Nunmehr sind für eine Reihe von Punkten des Trägers die zusammengehörigen Grössen T und M als Abscissen und Ordinaten aufgetragen, und auch diese Punkte durch einen Linienzug ABC... G verbunden. Für jede Stelle des Trägers kann man alsdann mit Hilfe dieser graphischen Darstellung in einfacher Weise dasjenige Profil bestimmen, welches mit dem möglichst geringen Materialaufwande den Angriffen der äusseren Kräfte noch zu widerstehen vermag.

Von Punkt A beginnend erkennt man, dass zunächst Profil I genügt. Im Schnittpunkt B ist jedoch die Grenze für diesen Querschnitt erreicht. Die Grösse des noch zulässigen Momentes an dieser Stelle kann aus Fig. 4, Blatt 20, abgegriffen werden. Zieht man in Fig. 2, Blatt 20, die Horizontale. MN in einer Entfernung, welche der Grösse dieses Momentes entspricht, und bestimmt den Schnittpunkt N mit der Momentencurve, so erhält man genau den Punkt, bis zu welchem das Profil I noch anwendbar bleibt. Im vorliegenden Falle befindet sich dieser Punkt in 3m Entfernung vom linken Auflager.

Das kleinste Profil, welches nunmehr genügt, ist Profil II; dieses bleibt anwendbar bis zum Punkte C.. In derselben Weise, in welcher soeben der Uebergangspunkt von Profil I zu Profil II ermittelt wurde, findet dass die Stelle, an welcher von Profil II zu Profil III übergegangen werden muss, sich in 3TM,5 Entfernung vom linksseitigen Auflager befindet. Wenn man in dieser Weise fortfährt, so gelangt man zu folgenden Resultaten:

man,

von 0 bis 3m Profil I

23,1 18,75 4,35

Profil VI verlangt. Es wirft sich also die Frage auf, ob es vortheilhaft sei, nunmehr die Profile mit geraden Nummern einzuführen und dann natürlich bei den stärkeren Wandblechen zu bleiben. Geht man jedoch von Profil VII zu Profil VI über, so muss zu gleicher Zeit der Querschnitt der Wand und der Gurtung geändert werden. Während die Wandstärke an dieser Stelle zunehmen würde, reducirt sich gleichzeitig die Gurtung von drei auf zwei Lamellen. Da eine derartige plötzliche Querschnittsänderung aber stets höchst ungünstig für die Kraftvertheilung im Inneren des Trägers ist, so erscheint es gerechtfertigt, bis zum Punkte in der Entfernung 23,1 vom linken Auflager bei Profil VII zu bleiben und dann

3

3TM,5

II

"

"

3,5 "

5,5

III

5,5 „

6m,1

IV

gm,2

"

VI

"

"

"

وو

29m,1

IX

30,0

X.

وو

von 26,6 bis 28,0 Profil VII

"

29,1 Wollte man nun thatsächlich den Träger hiernach ausführen, so müsste man fortwährend mit den Wandstärken wechseln; die Profile mit ungeraden Nummern haben sämmtlich 0cm,6, diejenigen mit geraden Nummern 0cm,8 Blechstärke. Aus constructiven Rücksichten ist natürlich eine solche Ausführung nicht möglich; es ist also erforderlich, die oben erhaltenen Resultate noch etwas zu modificiren.

Man erkennt sowol aus der letzten Zusammenstellung, wie aus der graphischen Darstellung in Fig. 4, Blatt 20, dass in der Nähe der linksseitigen Stütze die grösseren Längen des Trägers Profile mit ungeraden Nummern, also mit 0cm,6 Wandstärke verlangen, und nur für verhältnissmässig kurze Strecken die Anwendung

28,85, 30,0

Welche Lösung die vortheilhaftere ist, lässt sich durch eine kleine Rechnung leicht entscheiden. Für die Strecke von 26,6 bis 28,85 wird an Material bedingt durch die erste Lösung:

90.489,6 44064cbcm 135.579,6 78246 122 310cbcm

und durch die zweite Lösung:

140.521,2 72968cbem 85.579,649 266 122234cbcm.

