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Aus dieser Tabelle geht zunächst hervor, daß die auf Vorwärmen verwendete, also die dem Kessel zurückgeführte Wärme durchschnittlich 81,6 pCt. beträgt, und bedeutend größer ist, als die in Arbeit umgesetzte, durchschnittlich 18,4 pCt. betragende Wärme. Es wird dem Kessel bei gleichem Förderquantum um so mehr Wärme zurückgeführt, also um so weniger Wärme auf Arbeit verwendet, je niedriger die Dampfspannung ist, je langsamer also das Wasser durch die Leitung strömt.

Wir wollen einstweilen nur von der Arbeitswärme sprechen. Wir hatten gefunden, daß 1 Pfd. Dampf eirca 14 Pfd. Speisewasser vorwärmen und in den Kessel schaffen kann. Von den 640 Calorieen, welche durch 1 Pfd. Dampf repräsentirt werden, sind aber nur 18,4 pCt. auf Arbeit verwendet worden. Es verrichten also im Injecteur 117,76 Calorieen, welche durch 0,184 Pfd. Dampf vertreten werden, diejenige Arbeit, welche nöthig ist, um 14 Pfd. Speisewasser in den Kessel zu schaffen; somit kommen auf 1 Pfd. Dampf 76,0 Pfd. Speisewasser. Durch dieses Verhältniß wird der Nutzeffect ausgedrückt.

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Daraus geht hervor, daß selbst bei einer einfach wirkenden Speisepumpe, welche also viel ungünstiger arbeitet, als eine doppelt wirkende, eine gewisse Dampfmenge 1,3 mal so viel leistet, als eine gleiche im Injecteur auf Arbeit verwendete Dampfmenge. Wenn man nun berücksichtigt, daß im Injecteur das Speisewasser mit frischem Dampfe angewärmt wird, so leuchtet sofort ein, daß man das Anwärmen viel billiger durch verlorenen Dampf besorgen lassen kann. Die im Injecteur auf Vorwärmen verwendeten 81,6 pCt. Dampf sind ein absoluter Verlust, indem sie den Arbeitsmaschinen unnöthiger Weise entzogen werden. Der Giffard'sche Apparat verbraucht also in Wirklichkeit 1 Pfd. Dampf, um 14 Pfd. Speisewasser in den Kessel zu schaffen; dagegen kann eine einfach wirkende Speisepumpe mit einem Pfunde Dampf 98,5 Pfd. durch verlorenen Dampf bis zU derselben Temperatur vorgewärmtes Wasser in den Kessel fördern; sie leistet mithin circa 7mal so viel. Daß eine doppelt wirkende Pumpe günstiger arbeitet, ist bekannt. Wir wollen uns aber schon an vorstehendem Resultat genügen lassen, indem daraus deutlich hervorgeht, daß Werke, welche keinen Dampf überflüssig haben, keine Injecteure anlegen dürfen. Endlich ist noch zu erwähnen, daß das durch das Schlabberrohr abfließende vorgewärmte Wasser, wenn es vom Saugegefäße nicht wieder aufgefangen wird, eine nicht zu vernachlässigende Verlustquelle bildet, und leider sündigen die Kesselwärter oft sehr hart in dieser Richtung. Bei den sich hieran knüpfenden Bemerkungen machte Hr. Heinemann darauf aufmerksam, daß man aus den hier gewonnenen Versuchsresultaten den Nutzeffect auch direct ohne Vergleichung mit einer gewöhnlichen Dampfpumpe durch Gegenüberstellung der theoretischen und wirklich geleisteten Arbeit in Zahlen ausdrücken könne. Nach den Versuchen des Vorredners habe sich als Durchschnittsresultat ergeben, daß 10,8 Cubikfuß (334,8 Liter) Dampf von 25,4 Pfd. (1,85 Kilogrm. pro Quadrateentimeter) Spannung 76 Pfd. Speisewasser und sich selbst, d. h. 2,82 Pfd. condensirten Dampf gegen dieselbe Spannung in den Kessel drücken, und daß dieselben nach Ueberwindung der entgegenstehenden Spannung noch einen

