deutscher Ingenieure.

Um den Betrieb auch mit geringerem Oeldruck im Ringspurlager führen zu können, sind die Turbinen mit einer unter dem Laufrad eingebauten hydraulischen Entlastungsvorrichtung versehen, die den Gesamtdruck um 30 000 kg zu vermindern gestattet. Fig. 34 zeigt einen Schnitt durch Leitvorrichtung und Spiralgehäuse. Die Leitvorrichtung ist mit beweglichen Schaufeln versehen, welche die Wassermenge ohne Drosselung von 0 bis 100 vH regeln. Die lichte Breite des Leitapparates beträgt 230 mm; auf beiden Seiten sind in seine Wangen schmiedeiserne Ringe eingesetzt, die nach Verschleiß ausgewechselt werden können. Die Leitschaufeln bestehen aus einem Stück geschmiedeten Stahles; an beiden Seiten sind sie mit Zapfen von 65 mm Dmr. in Bronzehülsen gelagert. Die oberen Schaufelzapfen durchdringen den Ring der Leitvorrichtung vollständig und sind mittels einer gewöhnlichen Stopfbüchse abgedichtet. An ihnen greifen die Regelhebel an, die bei Mittelstellung der Schaufel radial nach außen zeigen. Um dauernde leichte Beweglichkeit zu sichern, ist der Regelring auf Bronzeplatten gelagert, und alle Bolzen im Regelring und an

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Brasilien, mit 266 m Gefälle; Peltonturbinen von je 9000 PS und 300 Uml./min. Diese Anlage ist erst später entstanden; die Einheiten haben ebenfalls nur 2 Lager, doch ist man hier noch weiter gegangen und hat die beiden Halslager unmittelbar unter und über dem Ringspurlager angeordnet, so daß unten das Laufrad und oben der Rotor des Stromerzeugers fliegend aufgesetzt sind. Diese beiden Anlagen von je rd. 60 000 PS sind von Escher WyB & Co. A.-G. in Zürich gebaut. 1) Die 10 000 pferdigen Niagara-Turbineneinheiten belasten das Ringspurlager mit 120 000 kg; doch beträgt die Umlaufzahl nur 250 in der Minute und die Geschwindigkeit am Umfang der Spurlinsen nur 12 m/sk; s. L. Zodel: Große moderne Turbinenanlagen, Schweizerische Bauzeitung Bd. XLIII Nr. 1. Auch die Ringspurlager der schon erwähnten Anlagen in Necaxa und Rio de Janeiro haben etwas geringere Umfangsgeschwindigkeiten. Die wohl weitaus größten durch Drucköl entlasteten Ringspurlager haben die 13 500 pferdigen Turbinen der Mac Call Ferry-Anlage. Dort haben die Ringspurlinsen 1400 mm Dmr., doch laufen sie bei der normalen Umlaufzahl von 94 in der Minute nur mit 7 m/sk Umfangsgeschwindigkeit. Die Belastung dieser Ringspurlager beträgt 205 000 kg, die Oelpressung 16 at. Einheiten enthält und wohl die größte Niederdruck-Turbinenanlage Diese Anlage, die 10

den Regelhebeln, die durch Laschen miteinander verbunden sind, haben ebenso wie die Lager und Stopfbüchsen der Leitschaufelachsen Stauffer-Schmierung. Um eine nochmalige genaue Lagerung unmittelbar unter der Nabe der Regelhebel zu erhalten, ist auf dem Deckel der Leitvorrichtung ein gußeiserner Ring mit den betreffenden Lagern befestigt. Ein Bild dieser »Außenregelung, wie man die Anordnung zu nennen pflegt, gibt Fig. 35, die auch den Turbinendeckel mit der Oeffnung für die Welle, den beiden einander gegenüber gelegenen Entlastungsöffnungen von 125 mm Dmr. zum Ableiten des Leckwassers über dem Turbinenrade sowie den vier ovalen Aussparungen zeigt, welche die Stopfbüchse der Welle zugänglich machen.