Man erkennt, dass der Materialaufwand in beiden Fällen nahezu der gleiche ist. Unter solchen Umständen wird man vorziehen, die stärkeren Wandbleche zu verwenden, da diese dem Träger grössere Steifigkeit geben.

Bei der hier durchgeführten Methode der Dimensionirung ist allerdings die Annahme, dass in einem Querschnitte gleichzeitig das Moment und die Transversalkraft ihr Maximum erreichen, eine fehlerhafte. Das Maximalmoment erfordert einen anderen Belastungszustand als die Maximaltransversalkraft, folglich können beide nicht zu gleicher Zeit auftreten. Dieser Fehler haftet auch den bisher bekannten Methoden der Dimensionirung an, und thatsächlich ist derselbe nicht zu vermeiden ohne die Rechnungen sehr viel weitläufiger Da aber dieser Fehler keinenfalls ein bezu machen. deutender ist, und andererseits die Dimensionen des Trägers infolge desselben etwas zu stark ausfallen, so ist diese Annahme wol nicht als bedenklich zu bezeichnen.

Mindestens ebenso unangenehm sind jedoch die bedeutenden Luft bezw. Dampfverluste langsam gehender Maschinen, welche sich bei halbwegs schlechtem Zustand derselben so übermässig steigern. Die Daten, welche Völckers in seinem „Indicator" über Dampfverluste giebt, sind durchaus den thatsächlichen Verhältnissen entsprechend und weisen unbedingt auf die Einführung höherer Geschwindigkeiten, namentlich bei Maschinen, deren Wartung keine subtile sein kann. Die Behauptung, die nachgewiesenen Dampfverluste resultirten aus einer „Flächencondensation", ist nicht stichhaltig, denn die Temperatur der Cylinderwandungen ist gleich oder höher als die mittlere Temperatur des Dampfes während seiner Wirkung im Cylinder, zudem gehört zur Condensation des Dampfes eine sehr bedeutende Wärmeentziehung, und hierzu reicht auch bei beträchtlich tieferer Temperatur der Cylinderwandungen die geringe in Betracht kommende Fläche noch viel weniger aus als die benetzten Wandungen und die Wassersäulenoberfläche bei Compressoren zur Abkühlung

der Luft.

Man wird gut thun, bei der Berechnung der Luftverluste für solche Baumaschinen die Völckers'schen Verlustcoefficienten sogar noch etwas höher anzunehmen, wenn man es nicht mit ganz grossen Anlagen wie z. B. beim Gotthard - Tunnel zu thun hat.

Der Anwendung bedeutend höherer Geschwindigkeiten stehen jedoch noch immer die Befürchtungen vor Stössen und übermässiger Abnutzung der bewegten Theile entgegen. In dieser Beziehung kann nur auf die ausgezeichnete Arbeit Radinger's über den Einfluss der hin- und hergehenden Massen hingewiesen werden, sowie auf dessen Berechnung der Zapfendimensionen nicht nur nach Festigkeitsregeln, sondern nach Massgabe der dem Zapfen zukommenden Reibungsarbeit. (Enthalten in Radinger: „Die Motoren auf der

Wiener Weltausstellung." Officieller Weltausstellungsbericht.)

Radinger weist unwiderleglich nach, in welchem Zusammenhang Geschwindigkeit, Anfangs- und Endspannung sowie das Gewicht der hin- und hergehenden Massen zu stehen haben, und dass es irrig ist, den gleichförmigsten Gang unter allen Umständen bei der herkömmlichen Geschwindigkeit zu suchen. Zudem beweisen ja die tausende schnellgehender Locomotiven Radinger's theoretische Darlegungen und wenigstens indirect und allgemein auch die Richtigkeit der Völckersschen Verlustformel. Selbstverständlich erfordern schnellgehende Maschinen eine Steuerung, welche in festem geometrischen Zusammenhang mit der Welle steht, und es sind alle diese sinnreichen aber complicirten und theuren Corliss- und Ventilsteuerungen hierzu unbrauchbar. Allein es scheint denn doch, dass man sich über die Wirksamkeit solcher „Präcisionssteuerungen", welche durch Federn u. s. w. bewegt werden, Illusionen macht.