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Ueberdruck von 13 Pfd. (0,95 Kilogrm.) der Geschwindigkeit des austretenden Wasserstrahles entsprechend behalten hätten. 10,8 Cubikfuß (334,8 Liter) Dampf von der Spannung 25,4 Pfd. pro Quadratzoll (1,85 Kilogrm. pro Quadratcentimeter) müssen theoretisch einen 144 Quadratzoll (985 Quadratcentimeter) Fläche enthaltenden Kolben 10,8 Fuß (3“,35) weit mit einem Drucke von 144. 25,4 Pfd. (985. 1,85) bewegen können. Es berechnet sich daher die theoretische Arbeit desselben auf 10,8. 144. 25,4 = 39,502 Fußpfund (3,35. 985. 1,85 = 6050 Kilogrmmtr). Wenn 76 + 2,82 = 78,82 Pfd. Wasser gegen eine Spannung von 25,4 Pfd. (1,85 Kilogrm.) durch das Speiseventil gegangen sind und noch 13 Pfd. (0,95 Kilogrm.) Ueberdruck behalten haben, so haben dieselben – 1 Atmosphäre Druck = 32 Fuß (10“) Wasserdruck

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Saugehöhe abgesehen, berechnet sich mithin die von dem Injecteur bei dem in Rede stehenden Versuche wirklich verrichtete mechanische Arbeit auf 78,82 . 87,8 = 6921 Fußpfd. (39,41 . 27,2 = 1072 Kilogrmmtr.), während sich die theoretische Arbeit auf 39,502 Fußpfd. (6050 Kilogrmmtr.) ergab. Hieraus folgt das auffallend niedrige Verhältniß von 17,5 pCt. für den Nutzeffect des Injecteurs. Für die dem Letzteren vergleichsweise gegenübergestellte Dampfpumpe würde sich hiernach unter der Voraussetzung, daß dieselbe ohne Erpansion arbeitet, ohne bei dem Kolbenhube Saugearbeit zu verrichten – wie dies wohl bei Locomotivpumpen zutreffen möchte, in welchem Falle etwa For des gesammten Dampfverbrauches beim Kolbenaufgange als verloren betrachtet werden müssen – ein Nutzeffect von circa 22 pCt. ergeben, was unter so ungünstigen Voraussetzungen nicht gerade unwahrscheinlich ist. Das ungünstige Resultat, welches sich bei den Versuchen in Betreff des Nutzeffectes der Injectoren ergeben habe, könne wohl kaum überraschen, wenn man die Art, wie der Injecteur seine mechanische Arbeit verrichtet, einer näheren Betrachtung unterzieht. Eine solche müsse sehr bald zu der Einsicht führen, daß sich wohl kaum eine unvortheilhaftere und weniger rationelle Kraftübertragung auffinden lasse. Abgesehen von den enormen Verlusten, welche bei dem Stoße tropfbarer Flüssigkeitsmassen auf einander die demselben ertheilte lebendige Kraft durch innere Wirbel und sonstige der Richtung der nützlichen Fortbewegung theils entgegengesetzte, theils für dieselbe verlorenen Bewegungen erleidet, und die unter Umständen den bei weitem größten Theil derselben absorbiren, darf die enorme Geschwindigkeit nicht außer Acht gelassen werden, mit welcher der Injecteur den Wasserstrahl durch das Speiseventil und das mitunter noch vielfach gewundene Speiserohr gegen das Kesselwasser schleudert. Die Kraftverluste für Ueberwindung des Luftdruckes, der Reibungswiderstände und Stöße an Wandungen und Krümmungen der Rohrleitung wachsen bekanntlich mit dem Quadrate der Geschwindigkeit. Um beispielsweise einen Wasserstrahl mit 70 Fuß (22“) Geschwindigkeit pro Secunde durch ein 8 Fuß (2“,5) langes, 1 Zoll (26“) dickes Rohr zu treiben, würden nahezu # der gesammten Kraft für Ueberwindung der schädlichen Widerstände in Anspruch genommen. Die Geschwindigkeit des Wasserstrahles vor der Mündung des Injecteurs wird jedoch meist noch eine erheblich größere. In dem vorliegenden Falle sind in 14 Minuten Versuchszeit 370 Pfd. Wasser = 6,16 Cubikfuß (191 Liter), also pro Seeunde 12,35 Cubikzoll (2,15 Liter) dem Kessel zugeführt. Bei der wohl nicht unwahrscheinlichen Annahme, daß die Dicke des Wasserstrahles # Zoll (10“) nicht überstiegen habe, ergiebt sich hieraus eine Wassergeschwindigkeit von 136 Fuß (42“,7) pro Secunde. Verfolgt man nun den Durchgang des von dem Injecteur mit so enormer Geschwindigkeit geschleuderten Wasserstrahles durch nebenstehend skizzirtes Speiseventil (Fig. 3), wie solches leider fast allgemein üblich ist, so lehrt schon die praktische Anschauung, daß nahezu der gesammten lebendigen “ Kraft des Wasserstrahles durch den Stoß gegen die Ventilwandung vernichtet werden müssen. Es wird hiernach aber auch nicht zweifelhaft bleiben, daß der Grund so außergewöhnlich nachtheiliger Ergebnisse, wie des vorliegenden über den Nutzeffeet der Injectoren, einestheils in der mangelhaften Construction der Speiseleitung und der Speiseventile gesucht werden muß, und es möchte nicht überflüssig sein, hier die Hauptbedingungen in Kürze zusammenzufassen, welche sich aus den Gesetzen der Hydromechanik für die Construction der Speiseleitung und Ventile ergeben. 1) Das Speiseventil muß in unmittelbarer Nähe des Injecteurs und in der Längenare desselben angebracht werden. 2) Durch die Form und Construction desselben muß jeder Stoß des Wasserstrahles gegen die Ventil- oder Rohrwandung vermieden werden. 3) Die Länge der Speiseleitung und die Geschwindigkeit, mit welcher das Wasser in den Kessel tritt, müssen zu einem Minimum werden. 4) Der Uebergang des Wasserstrahles aus der großen in die geringere Geschwindigkeit muß ein allmäliger und möglichst stetiger sein, was durch zweckmäßige Erweiterung der Speiseleitung nach dem Kessel hin erreicht wird. 5) Unvermeidliche Krümmungen oder Verengungen in der Rohrleitung müssen nach Möglichkeit dahin verlegt werden, wo die Geschwindigkeit des Wasserstrahles ein Minimum geworden ist. – Hierauf erstattete der Vorsitzende der Versammlung einen kurzen Bericht über den gegenwärtigen Stand der Angelegenheit wegen der Einführung einer einheitlichen Draht lehre,

