocken-, teller- und tassenförmig gestalteter, geradflächiger, gewölbter oder sonstwie profilierter Schleifkörper zusammen, welche, meist auf besonders hierfür konstruierten Schleifmaschinen rotierend, zur Bearbeitung von Metall und andern Materialien, vorzugsweise behufs Ersatzes der Feilarbeit, dienen.

Auch im folgenden soll daher der Ausdruck >>Schleif

1

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