In dieser Beziehung kann nur angeführt werden, dass es selbst bei den „erfahrungsmässigen" Geschwindigkeiten möglich ist, mit einer Corliss-Steuerung Füllungen von 0,6 zu erzielen, während, wenn das Schliessen der Canäle wirklich so momentan erfolgte, wie allgemein angenommen wird, nicht einmal halbe Füllung möglich

wäre.

Mit dem Indicator ist es übrigens sehr leicht, den Weg zu bestimmen, welchen der Kolben durchläuft vom Zeitpunkt der Auslösung des Expansionsschiebers oder Hahnes bis zum völligen Schluss des Eintrittscanals.

Man stelle die Auslösungsknaggen fest auf einen beliebigen Expansionsgrad, bringe sie also ausser Verbindung mit dem Regulator und regulire den Maschinengang auf die normale Geschwindigkeit mittelst des Einlassventils. Nun setzt man den Indicator an und schliesse ganz langsam das Einlassventil bis zum völligen

Um nun bei Compressoren grosse Geschwindigkeiten einführen zu können, müssen unbedingt die selbstthätigen Ventile eliminirt werden und die Maschinentheile den bedenklich hohen Wärmegraden entzogen werden.

Das letztere erzielt man durch eine Einspritzung von kaltem Wasser gegen Hubende und indem man um den Cylinder und die Steuerungstheile kaltes Wasser circuliren lässt. Der Ersatz der selbstthätigen Ventile durch eine feste Steuerung begegnet jedoch einer Schwierigkeit, wie sie bei Dampfmaschinensteuerungen nicht vorkommt.

Es ist nämlich nicht möglich, die Spannung der Luft im Reservoir ganz constant zu erhalten, und mit der wechselnden Spannung mindert sich die Länge der Volldruckperiode (4). Noch bemerklicher macht sich das Verhältniss von Volldruckperiode zu Spannung im Reservoir beim Beginn des Betriebes, wo also die Reservoirspannung gleich der Atmosphärenspannung ist und erst allmälig durch das Einpumpen von Luft steigt. Selbstthätige Druckventile öffnen sich nun ganz entsprechend dem im Reservoir herrschenden Druck; eine feste Steuerung hiernach selbstthätig reguliren zu wollen, führte zu Complicationen, welche bei Baumaschinen unbedingt ausgeschlossen sind. Hierin liegt auch die Ursache, weshalb man bei den Ventilen stehen geblieben ist.

Denkt man sich trotzdem einen Compressor mit einer festen Steuerung ausgerüstet, so wird sich derselbe bei Druckschwankungen und bei der Eröffnung des Betriebes folgendermassen verhalten.

Entspricht die Eröffnung des Druckcanals vollständig dem Reservoirdruck, so functionirt der Compressor ganz normal. Ist zum Beispiel die Steuerung derartig, dass sie bei 0,7 des Kolbenlaufs öffnet (Volldruckperiode = 0,37), so entspricht derselben eine 41 Reservoirspannung Pi 4,8 Atm. = Pı 3,8 Atm. Ueber

druck. Das theoretische Diagramm (also vorläufig abgesehen vom langsamen Oeffnen der Canäle) ist dann

effectiver Verlust. Wäre jedoch die Reservoirspannung auf p2 P23 Atm. gesunken, so steigt die Compressionsspannung wieder auf 4,8 Atm. (bei b); bei Eröffnung der Canäle ist somit Ueberdruck im Cylinder vorhanden und das Diagramm ist dargestellt durch die Fläche akblmn, der Verlust ist kbl. Wollte man gewöhnliche Muschelschieber anwenden, so würden dieselben von k bis 7 von ihrer Spiegelfläche abgedrängt, und die Dichtigkeit ginge verloren.

Wegen des nicht plötzlichen Oeffnens der Canäle stellen sich jedoch die Diagramme in Wirklichkeit etwa wie in Fig. 7 skizzirt dar, und wird sich der an sich nicht bedeutende Verlust bei höheren Spannungen noch weiter verringern, während die Verluste bei tieferer Spannung anwachsen.