der Welt ist, arbeitet mit 16 m Gefälle. Sie ist von dem Ingenieur Hugh Cooper, New York, geplant, finanziert und gebaut worden. Es soll an dieser Stelle auch auf die 10 000 pferdigen Curtis-Dampfturbinen des Fisk-Straßen-Kraftwerkes in Chicago hingewiesen werden, die von der General Electric Co. gebaut worden sind. An Stelle der Ringspurlager haben diese Maschinen durch Drucköl von 48 at entlastete Spurzapfen mit 183 000 kg Belastung. Die Umlaufzahl beträgt 750 in der Minute.

Im allgemeinen werden in Europa die Spiralgehäuse unmittelbar vor der Leitvorrichtung durch Zugbolzen verstärkt, was, sachgemäß ausgeführt, eine gute Konstruktion ist. Hier hat man an dieser Stelle einen Zwischenring aus ausgeglühtem Stahlguß eingesetzt, dessen obere und untere, durch 6 starke im Querschnitt fischförmige Rippen verbundene Hälften ein Gußstück bilden; s. Fig. 34. Diese Konstruktion wurde gewählt, weil sie eine kräftige Verbindung sichert, besonders aber, um auf der Innenseite des Spiralgehäuses eine große Oeffnung zu erhalten, durch die der schwere Kern in Gießerei sicher abgestützt werden konnte. Auch das Spiralgehäuse ist aus ausgeglühtem Stahlguß hergestellt; es ist zweiteilig und hat unmittelbar hinter seinem Einlauf einen AbZweigstutzen von 610 mm

der

Dmr. für den zweiten Druckregler. Ein Mannloch, durch das man bequem in das Innere des Gehäuses gelangen kann, ist ebenfalls vorhanden. Das Spiralgehäuse mit dem Versteifungsringe wiegt beträchtlich mehr als 30000 kg.

Fig. 36 gibt das Bild des Turbinenlaufrades, welches mit seinen 24 Schaufeln ein Stück Stahlguß bildet. Diese Laufräder sind vollständig überdreht, genau ausbalanziert und die Schaufeln am Ein- und Austritt geschliffen. Es wurden für sie über 80 vH Wirkungsgrad garantiert, was auch ohne Schwierigkeit erreicht werden wird; hat doch die Allis Chalmers Co. bei einer ganz gleichartigen Turbine von 5000 PS,

Fig. 36.

Turbinenlaufrad für 13 500 PS.

Amme, Giesecke & Konegen A.-G. wiedergegeben, das von der Wesermühlen-A.-G. in Hameln 1908 in Betrieb genommen wurde. Dieses Turbinenlaufrad hat 4000 mm größten Durchmesser, wiegt über 15000 kg und leistet bei rd. 2,5 m Gefälle doch nur 375 PS.

Fig. 38 gibt einen Grundriß der Duluth-Turbinen, und zwar die linke Hälfte bei abgehobenem Ringspurjoch, die rechte Hälfte mit Schnitt durch den Regelzylinder. Wie aus Fig. 30 bis 32 ersichtlich ist, haben die Turbinen je 2 doppelte, am Ringspurjoch sitzende Regelzylinder, die mit Drucköl und Druckwasser arbeiten. Die Kolben zweier einander diametral gegenüber liegender Zylinder stehen unter dem natürlichen Wasserdruck der Anlage, indem die Zylinder mit der Hauptdruckleitung vor dem großen Abschlußschieber verbunden sind.

Der Wasserzufluß zu den Zylindern wird in keiner Weise beeinflußt, so daß die Kolben stets unter dem vollen Druck von 11 at stehen. Sie suchen die Turbine zu schließen. Die Kolben der beiden andern Regelzylinder stehen unter dem durch den selbsttätigen Geschwindigkeitsregler beeinflußten, also veränderlichen Oeldruck, der die Turbinen zu öffnen

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sucht. Der größte Oeldruck beträgt mit 22 at gerade das Doppelte des Wasserdruckes in den entgegenarbeitenden Zylindern. Da alle Regelzylinder gleiche Bohrung haben, ist die größte gesamte auf Oeffnen der Turbine gerichtete Kraft gerade so groß wie die auf Schließen der Turbine gerichtete Kraft bei dem Oeldruck = 0.

