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Der außerordentlich bedeutende, von Jahr zu Jahr gesteigerte Verbrauch von Kisten rief mit deren Fabrication im Großen in natürlicher Folge auch das Bedürfniß dazu geeigneter Maschinen hervor, namentlich solcher zur mechanischen Herstellung der Zinken und Schlitze in den Kistenwänden. Dergleichen Maschinen sind bereits mehrfach construirt worden; doch haben selbst die bisher besten dem Anspruche an Leistungsfähigkeit nicht zu genügen vermocht. Die Manipulationen waren zu mannigfaltig, die Bedienung war zu zeitraubend und nicht leicht genug, und die Production eine zu beschränkte. Die Zinkenfräsmaschine aus der Werkzeugmaschinenfabrik von Kummer & Käßner in Chemnitz dagegen verrichtet fast sämmtliche Operationen selbstthätig, ist leicht und schnell zu bedienen und übertrifft in ihrer Leistungsfähigkeit die besten der bis jetzt existirenden Maschinen um das Fünf- bis Sechsfache. Fig. 4, Taf. IX, stellt die Seitenansicht, Fig. 5 die Vorderansicht und Fig. 6 den Grundriß dieser Maschine in Ä, Fig. 7 und 8 die beiden verschiedenartigen Schlitze, wie solche die Maschine gleichzeitig erzeugt, in der natürlichen Größe dar. Das Vorgelege, von welchem aus alle Mechanismen der selbstthätigen Functionen betrieben werden, befindet sich an der Maschine selbst, so daß die Bewegung der Transmissionswelle durch einen Riemen direet auf die Maschine übertragen wird. Vom Riemen RR wird durch Räderübersetzung ein, zwischen den fest mit einander verbundenen Gestellen A, A, gleitender Wagen BB auf- und abbewegt, und zwar in einer ihm vorgeschriebenen, nach der Dicke, eventuell der Menge der aufgespannten Bretter sich richtenden Entfernung. Auf eben gedachtem Wagen sitzen 3 Spindelstöcke C, C, C, in deren Spindeln zu beiden Seiten Fräser D und D, eingesetzt sind. Die zwei äußeren dieser Spindelstöcke können gleichmäßig gegen den festen mittleren verstellt werden, je nachdem man eine größere oder kleinere Zinkentheilung ausführen will. Die Spindeln erhalten ihre Umdrehung durch die Riemen SS und ss, so daß die Fräser D und D, beim Nieder- und Aufgange des Wagens B Schlitze in die auf den zwei Schlitten E und E, aufgespannten Bretter einfräsen. Bei dieser Arbeit verbleibt einer der beiden Schlitten in unverrückter Stellung, während der andere in eine selbstthätige horizontale Bewegung nach voroder rückwärts versetzt werden kann, wodurch es möglich wird, in die Bretter auf der einen Seite verticale, auf der anderen Seite schräge Schlitze zu gleicher Zeit einzuarbeiten. Die 3 Fräsen D auf der Seite des feststehenden Schlittens E haben eine nach hinten zu verjüngte Gestalt und erzeugen ohne Weiteres die schwalbenschwanzförmigen Schlitze a, a . . Fig. 8. Die 3 Fräser D, dagegen auf der Seite des fortschreitenden Schlittens E, haben parallele Schneidkanten und vollziehen bei dem Vor- oder Rückwärtsgange dieses Schlittens die Herstellung der Schlitze b, b . . Fig. 7. Durch Regulirung am Griffe F, Fig. 5 und 6, kann die nach vor- oder rückwärts gerichtete Bewegung des Schlittens E,

augenblicklich in die entgegengesetzte umgesteuert werden. Diese Umsteuerung hat beim Eintritte der Fräser D, in jede der durch die Bretter gebildeten Fugen, welcher genau durch einen am Wagen angebrachten Zeiger abgelesen werden kann, zu erfolgen, so daß zunächst beim Niedergange des Wagens die Schlitze b, , b . . Fig. 7, eingefräst und dann beim Wagen