Verhältniss zur ganzen Diagrammfläche von irgendwelcher praktischen Bedeutung wäre.

Zudem ist mit dieser vorzeitigen Eröffnung des Druckcanals ein schwerwiegender Vortheil verbunden. Die Luft im Reservoir wird bekanntlich künstlich abgekühlt, es strömt also zu der warmen Luft im Cylinder relativ kalte aus dem Reservoir; jedenfalls tritt keine weitere Temperaturerhöhung ein, als sie dem Druck von 4,8 Atm. mit etwa 155 bis 180° entspricht, abgesehen von der Abkühlung durch Einspritzwasser.

Mit grösseren Verlusten ist der Betriebsbeginn verbunden, allein im Verhältniss zum dauernden Betrieb sind dieselben ganz verschwindend klein, so dass man sich dieselben schon gefallen lassen kann.

Der unvermeidliche Ueberdruck im Cylinder beim Anlassen bedingt gesonderte Druckschieber oder aber Rotationsschieber, welche dem Abheben von der Dichtungsfläche nicht unterworfen sind. Zu den letzteren wird man wohl oder übel greifen müssen, da es, wie bereits oben entwickelt, von der grössten Wichtigkeit ist, die schädlichen Räume zu reduciren, welche bekanntlich mit der Zunahme der Geschwindigkeit wegen der dann nothwendigen grossen Canalquerschnitte wachsen. Erforderlich ist ferner, dass jede feste Steuerung die Rückexpansion der im schädlichen Raum zurückbleibenden gespannten Luft gestattet; 3 ist hier nach der mittleren Betriebsspannung zu berechnen.

Die in den Fig. 8 bis 11 schematisch skizzirte
Fig. 8

Rotationssteuerung dürfte vielleicht dem angestrebten Zwecke entsprechen. Die angesaugte Luft strömt bei dem rechteckig gedachten Querschnitt A ein und tritt der Längenrichtung nach in den conischen Rotationshahn. Derselbe ist durch eine Scheidewand getheilt, welche so angeordnet ist, dass bei ab fast der ganze Querschnitt für die angesaugte Luft frei bleibt. In der Längsrichtung nimmt der Querschnitt für die angesaugte Luft allmälig ab, beträgt in der Mitte die Hälfte und wird am Ende gleich Null. Umgekehrt nimmt der Querschnitt für die comprimirte Luft gegen das Ende zu (vergl. Schnitte ab und cd sowie den Schnitt durch die Cylindermitte. Der Hahn ist durch den Kolben B entlastet und muss so angeordnet sein, dass er ein Spiel in der Längsrichtung zulässt, jedoch nicht mit der Hahnaxe rotirt.

Bei C tritt die comprimirte Luft aus und wird in das Luftreservoir geführt. Durch die etwa mit Federdruck wirkende Schraube e wird der Hahn in sein Gehäuse gedrückt, bis derselbe dicht läuft. Der Hahn macht mit Hilfe des von der Welle angetriebenen Zahnrades ƒ die gleiche Tourenzahl wie diese.

Trifft man die Anordnung, dass durch Wechselräder die Achse g auch in umgekehrter Richtung gedreht werden kann, so ist ein solcher Compressor ohne Weiteres auch als Dampfmaschine mit fester Expansion verwendbar.

Mit dieser Anordnung sind jedenfalls die geringsten schädlichen Räume erreicht, und es erfolgt ein rasches Oeffnen und Schliessen des Canals, wenn er als Saugeöffnung dient. Das Oeffnen des Canals beim Beginn der Volldruckperiode erfolgt wegen der an dieser Stelle schon grösser gewordenen Kolbengeschwindigkeit relativ etwas langsamer, was jedoch in diesem speciellen Falle sogar vortheilhaft ist.

Für Compressoren mit geringerer Spannung, z. B. für den Dienst bei pneumatischen Fundirungen, ist es nicht erforderlich, die schädlichen Räume auf Kosten der Einfachheit der Construction auf das Aeusserste zu beschränken, und genügt dann die Anordnung eines einzigen Hahnes unter der Mitte, des Cylinders. Die Canäle von den beiden Enden des Cylinders münden dann diametral gegenüber in das Hahngehäuse.

