deutscher Ingenieure. Tabs. 1600 1400 1200 1000 800 · 600 400 Die geringe Größe des Zylinders und die niedrige Umlaufzahl der Maschine ermöglichten die Messung sowohl der vom Kolben angesaugten Verbrennungsluft als auch der von dem zweistufigen Kompressor gelieferten Einspritzluft mit geeichten Gasuhren. Die Luftmengen konnten durch Drosselung mittels eines Schiebers bezw. eines Ventils geregelt werden. Da während jedes Versuches die Temperaturen der Luft vor beiden Uhren gemessen wurden, konnten nach Ablesung des Barometerstandes aus der Tafel für die spezifischen Volumina mittelfeuchter Luft2) die in der Zeiteinheit angesaugten Luftgewichte berechnet werden. Zur Vervollständigung der Bilanz wurde die vom Kühlwasser den Verbrennungsgasen entzogene Wärmemenge gemessen. Das Wasser, dessen Temperatur vor und nach dem Austritt aus dem Motor bestimmt wurde, sammelte sich in einen geeichten Behälter, in welchem eine Teilung die Höhenänderungen des Wasserspiegels anzeigte. Aenderung des Luftüberschusses. Bei flüssigen Brennstoffen wird das Mischungsverhältnis ausgedrückt durch die Luftüberschußzahl, d. h. den Quotient aus der gesamten in den Zylinder gelangenden Luftmenge zu der, welche nach der chemischen Zusammensetzung des Oeles nötig ist. An Hand der ausgeführten Messungen soll ermittelt werden, welchen Einfluß verschiedener Luftüberschuß auf den Kreisprozeß der Deutzer Maschine hat. Abb. 1 und 2 zeigen die Indikatordiagramme der Versuche Nr. 1 und 5 mit den Temperaturcharakteristiken; ersterer wurde mit großem, letzterer mit geringem Luftüberschuß ausgeführt. Die beiden zugehörigen Wärmebilder sind in Abb. 3 übereinandergelegt. Aus letzterer geht zunächst klar hervor, daß die geringere Luftmasse des Versuches Nr. 5 während der Verdichtung die größere Wärmeabfuhr erleidet. Trotz der niedrigeren Verdichtungstemperatur kommt nun bei Nr. 5 die gleiche indizierte Leistung dadurch zustande, daß ein größerer Teil des Oeles bei unveränderlichem Volumen verbrennt als bei Nr. 1, so daß sich die beiden Ausdehnungskurven der pV-Diagramme ziemlich gut decken Diese Tatsache läßt sich aus der von den Verpuffungsmotoren her bekannten Erscheinung erklären, daß ein reiches Gasgemisch mit größerer Geschwindigkeit verbrennt als ein armes, weshalb bei dem ersteren die Drucksteigerung höher ist. Wie die Aenderung des Mischungsverhältnisses den Kreisprozeß des Oelmotors gesetzmäßig beeinflußt, soll nun aus den Wärmeberechnungen der Zahlentafel 1 ermittelt werden; die Versuche Nr. 1 bis 5 wurden bei Vollast, also rd. 12 PSe, Nr. 6 bis 10 bei Halblast, d. h. rd. 6 PSe. Nr. 11 bis 14 bei Leerlauf der Maschine vorgenommen. Gleiche Belastungen wurden durch gleiche Drehmomente erzielt, so daß kleine Abweichungen nur durch Schwankungen der Umlaufzahlen hervorgerufen wurden. Zu Zahlentafel 1 sollen vorerst Erläuterungen gegeben werden: 1) Z. 1911 S. 1332. 2, Taschenbuch der Hütte« 22. Aufl. II. Bd. S. 611. cdm Abb. 1. Versuch Nr. 1. 