aufgange die fertigen Schlitze b, b... gebildet werden. -

Während eines Spieles der Maschine oder eines vollendeten Wagenlaufes werden demnach auf einfachste Weise 3 Paar in einander passende Schlitze und Zinken zweier oder mehrerer Kistenwände vollkommen fertig. Zur Completirung der Schlitze in die aufgespannten Bretter muß diese Arbeit wiederholt werden, wozu es vorher einer unter sich gleichen, nach Maßgabe der Zinkentheilung zu bewirkenden Verstellung beider Schlitten E, E, bedarf. Dieselbe geschieht durch Räderübertragung und zwar selbstthätig unter Einwirkung des Bolzens H, Fig. 4 und 6, und der am Schlitten E, Fig. 4*), angeschraubten, mit Einschnitten versehenen Schablone G. Der zum Einrücken der Schlittenverstellung dienende Griff J steht, wie in Fig. 6 ersichtlich, mit dem Bolzen H in solcher Verbindung, daß im Augenblicke, wo durch ihn die Bewegung beider Schlitten veranlaßt wird, sich Letzterer aus einer Oeffnung des Gestelles A.**) und einem Einschnitte der Schablone G herausschiebt, dann außerhalb an diese anlegt und so lange die Bewegung unterhält, bis er von selbst, vermittelst einer Feder, durch den nächstfolgenden Einschnitt zurückschlüpft. Durch die Entfernung der Schabloneneinschnitte ist die Größe der Schlittenverstellung fixirt, und sie ist, da auf jeder Seite der Maschine 3 Fräser in gleichen Abständen arbeiten, dreimal so groß, als die angenommene Zinkentheilung. Jeder einzelne Mechanismus, sowie selbstredend die ganze Maschine, ist in beliebiger Stellung sofort ausrückbar und dergestalt eingerichtet, daß alle Arten Zinken, starke und schwache, mit willkürlicher Schräge und Theilung gefertigt werden können. Dabei ist die Bedienung eine so einfache, daß die Maschine jedem gewöhnlichen Arbeiter nach kurzer Anleitung selbstständig übertragen werden kann. Zu ihrem Betriebe bedarf sie 1 bis 2 Pferdestärken. Die Productivität der Maschine berechnet sich wie folgt: Sollen z. B. Kisten von 500" Höhe, 25" Wandstärke mit einer Zinkentheilung von 60“ fabricirt werden, wobei die Kistenwände resp. nach Fig. 88 Schlitze und 9 Zinken, nach Fig. 7 9 Schlitze und 8 Zinken erhalten, so hat, zur Bildung dieser Schlitze und Zinken an dem eingespannten Ende der Bretter, der Wagen B 3 Mal auf- und niederzugehen und eine zweimalige Verstellung der Schlitten E, E, stattzufinden. Bei der zu Grunde gelegten Geschwindigkeit des Wagens von 100" pro Minute und der Verstellung der Schlitten von 1000" pro Minute bedarf, vorausgesetzt,

*) In der Zeichnung fälschlich mit E bezeichnet. **) Ebenfalls in Fig. 4 fälschlich AA bezeichnet.

daß 4 Bretter auf jeder Seite der Maschine aufgespannt sind, der ca. 130“ betragende Wagenhub 1,3 Minuten, die 180“ betragende Fortstellung der Schlitten 0,18 Minuten. Hiernach ist zum Einarbeiten der Schlitze an dem einen Ende der 8 Seitenwände von zwei dergleichen Kisten während 6 einfacher Wagenhübe à 130“ 6. 1,3 = 7,8 Min., 3 Wagenumsteuerungen am Griff K ca. 3. 0,1 = 0,3 2 Schlittenverstellungen à 180“ am

Griff J . . . . . . . . . . . ca. 2. 0,18 = 0,36 etwaigen Aufenthaltes bei normalem Gange . . . . . . . . . . . . CM. 0,54

ein Zeitaufwand von 9 Min.,

mithin zur Herstellung aller Schlitze und Zinken auf beiden Seiten der Bretter, exclusive Umspannen, ca. 18 Minuten erforderlich. Demzufolge vermag ein eingerichteter Arbeiter bei ungestörtem Gange der Maschine mittelst derselben pro Stunde ca. 20 Seitenwände zu 5 Stück Kisten und in 12 Arbeitsstunden ca. 240 Seitenwände zu 60 Stück Kisten oben angegebener Dimensionen fertig zu verzinken und alle Nebenarbeiten dabei zu verrichten. Selbstverständlich ist bei schwächeren oder kleineren Kisten, wie sie meist zur Verwendung kommen, die Production eine verhältnißmäßig größere.