36

Dampf- und Compressorkolben mit derselben Kolbenstange zu kuppeln, also die beiden Cylinder hinter einander anzuordnen. Diese Anordnung ist nur bei ganz langsam gehenden Maschinen brauchbar, führt aber bei höheren Geschwindigkeiten zu gefährlichen Stössen im Gestänge, wie in dem Folgenden gezeigt wird.

Construirt man aus dem Compressionsdiagramm und dem der Fläche nach gleich grossen Dampfdiagramm (von den Reibungen ist hier der Einfachheit halber abgesehen) ein Diagramm, welches die Differenz zwischen Druck und Widerstand in jeder Kolbenstellung darstellt, Fig. 12, so stellt sich dasselbe als die Curve abcdef dar. Fig. 12

der Einfluss der hin- und hergehenden Massen verschwindet, so wird der durch die Fläche Aabc dargestellte Effect in der ersten Hubhälfte auf das Schwungrad übertragen und beschleunigt dessen Geschwindigkeit. In der zweiten Hubhälfte kehrt der gleiche durch die Fläche Bedef dargestellte Effect vom Schwungrad zurück, um die Differenz zwischen Compressions- und Dampfdruck zu decken. Bei e tritt daher ein Stoss im c Gestänge ein, denn während es bis dahin treibend auf die Kurbel wirkte, wirkt von c ab die Kurbel treibend auf das Gestänge.

Für grössere Geschwindigkeiten wird durch die Bewegung der hin- und hergehenden Massen ein beträchtlicher Effect in der ersten Hubhälfte absorbirt und in der zweiten wieder frei. (Vergl. Radinger a. a. O.)

Der zum Ingangsetzen des Gestänges bei Hubanfang erforderliche Druck pro Quadratcentimeter Kolbenfläche ist

Der oberhalb der Abscissenaxe liegende Theil der Curve (abc) stellt das Ueberwiegen des treibenden Druckes, der untere Theil (cdef) das Ueberwiegen des Widerstandes dar.

Bewegt sich die Maschine derart langsam, dass

Unendlich lange Pleuelstange vorausgesetzt, nimmt dieser Druck gegen die Mitte des Hubes gleichzeitig ab, wird dort zu Null und auf der zweiten Hubhälfte negativ. Dieser Druck wird daher durch eine gerade. Linie dargestellt, welche durch die Hubmitte geht und deren Anfangsordinate durch die obige Gleichung bestimmt ist. Um den gleichförmigsten Gang zu erhalten, sind zwei Bedingungen zu erfüllen: Der durch das Gestänge gehende Druck soll möglichst constant bleiben und niemals negativ werden. Die letztere Bedingung ist die hauptsächliche, da jedem Druckwechsel im Gestänge, wenn sich dasselbe mit Geschwindigkeit bewegt, ein dieser Geschwindigkeit entsprechender Stoss entspricht. Während es für jede Dampfmaschine mit geeigneter Steuerung sowie für jeden von der Welle aus getriebenen Compressor möglich ist, p so zu bestimmen, dass der Druckwechsel im Gestänge nur in den todten Punkten, wo also die Geschwindigkeit Null ist, eintritt, zeigt die Curve abcdef des mit der Dampfmaschine direct gekuppelten Compressors, dass dies hier nie zu erreichen ist. Am besten schliesst sich die Gerade af an, jedoch tritt hier, ausser bei den todten Punkten, dreimaliger Druckwechsel bei jedem Kolbenhub ein und zwar bei 6, d und e. Ueberträgt man die nach Berücksichtigung der hin- und hergehenden Massen noch restirenden Drucke und Widerstände auf die den Kolbenlauf darstellende Abscissenaxe AB, so erhält man die Curve Agbih d1 i e̟ k B. Zu Anfang des Hubes wird somit der Effect entsprechend Fläche Agb1 auf das Schwungrad übertragen, bei b1 erfolgt wegen der dort schon bedeutenden Kolbengeschwindigkeit ein Stoss, und wird nun auf dem Kolbenweg b1 d1 der Effect von