200 Tabs. Abb. 2. Versuch Nr. 5. Abb. 3. Versuche Nr. 1 und Nr. 5. Zu Zeilen 16 und 17. Das Wasser fließt aus dem Kühlraum des Kompressors in den des Zylinderkopfes durch eine rd. 2 m fange Rohrleitung; auf diesem Wege ändert sich seine Wärme je nach der Umgebungstemperatur. Zu Zeile 24. Der Einblasedruck wurde durch das Ventil, das zwischen der Nieder- und der Hochdruckstufe des Kompressors liegt, so geregelt, daß die Maschine möglichst ruhig lief. Der Manometerzeiger stellte sich erst nach längerem Betrieb auf eine bestimmte Zahl ein. Zu Zeilen 27 und 28. Lo 14,28 kg ist das zur Verbrennung von 1 kg des Oeles theoretisch nötige Luftgewicht. Zu Zeile 31. Diese Lo kg Luft enthalten 10,90 kg Stickstoff, welcher Betrag zu dem der Zeile 30 gezählt ist. Zu Zeilen 34, 35 und 36. Mit der Frischluft werden die vom vorhergegangenen Kreisprozeß im Verdichtungsraum gebliebenen Abgase verdichtet. Es liegt daher der Gedanke nahe, daß diese Restgase das Wärmespiel wesentlich beein deutscher Ingenieure. also aus obigem 1 auf reine Abgase und auf Luft 1 [Gg(ag + bg T2) + Gr (ar + bi T2)], G Aus Zahlentafel 1 läßt sich eine Reihe wertvoller Schlüsse ziehen: Da der Oelverbrauch für die Leistungseinheit bei bestimmter Belastung im entgegengesetzten Sinne wie die Luftmenge steigt, so verschlechtern sich die thermischen und die wirtschaftlichen Wirkungsgrade mit der Verringerung des Luftüberschusses. Mit abnehmender Belastung erhöht sich der mittlere Brennstoffbedarf für das Stundennutzpferd, wie bekannt ist; dagegen nimmt der durchschnittliche Wärmeverbrauch für 1 PS; mit der Leistung, wenn auch nicht bedeutend, ab. Hinsichtlich des Lieferungsgrades des Saughubes sind der Maschine für alle Belastungsarten bestimmte Grenzen gegeben; das Gewicht der stündlich in den Zylinder gelangenden Luft ist nämlich nach oben beschränkt durch den Querschnitt und die Widerstände der Einlaßleitung, durch die Umlaufzahl der Maschine und endlich durch den Raum, den die Restgase des vorhergegangenen Spieles beim Ansaugen einnehmen. Die untere Grenze war für die Deutzer Maschine dadurch bestimmt, daß sie, sobald die Luft beim Ansaugen noch mehr gedrossels wurde als bei den Versuchen Nr. 5, 10 und 14 für Vollast, Halblast bezw. Leerlauf, mit dumpfem Knall bei jeder Verbrennung stieß und der sonst reine Auspuff zu rußen begann; bei weiterem Schließen des Luftschiebers blieb der Motor stehen. Endlich geht aus den Berechnungen der Abgasreste hervor: 1) Der Gewichtanteil der Restgase, die von einem Kreisprozeß in den folgenden übergehen, ist trotz großer Unterschiede im Mischungsverhältnis bei unveränderter Belastung gleich. 2) Die Unterschiede zwischen b 0,00106 und b' sind so gering, daß im Entropiediagramm beim Verdichtungshub die Richtung der Ordinaten für reine Luft beibehalten werden darf, d. h. die durch die Verdichtung erzeugte Wärme wird durch die Restgase nicht merklich beeinflußt. 3) Der Abgasrest verursacht eine Verminderung der Wärmetönung und damit eine Verschlechterung des Kreisprozesses. Um die Wärmebilanzen auf eine gemeinsame Grundlage zu stellen, habe ich die Versuche für Voll- und Halblast in Zahlentafel 2 auf die Nutzpferdestärke umgerechnet und diese Werte in Abb. 4 in Abhängigkeit von den zugehörigen Lieferungsgraden, also ohne Rücksicht auf die Einblaseluft, Zahlentafel 2. Art der Belastung 27. Dezember 1919. Aenderung des Einblasedruckes. Vom Hochdruckzylinder des zweistufigen, mit Zwischenkühler versehenen Kompressors der Deutzer Oelmaschine wird die Luft im Zweitakt unmittelbar vor das Brennstoffventil gepreßt. Nun liegen bei diesem Motor Beginn und Ende der Oelpumpenarbeit einerseits und der Brennstoffnadelerhebung anderseits weit hinter einander. Ist beim Oeffnen des