Einige Worte über den „Constructeur“ des Professor Reuleaux.
Von J. Lüders.
(Fortsetzung von Seite 321.)

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Wir treten nun mit § 19 in den zweiten Abschnitt des „Constructeur“: „Die Construction der Maschinenelemente“ ein. Der Verf. beginnt mit den Schrauben und adoptirt den von Whitworth angegebenen Querschnitt der Gewindegänge; anstatt aber, wie man erwarten sollte, das Whitworth'sche System ganz und gar zu adoptiren, wird die früher in der „Constructionslehre“ gegebene Tabelle wiederholt, in welcher die in Millimetern gegebenen Durchmesser und Steigungen der Schraubbolzen sich nur so weit der englischen Scala anschließen, als es die Rücksicht auf eine regelmäßige Progression der Durchmesser erlaubt. Wir stellen hier die Resultate beider Scalen nebeneinander. Es bedeuten in nebenstehender Tabelle: d, den Durchmesser des Schraubbolzens in englischen Zollen nach Whitworth, d, den Durchmesser des Schraubbolzens in Millimetern nach Whitworth, d, den Durchmesser des Schraubbolzens in Millimetern nach Reuleaux, n„ die Anzahl der Gewindegänge auf 1 Zoll englisch nach Whitworth, n, die Anzahl der Gewindegänge auf 1 Zoll englisch nach Reuleaux. Man sieht sogleich, daß ein gleichzeitiger Gebrauch beide Systeme oder ein allmäliger Uebergang von einem zum anderen ganz unmöglich sind, und daß die Einführung des Reuleaux'schen Systemes mit nicht geringeren Unbequemlichkeiten und Umwälzungen verbunden sein würde, als die Annahme irgend einer anderen metrischen Scala, z. B. der von Armengaud oder der von Redtenbacher vorgeschlagenen. Wir möchten sogar annehmen, daß der Uebergang zu einer dieser Scalen leichter durchzuführen wäre, als der Uebergang zu der dem alten Systeme viel zu nahe stehenden des „Constructeur“. Die auf englisches Maß basirte Whitworth scala hat sich dem rheinischen Maße gegenüber Eingang verschafft trotz des Verlustes an Arbeit und Material, welcher daraus entsteht, daß an einem nach rheinischem Maße gewalzten Rundeisen

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von mehr als # Zoll (16“) Durchmesser das entsprechende Gewinde ohne vorhergehende Streckung nicht mehr angeschnitten werden kann*). So wenig wie diese Nachtheile die einheitliche Einführung des Whitworth gewindes verhindern konnten, so wenig wird dasselbe bei der hoffentlich bald eintretenden allgemeinen Einführung des Metermaßes verdrängt werden. Schon der Umstand fällt schwer ins Gewicht, daß unsere Schraubenschneidebänke nach englischem Maße geschnittene Leitspindeln haben und also Gewinde reproduciren, deren Gangzahl sich auf den englischen Zoll bezieht. Bei Beibehaltung des Metermaßes würde es wohl zweckmäßig sein, die schwächeren Sorten Rundeisen nach englischen

*) Dies gilt natürlich nur von rohen Schrauben. Bei gedrehten Bolzen fällt die Mehrarbeit fort, da man ja nur das Ende derselben etwas dünner zu drehen braucht.