Diese gemischte Regelung mit Oeldruck und Wasserdruck wurde gewählt, damit bei einem plötzlichen Versagen der Druckölung (Versagen der Oelpumpe, Bruch einer Oelleitung) die Turbinen durch den natürlichen Wasserdruck der Anlage selbsttätig geschlossen werden.

Der lichte Durchmesser der Regelzylinder beträgt 305 mm, die Kolbenflächen der beiden mit einander arbeitenden Zylinder 2 × 730=1460 qcm, und somit der größte Ueberdruck zum Oeffnen oder Schließen 1460 11: 16 000 kg.

=

Der Weg, den die Kolben machen, um die ganz geöffneten Leitschaufeln zu schließen, beträgt 0,225 m, die Regelarbeit somit 16 000 0,225 3600 mkg, auf die Normalleistung von 13 500 PS bezogen also 0,265 mkg für 1 PS und auf die größte Leistung von 18 000 PS bezogen nur 0,2 mkg. Mit der Angabe dieser Zahlen will ich nicht etwa dem Konstrukteur einer ähnlichen Maschine verleiten, sich von vornherein auf diese Zahlen zu stützen. Dazu muß die Leitvorrichtung besonders sorgfältig durchkonstruiert werden, und die Drehzapfenmittel der Leitschaufeln müssen so gewählt werden, daß diese in den verschiedenen Stellungen möglichst aus

deutscher Ingenieure.

balanziert sind. Versuche an der mit einer gleichen Leitvorrichtung versehenen 5000 pferdigen Turbine der GuanajuatoAnlage haber ergeben, daß die selbsttätige Regelung dieser Ganz unbeTurbine nur rd. 0,17 mkg für 1 PS erfordert. strit:n ist, daß Turbinen mit Außenregelung wegen der günstigen und gut schmierfähigen Anordnungen bei sachgemäßer Konstruktion bedeutend weniger Regelarbeit brauchen als Turbinen mit der gewöhnlichen Innenregelung mit Lavom Turbinenkonstrukschen. Im letzteren Falle werden teur 0,8 bis 1,5 mkg und mehr für 1 PS Turbinenleistung in Rechnung gestellt.

Eine auf all die verschiedenen Konstruktionen der Leitvorrichtungen anwendbare Formel für die Regelarbeit gibt es nicht; die Erfahrung des Konstrukteurs ist hier maßgebend.

Zu Fig. 38 zurückkehrend, ersehen wir die Verbindung der Kolbenstange durch je 2 Laschen und Gabelhebel mit den senkrechten, nur rd. 1,2 m langen Regelwellen von 125 mm Dmr., ferner auf der linken Hälfte der Figur die untere Verbindung der Regelwelle mit dem Regelringe mitUm Rostbiltels gewöhnlichen Hebels mit je 2 Laschen. dung in den Regelzylindern zu hindern, sind die Druckwasserseiten mit Bronze ausgebüchst. In Fig. 38 sind auch die unteren vier großen Pratzen punktiert angegeben, mit denen das Spiralgehäuse auf kräftigen gußeisernen, rd. 400 mm hohen Sockeln ruht. Sowohl das Spiralgehäuse wie alle unteren Schrauben sind zugänglich. (Fortsetzung folgt.)