Brennstoffventiles der Einspritzdruck höher als die Gegenspannung der Verdichtung, wie es dem normalen Betriebe entspricht, so schleudert daher die Preßluft sofort einen Teil des von der · Pumpe bereits vorher bis zur Düse geförderten Gasöles in den Zylinder; sodann wirken Drucklnft und Oelpumpe während kurzer Zeit zusammen; der dann noch vorhandene Rest des Oeles, dessen Menge der Regulator bestimmt, muß vor Ventilschluß eingeblasen sein, da ja dem Brennstoff noch Einblase luft folgt. Schon die Anordnung der Oel- und Luftorgane gibt Anhaltspunkte für die Folgen, die eine Veränderung des Einspritzdruckes auf den Gang der Maschine haben muß Je höher die Einblasespannung, desto geschwinder gelangt der Brennstoff in den Zylinder, desto kürzer wird also seine Verbrennungsdauer und folglich um so höher der von ihm erzeugte Verbrennungsdruck. Es wurden wiederum Versuchsreihen mit halb uud voll belasteter sowie mit unbelasteter Maschine, diesmal unter Veränderung des Einblasedruckes, durchgeführt. Der Lieferungsgrad wurde auf Grund der Ergebnisse des vorigen Abschnittes durch vollständiges Oeffnen des Luftansaugeschiebers stets möglichst hoch gehalten. Die Ergebnisse dieser Untersuchung sind in Zahlentafel 3 zusammengestellt. Die Versuche Nr. 16 unter voller, Nr. 22 unter halber Belastung sowie Nr. 27 im Leerlauf ergeben die günstigsten Einspritzdrucke, d. h. die beste Brennstoffausnutzung, die sich insbesondere im Abnehmen des Oelverbrauches und der Abgastemperaturen sowie im Steigen der thermischen und wirtschaftlichen Wirkungsgrade bekundet. Der Einfluß des Einblasedruckes auf den Kreisprozeß der Oelmaschine zeigt sich bereits in den p V-Diagrammen deutlich. Zur Uebersicht wurde folgende Darstellungsweise gewählt: deutscher Ingenieure. In Abb. 5 ist unten das Ventilerhebungsdiagramm der Brennstoffnådel mit Berücksichtigung der endlichen Schubstangenlänge als Funktion des Kolbenwegés gezeichnet; in der zugehörigen Zylinderskizze sind die Kolbenstellungen im inneren Totpunkt und bei Schluß des Brennstoffventiles schematisch dargestellt. Die darüber liegenden Figuren geben mit gleichem Volumenmaßstabe die Druckänderungen im Zylinder und die Temperaturcharakteristiken während der Dauer des Einblasens wieder, indem die Indikatordiagramme jeder der drei Belastungsarten über einander gelegt sind. Danach sind den drei Maschinenleistungen die Tatsachen gemeinsam, daß im nämlichen Sinne wie die Einblasedrücke die höchsten Verbren nungsspannungen und die Höchsttemperaturen wachsen, und daß sich die letzteren dem Totpunkt immer mehr nähern. Der Halblastversuch Nr. 19 bedarf deshalb besonderer Erwähnung, weil dabei die Einblasespannung nicht mehr hinreichte, den Enddruck der Verdichtung zu überwinden; daher konnte hier die Oeleinspritzung erst nach dem Hubwechsel beginnen. Die Folge war schlechte die Verbrennung, sich in außergewöhnlich hohem Oelverbrauch, dichten Rußwolken im Auspuff und Abnahme der Umlaufzahl äußerte. Noch klarer als aus Abb. 5 geht das Verhalten des Gasöles während der Einspritzdauer aus den Wärmediagrammen der Abb. 6, 7 und 8 hervor, in die die Indikatordiagramme der drei Belastungsarten in bekannter Weise übertragen sind; die TS-Kurven sind nur vom Beginn des Oeffnens bis zum Schließen des Brennstoffventiles ausgezogen. Um geschlossene Bilder zu erhalten, sind bei den meisten Ver |