Maßen herzustellen und also, worauf es eigentlich ankommt, die Abstufungen des Durchmessers nach Achteln beizubehalten. Es würde genügen, diese Theilung von 25“ Durchmesser ab beizubehalten, welches Eisen dann aber effectiv zu 25“,4 = 1 Zoll englisch gewalzt würde, indem unbearbeitete Schrauben von größerem Durchmesser in fabrikmäßiger Darstellung wohl niemals vorkommen. Bis jetzt haben übrigens weder die Scala im „Constructeur“, noch die von Redtenbacher vorgeschlagene die geringste praktische Bedeutung erlangt, und wird wohl dasselbe mit Armengaud's Scala der Fall sein, indem auch in Frankreich, so viel wir wissen, Whitworth’s Scala die übliche ist. Nur in den Werkstätten der französischen Marine scheint, nach einer Notiz im Armengaud zu schließen, ein

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Millimetern fortschreitet. W Hr. Reuleaux sagt in der Anmerkung S. 66: „Es unterliegt keinem Zweifel, daß auch andere als die gegebenen Verhältnisse für die Ausführung der Muttern und Köpfe gut geeignet sein können, indessen ist es sicherlich zu empfehlen, sich an ein Dimensionssystem anzuschließen, damit die Gleichförmigkeit, welche für das Gewindesystem schon so glücklich erreicht ist, ihre Vorzüge auch bei den übrigen Dimensionen der Schrauben geltend machen kann.“ So wenig aber wie das von Hrn. Reuleaux vorgeschlagene Gewindesystem der Fortdauer der glücklich erreichten Gleichförmigkeit förderlich sein dürfte, so wenig vermögen wir in seinem Vorschlage den bearbeiteten und den unbearbeiteten Muttern verschiedene Schlüsselweiten zu geben, einen Schritt zu der gewünschten Einheit zu erblicken. Im Gegentheile, wir glauben, daß dadurch das ohne Zweifel existirende Uebel mangelnder Gleichförmigkeit in den Dimensionen der Muttern noch vergrößert und gleichsam legalisirt werden würde. Wir können für den Vorschlag Hrn. Reuleaux' durchaus keinen anderen Grund finden, als den Gedanken, die bearbeiteten Muttern aus den unbearbeiteten herzustellen, ein Verfahren, welches in mangelhaft organisirten Werkstätten gelegentlich geduldet, seltener wohl wirklich eingeführt ist, und dessen Folgen da, wo sich bearbeitete und unbearbeitete Muttern nebeneinander finden, wenn auch nicht gerade großen Schaden, so doch Umstände und Aerger genug verursachen kann. In England braucht man allgemein die von Whitworth empfohlenen Schlüsselweiten für bearbeitete und unbearbeitete Muttern, in Deutschland aber sind wir, abgesehen von den Folgen des eben besprochenen Verfahrens, noch nicht bis zur Adoption einer bestimmten Scala gelangt. So ist es z. B. in vielen Fabriken üblich, den größten Durchmesser der Muttern = 2d zu machen, woraus sich die Schlüsselweite = 1,75d ergiebt, was für Bolzen von bis 1 Zoll (19" bis 25") Durchmesser ziemlich mit Whitworth stimmt, für kleinere Diameter aber zu winzige, und für größere zu schwere Abmessungen liefert. Zu den verschiedenen Formen der Befestigungsschrauben in § 25 ist Weniges und nicht gerade Wesentliches zu bemerken. Die so warm empfohlenen Formen Fig. 15 und 16, obgleich unter Umständen gewiß nützlich, sind unserer Meinung nach nur da anzuwenden, wo die Construction ohne wesentliche Nachtheile nicht in der Art angeordnet werden kann, daß