Die von der Theorie geforderte, in der Praxis niemals zu erfüllende Bedingung, daß die Knotenpunkte eines Fachwerkträgers als reibungslose Gelenke ausgebildet werden, ist von wesentlichem Einfluß auf den Verlauf der Kräfte und Deformationen im Träger. Die Stabspannungen haben das Bestreben, die Längen der einzelnen Stäbe zu ändern. Diese Längenänderungen haben ihrerseits Aenderungen der Winkel zur Folge, welche die Stäbe miteinander bilden. Da diese Winkeländerung infolge der festen Vernietung nicht stattfinden kann, so fallen nach der Deformation die Kräfte nicht mehr mit den Stabachsen zusammen. Die Stabenden werden um gewisse kleine Winkel abgelenkt. Die Folge dieser Ablenkungen sind Einspannungsmomente und Biegungsspannungen. Diese Biegungsbeanspruchungen bezeichnet man jetzt allgemein mit dem Namen »Nebenspannungen«.

Da die Kenntnis der Einspannungsmomente M und der Winkeländerungen 7 zur Lösung der in diesem Aufsatz behandelten Aufgabe erforderlich ist, so soll zunächst die Frage der Nebenspannungen hier kurz erläutert werden.

Die Ermittlung der durch die feste Knotenpunktvernietung hervorgerufenen Biegungsspannungen zerfällt in folgende

Unteraufgaben:

1) Bestimmung der durch die Längenänderungen der Seiten eines Dreiecks hervorgerufenen Winkeländerungen,

2) Zusammenhang zwischen diesen Dreieckswinkeländerungen und den Ablenkungswinkeln 7 der Stabenden, 3) Zusammenhang zwischen den Ablenkungswinkeln z der Stabenden und den Einspannungsmomenten M derselben,

4) Zusammenhang der einzelnen Einspannungsmomente M,

5) Bestimmung der durch die Momente M hervorgerufenen Biegungsspannungen.

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.

4) Zusammenhang zwischen den einzelnen
Einspannungsmomenten M.

Durch die vorhergehenden Entwicklungen sind wir in der Lage, die zur Berechnung der Einspannungsmomente der Stabenden eines Trägers nötigen Bedingungsgleichungen aufzustellen. Nehmen wir an, daß sämtliche Knotenpunkte des Trägers in Fig. 4 im Sinne des Uhrzeigers verdreht werden, so folgt nach den unter 2) und 3) abgeleiteten Formeln, daß jedesmal die Differenz zweier Endtangentenwinkel benachbarter Stabenden gleich der Winkeländerung sein muß, die der von beiden Stäben bei der Belastung des Trägers eingeschlossene Winkel erfährt, sofern der Knotenpunkt als »>reibungsloses Gelenk aufgefaßt wird. Die Endtangentenwinkel stehen aber im engen Zusammenhang mit den Einspannungsmomenten. Wir bezeichnen die Stäbe der Reihe nach mit 1, 2, 3 usw. bis 11 und die Knotenpunkte mit a, b

aMi+aMi

E 8bag

17 (2 aMt — aM1') 6 J1

E 8abg

=

li (2 aMaM1) 6 J1

Egbe

18 (2b Mgb Mg') 6 Js

l1 (2 a M1 — aM1') 6 Ji lg (2 b Mg-1. 6 Js lą (2 b Mg — b Ma')

(1)

1. Mg')

(2)

(3)

6 J2

(4)

E 8bga

18 (2 rMg' - Mg)

=

6 Js

6 J1

Summe der

=0

ƒM6' +M9' + ¿Ms' + a¿M7' :

Sobald dieser Ausdruck seinen größten Wert erreicht, ist auch das Moment M ein Maximum. Allgemein gesprochen: Das Moment M ist eine Funktion von irgend welchen konstanten Größen E, J usw. und ferner eine Funktion von den bei rollender Last veränderlichen Winkelwerten 8. Diese Veränderlichen 8 werden zu einem Ausdruck vereinigt, und für diesen Ausdruck schafft man eine Einflußfläche, d. h. man bildet die einzelnen Einflußflächen der Winkeländerungen und vereinigt ihre Ordinaten nach dem durch die Auflösung der Gleichung gegebenen Gesetze zu einer neuen Fläche, der resultierenden Einflußfläche. Diese Einflußlinie gibt alsdann die ungünstigste Laststellung für das Moment M.

deutscher Ingenieure.