die Bolzen, nachdem die zu verbindenden Theile aufeinander gestellt sind, sich von unten einbringen lassen. Wir werden auf diesen Punkt bei Besprechung der Wandlagerstühle zurückkommen. « Die in Fig. 17 dargestellte Befestigung der Fundamentanker in einer gußeisernen Kapsel im Fundamente läßt sich auch gelegentlich anwenden, ohne aber im Allgemeinen vor der gewöhnlichen Befestigungsart Vortheile zu gewähren, während sie ihre besonderen Mängel hat. Es könnten z. B. Unzu- träglichkeiten entstehen, wenn ein Anker beim Anziehen reißen sollte, oder wenn vor der Einbringung der Anker etwas in die Ankerlöcher fiele. Es wäre entschieden besser, die Kapseln an einer Seite offen zu machen und mit einem Canale in Verbindung zu setzen, der aber nicht so weit zu sein braucht, wie man sie jetzt behufs Einbringung der Ankerscheiben machen muß. Hr. Reuleaux freilich erblickt gerade in dem Wegfallen aller Canäle eine sehr vortheilhafte Vereinfachung der Maurerarbeit; doch scheint uns der Umstand sehr gering anzuschlagen zu sein. Auch bedingt die neue Construction etwas unförmliche Löcher in dem zu befestigenden Maschinentheile, sowie genaue Uebereinstimmung dieser Löcher mit denen im Fundamente. Bei Schrauben von größerem Durchmesser, welche nicht mehr mit der Kluppe, sondern auf der Drehbank geschnitten werden, fällt die Nothwendigkeit einer festen Gewindescala fort, und können daher nach Umständen verschiedene Verhältnisse angewendet werden. Die Regeln in §. 26 geben für größere Befestigungsschrauben Dimensionen, welche den Verhältnissen der letzten Stufen der Whitworthscala •ziemlich entsprechen und können als Ausgangspunkt benutzt werden; ebenso ist die Regel 40

in § 27 für Preßschrauben mit flachem Gewinde verwendbar,

da die Steigung bei diesen in der Regel zu bis ge

nommen werden kann. Dagegen halten wir die Einführung des Begriffes der „erweiterten“ Schraube für ganz überflüssig. Hr. Reuleaux giebt die Regel, daß man im Allgemeinen einer Schraube, deren Durchmesser aus irgend welchen Gründen größer genommen worden ist, als dem durch sie auszuübenden Drucke entspricht, denjenigen Gewindequerschnitt zu geben hat, welchen sie bei normalem Durchmesser erhalten würde. - Als Beispiel solcher Erweiterungen führt er, freilich ohne Zahlenangaben, zuerst Röhrenverbindungen und Stopfbüchsen an, und müßten sich darnach also die Dimensionen des Gasröhrengewindes aus denen der Schrauben, welche zur Verbindung der Flanschen von Röhren gleichen Durchmessers dienen, herleiten lassen! Wir können hier einschieben, daß die Dimensionen des Gasgewindes nicht allein nicht hier, sondern auch nicht weiter unten bei den Röhrenverbindungen sich finden, was uns ein entschiedener Mangel zu sein scheint. Bei den Preßschrauben lassen sich gar keine Umstände finden, welche uns bewegen könnten, der Schraubenspindel größere Durchmesser zu geben, als wir aus Festigkeitsrücksichten für geboten erachten, es sei denn, daß dieselbe, wie auch Hr. Reuleaux erwähnt, auf rückwirkende Festigkeit ihrer Länge halber berechnet werden muß, was aber höchst selten der Fall sein wird; man wird also bei diesen gar keine Gele

genheit haben, die Regel über die erweiterte Schraube anzuwenden.

Außerdem ist in manchen Fällen der Preßschrauben aus bekannten Rücksichten eine gewisse Steigung nothwendig, und daher die Verkleinerung derselben, welche bei den erweiterten Schrauben stattfindet, gar nicht zulässig. Nur unter den Befestigungsschrauben finden wir eigentlich Beispiele von wirklichen Erweiterungen der Schraubenspindel, z. B. bei der Befestigung der Kolben auf den Kolbenstangen mittelst Muttern, und könnte man da immerhin zuerst die Reuleaux’sche Regel versuchen anzuwenden.

Was endlich noch die Berechnung der Durchmesser der Schrauben betrifft, so setzt der „Constructeur“ nach üblicher Annahme d = 0,67 VP, woraus sich S = 2,8 Kilogrm. giebt; er macht aber hiervon bei Preßschrauben eine Ausnahme, indem er bei sorgfältiger Ausführung d, = 0,46 VP und somit S = 6 Kilogrm. gestattet. Diese letzte Annahme ist ziemlich hoch, da die beim Anziehen entstehende Torsion der Spindel die Spannung in derselben bei gewöhnlichen Verhältnissen um ca. 25 pCt. gegen die dem ausgeübten Zuge entsprechende erhöht, und also S = 7,5 Kilogrm. wird. Es hätte auch wohl darauf hingedeutet werden können, daß es häufig rathsam ist, nicht den mit der Schraube auszuübenden Druck bei Berechnung des Durchmessers zu Grunde zu legen, sondern die größte Anstrengung, deren die bewegende Torsionskraft überhaupt fähig ist. Die in § 28 gegebenen Regeln über Schraubenverbindungen weichen von den in der „Constructionslehre“ (§. 92 und Taf. III) gegebenen mehr oder weniger ab; wir wollen aber auf diese Unterschiede nicht näher eingehen, da wir diesen Regeln überhaupt nur eine sehr geringe Wichtigkeit beilegen. In Fig. 30 bis 33 sind Verbindungen dargestellt, bei denen die Schrauben, welche die Construction zusammenhalten, „nur durch den von der eigenen Mutter ausgehenden Zug beansprucht werden, während die in der Construction wirkenden, in der Regel nicht unbedeutenden Kräfte, welche die Schrauben senkrecht zu ihrer Axe beanspruchen würden, durch die Art der Zusammenfügung der einzelnen Bestandtheile aufgenommen werden. Der Durchmesser der Schrauben läßt sich daher nicht berechnen, sondern wird nach Gutdünken so angenommen, daß er, wie man zu sagen pflegt, nicht außer Verhältniß zu den übrigen Dimensionen des Ganzen steht. Hier scheint nun in der That das wahre Feld der Verhältnißzahlen zu sein; bei der ungemeinen Verschiedenheit der Constructionen aber, bei welchen solche Verbindungen vorkommen, sind allgemeine Regeln nicht aufzustellen, sondern nur solche für einzelne Gruppen, wie es z. B. Redtenbacher in seinen Wasserrädern gethau hat. Auch Fig. 30 und 31 lassen sich kaum anders auffassen, wie als Theile eines Wasserrades; es würde sich aber nach einfacher Reduction aus den Verhältnißzahlen ergeben, daß die Dicke des Kranzes fast # der Breite desselben betragen soll, während Redtenbacher Ä bis # vorschreibt. Und weshalb sind in allen Beispielen nur zwei Schrauben zur Verbindung gebraucht? Nehmen wir Fig. 32 und 33 als Verbindungen von Armen mit einer Nabe, so ergeben sich ebenso wenig praktische Verhältnisse, wenn man danach zu construiren