Die Formänderung eines Fachwerkes hängt ab:

1) von der Aenderung, welche die Winkel zwischen den einzelnen Stäben erfahren,

2) von der axialen Formänderung der Stäbe an sich. In Fig. 6 sei AB die untere Gurtung eines Fachwerkes. Infolge der elastischen Formänderung ändert sich der Winkel, welchen die bei C zusammenstoßenden Gurtungen miteinander bilden, insgesamt um den Betrag §. Denkt man sich zunächst die Gurtung bei B eingespannt und nimmt an, daß alle andern Winkel unverändert bleiben, so hebt sich jeder Punkt AC senkrecht um eine Strecke, die seinem Abstande von der Vertikalen durch C direkt proportional ist. Um nun den Punkt A wieder in seine frühere Höhenlage zurückzubringen, dreht man die Gurtung um den Punkt B. Hierbei senken sich sämtliche Punkte der Gurtung im Verhältnis ihrer Abstände von der Senkrechten durch B.

Die Linie AB kann man als ein Seileck ansehen, dessen Kraft der Wert E§ (im Punkte C) und dessen Polabstand = E ist.

Aendern sich nun auch die andern Winkel der Gurtung, so summieren sich die verschiedenen Einflüsse. Man hat daher unter jedem Knotenpunkte den Wert E§ als Kraft anzunehmen.

Fig. 6.

Auf Grund dieser Laststellung ermittelt man die Stabspannungen, Winkeländerungen usw. und schließlich das Moment M. Sämtliche andern Knotenpunktmomente findet man nebenher mit, jedoch erreicht bei einer Rechnung nur das eine Moment M seinen Höchstwert. In Fig. 5 sind für einen Zweigelenkbogenträger verschiedene Einflußlinien von Winkeländerungen und eine resultierende Fläche dargestellt. Man findet, daß positive und negative Flächen sowohl allein, als auch kombiniert auftreten. Positive Flächen bedeuten eine Vergrößerung, negative eine Verkleinerung des in Frage kommenden Winkels. Steht eine Last genau über dem Nullpunkt einer Fläche, so tritt eine Winkeländerung überhaupt nicht ein. Auch die resultierende Einflußfläche hat eine positive und eine negative Hälfte. Stellt man eine Last genau über den Nullpunkt dieser Fläche, so verschwindet der Ausdruck, für den die Fläche gilt, in unserm Falle z. B. der Wert (640m-40m-1-40m+1) E.

Dasjenige Knotenpunktmoment, welches eine Funktion dieser Winkeländerungen ist, wird alsdann auch gleich null. Mit Hülfe der vorstehenden Entwicklungen sind wir jetzt in der Lage, den Einfluß der festen Vernietung der Knotenpunkte auf die Durchbiegung eines Trägers festzustellen.

σ E

= tang α = tang α.

8

In letzterer Gleichung bedeutet σ die spezifische Spannung der in Frage kommenden Gurtung. Dreht man jetzt die Gurtung so, daß A' nach A zurückkehrt, so gelangt man zu der gebrochenen Linie AB.

Läßt man senkrecht unter C und D zwei entgegengesetzt wirkende Kräfte von der Größe σ tanga wirken, so entsteht bei einem Polabstand E die Linie AB als Seileck.

Das Verfahren ist also folgendes: Man reiht die Werte E (unter jedem Knoten angreifend) senkrecht untereinander auf. Alsdann verschiebt man jeden Punkt dieses Kräftepolygons um den betreffenden Wert o tang a aufwärts (bei negativem a abwärts). Mit diesem neuen Krafteck zeichnet man schließlich unter Zuhülfenahme des Polabstandes E das Biegungspolygon des Gurtes als Seileck. Bei geradliniger Gur