versucht. Die Verbindung eines horizontalen Dampfcylinders wäre ein anderes Beispiel einer Construction, bei welcher Knaggen und Keile die arbeitenden Kräfte aufnehmen und die zusammenhaltenden Schrauben vor Beanspruchung senkrecht zur Axe schützen; wir wüßten aber in der That nicht, wie wir die Verhältnißzahlen des vorliegenden Paragraphen darauf anwenden sollten. Daß die Arbeitsleisten die aufeinander zu passenden Flächen vollständig umsäumen, ist nur da zu billigen, wo man alles hobeln kann, wie sich in Fig. 30, 31 und 33 allenfalls annehmen läßt; in Fig. 32 aber müßte Bearbeitung von Hand eintreten, und statt der Arbeitsleisten einzelne Arbeitsflächen 1 bis 2 Zoll (39 bis 52“) im Quadrat angeordnet werden. Von den Flanschenverbindungen werden hier nur die für Gefäße, die keinem hohen inneren Drucke ausgesetzt sind, behandelt, bei welchen daher alle Dimensionen empirisch sind, aber diesmal ohne Schwierigkeit aus Verhältnißzahlen bestimmt werden können. Als Bezugseinheit wird natürlich die Wandstärke des Gefäßes gewählt; wir vermissen aber alle Auskunft darüber, wie stark man diese zu nehmen hat, und hierüber wird der Anfänger vor allem in Zweifel sein. Bekanntlich genügen bis # Zoll (13 bis 16“) fast immer, indem bei größeren Flächen Verankerungen der Wände eintreten. Die Schrauben nimmt man # Zoll (16“) stark und setzt sie 5 bis 6 Zoll (131 bis 157“) von einander, die Flanschen werden 2 bis 3 Zoll (72 bis 79") breit, # Zoll (46“) dick und erhalten zwischen jeder Schraube eine Verstärkungsrippe. Ueber die Entfernung der Schrauben von einander ist im „Constructeur“ Nichts gesagt; die Schrauben und Flanschen werden nach seinen Regeln reichlich dick, Letztere aber etwas zu schmal, wenigstens wenn die Löcher für die Bolzen eingegossen werden sollen. Wir sind im Ganzen für viereckige eingegossene Löcher und Schrauben mit Kopfhaltern, ohne aber eingebohrte Löcher und gewöhnliche Schrauben irgendwie zu tadeln. Zur Dichtung wird bekanntlich Eisenkitt zwischen die Flanschen gestemmt, was aber für gute und bequeme Ausführung mehr Spiel zwischen den Flanschen verlangt, als sich bei 4 Zoll (13“) Wandstärke und zölligen (16“) Schrauben aus Fig. 35 mit knapp Zoll (4“,5) ergiebt. Freilich scheint es, als ob in den Beispielen im „Constructeur“ alle Verbindungsflächen gehobelt sein sollen, was aber in der großen Mehrzahl aller Fälle eben so überflüssig, als ungebräuchlich WWUE. – Sehr ausführlich werden in § 29 bis 36 die Nietverbindungen behandelt, zu denen wir aber nur Weniges zu bemerken haben. Die Spitzköpfe in Fig. 36 und 39, welche im weiteren Verlaufe dieser Paragraphen ohne Ausnahme gezeichnet sind, findet man jetzt nur noch sehr selten, und sieht man fast nur mit Gesenken hergestellte halbkugelförmige Köpfe. Bei dem versenkten Niete für Schiffswände, Fig. 40, ist der versenkte Kopf zu stark conisch; 30° Neigung genügt. Die theoretischen Erläuterungen in § 32 bis 35 übergehen wir. Fig. 44 zeigt „die einfache Nietung mit abgebogenen Rändern, wobei innere und äußere Fläche der zu verbindenden Tafeln in eine Richtung kommen“. Diese Construction, welche sehr viel Arbeit machen würde, ist von uns bis jetzt nur in Lehrbüchern, aber noch nicht an einem ausgeführten Kessel gefunden worden; auch haben wir bei mehrfachen Erkundigungen niemals etwas über solche Ausführungen erfahren können. Dagegen fanden wir an einem in Seraing angefertigten Schiffskessel, welcher sich in dem bekannten Werke „Portefeuille de John Cockerill“ abgebildet findet, in Wirklichkeit nicht die abgebogenen Ränder, welche die Zeichnungen zeigten. Wir sind daher geneigt, anzunehmen, daß diese Construction ihre Existenz in den Lehrbüchern einem Mißverständnisse der Zeichnungen der Fabriken zu verdanken hat, auf welchen, um das Zeichnen zu erleichtern, die Verbindung der Bleche in dieser Art angegeben wird, obgleich weder Constructeur noch Kesselschmied eine derartige Ausführung beabsichtigen.

Auf S. 82 wird angerathen, die Längsnäthe der Kessel mit zwei Reihen Nieten zu machen; dies scheint uns aber nur bei Locomotivkesseln, bei welchen es ja auch häufig geschieht, angebracht; bei Kesseln, welche im Feuer liegen, muß man es gewiß vermeiden, der Flamme doppelte Blechstärken in größerer Ausdehnung zu bieten.

Die in Fig. 49 gezeichnete Verbindung der Platten entspricht eigentlich auch dem Ueblichen nicht ganz, vielmehr versetzt man in der Regel den Stoß wenigstens noch um ein Nietloch mehr; dann wäre es für Anfänger gut gewesen, wenn auch die etwas abweichende Verbindung der folgenden Quernath, wo Platte Nr. 3 oben liegt, gezeichnet worden wäre.

Die bei leichten Blechconstructionen, vor allem also bei Gasometern und Reservoiren üblichen Blechstärken und Abmessungen der Verbindungen finden sich nicht berücksichtigt. Die Bildung der Ecke nach Fig. 68 ist kaum empfehlenswerth; eine Ecke läßt sich wohl so herstellen, man denke sich aber die Manipulation eines derartigen Gerippes für ein etwas größeres Reservoir! –

Schon in den vorigen Paragraphen begegneten wir einzelnen Verschiedenheiten in den Regeln des „Constructeur“ und der „Constructionslehre“; doch konnten wir dieselben als unerheblich unberücksichtigt lassen, da sie nicht aus verschiedenen Grundanschauungen entsprangen und somit der Charakter der Regeln derselbe blieb. Ganz anders stehen die Sachen in den Abschnitten, zu denen wir jetzt kommen; hier hat sich überall die Ansicht Hrn. Reuleaux' über das, was der Praxis entspricht, im allerweitesten Umfange geändert, so daß sich „Constructeur“ und „Constructionslehre“ so zu sagen diametral entgegenstehen.

Wir kommen zuerst in § 37 bis 67 zur Construction der Zapfen. Während Hr. Reuleaux noch in der ersten Hälfte der „Constructionslehre“ der alten Regel folgte, jeden Maschinentheil unter der Voraussetzung der ungünstigsten Verhältnisse zu berechnen und demgemäß bei den Zapfen annahm, daß sie mit ihrem äußersten Ende auslagerten, so schreibt er schon in der zweiten Hälfte der „Constructionslehre“, welche wohl ziemlich gleichzeitig mit dem „Constructeur“ entstanden ist, vor, die Kurbelzapfen unter der Annahme zu berechnen, daß sie in den Lagerschalen des Schubstangenkopfes gleichmäßig aufliegen. Dieselbe Annahme wird nun im „Constructeur“ für alle Zapfen ohne Ausnahme gemacht, und werden diese also jetzt nur 0,7 so stark, wie ehedem. Während in

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Stoßfrei und langsam gehende Zapfen dürfen sogar noch leichter gemacht werden, indem der „Constructeur“ bei solchen resp. S = 3,75 Kilogrm. und S = 7,5 Kilogrm. zuläßt. Wir möchten nun dem technischen Publicum die Frage vorlegen, ob die Annahme eines gleichmäßigen Auflagers der Zapfen im Allgemeinen für zulässig angesehen werden kann? Bei den freilich aus ausgesuchtem Materiale hergestellten Kurbelzapfen der Locomotiven findet man häufig ziemlich schwache Dimensionen; aber die Länge dieser Zapfen ist verhältnißmäßig nicht groß, wodurch die Wahrscheinlichkeit eines gleichmäßigen Auflagers erhöht wird; dennoch kommen Brüche nicht selten vor. Auch die Zapfen der Achsen der Eisenbahnwagen sind nicht allzustark; aber bei diesen kann die Last mit Sicherheit als gleichmäßig vertheilt oder in der Mitte des Zapfens angreifend betrachtet werden. Die Zapfen der Laufachsen der Locomotiven dagegen sind immer verhältnißmäßig viel stärker construirt. Es lassen sich gewiß Beispiele genug für und wider finden; dennoch sind wir und, wie wir glauben möchten, die Mehrzahl der Techniker für eine größere Sicherheit, da die Mehrkosten derselben in keinem Verhältnisse zu dem Schaden stehen, welchen der Bruch eines Zapfens anrichten kann. Für schmiedeeiserne Zapfen, deren Umdrehzahl > 150 ist, giebt Hr. Reuleaux die Formeln:

d = 0,32 VP. Von . . . . (59), = 0,32 Vn . . . . . . (60),

und sagt dazu auf S. 92: „Das Längenverhältniß ist mit Rücksicht auf den Reibungszustand und die Abnutzung des Zapfens zu wählen. In dieser Beziehung sind in unseren Formeln die neueren Arbeiten über die Reibung geölter Flächen berücksichtigt; diese Arbeiten zeigen zwar untereinander noch keine vollständige Uebereinstimmung, gestatten aber doch bereits einige allgemeine wichtige Schlüsse zu ziehen“. Nichtsdestoweniger sind wir der Ansicht, daß diese Formeln einen weniger tiefen, aber – zuverlässigeren Ursprung haben. Nehmen wir nämlich das Beispiel S. 94, welches der Wirklichkeit entlehnt ist, zur Hülfe und setzen:

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