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Fig. 3

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indem er insbesondere der auf diesem Felde wachgerufenen Strebsamkeit des Hrn. Richard Peters und einer von demselben in nächster Zeit zu erwartenden vortrefflichen Arbeit (S. 135, 241, 369 u. ff. d. Bd. d. Z.) gedachte. –

Wegen vorgerückter Tageszeit mußte die vom Vorsitzenden beabsichtigte Vorlage einiger Zeichnungen über eine in jüngster Zeit von ihm ausgeführte kleine Turbinenanlage zum Betriebe eines Horizontal-Blockgatters für eine spätere Sitzung ausgesetzt bleiben. Dagegen bot der Gegenstand demselben die erwünschte Gelegenheit, sein lebhaftes Bedauern darüber auszusprechen, daß man in der technischen Literatur und sonst auch immer noch zu häufig dem fälschlicherweise Eingang gefundenen Namen „Jonval-Turbine“ statt

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begegnen müsse, während der wahre Erfinder der darunter begriffenen Turbinengattung doch der verdienstvolle deutsche Mechaniker, jetzt verstorbene Oberbergrath Henschel in Cassel gewesen sei. Schon im Mai 1842 (also mehrere Jahre vor dem Auftreten Jonval's) habe Redner Zeichnungen und einzelne ausgeführte Theile zu einem solchen im Bau begriffenen, größeren Rade bei Henschel selbst gesehen und dabei zugleich erfahren, daß demselben bereits viel früher ganz gelungene kleinere Ausführungen seiner so genial erdachten Kreiselräder vorhergegangen seien. Nachdem insbesondere noch auf die über beregte Prioritätsfrage in der „Zeitschr. des Arch.- und Ing.-Ver. f. d. Königr. Hannover“ (1855, Bd. I, S. 227) und danach im „Polytechn. Journal“ (Bd. 141, S. 248, Jahrgang 1856) von Hrn. Prof. Dr. Rühlmann in Hannover veröffentlichten actenmäßigen und entscheidenden Darlegungen*) hingewiesen worden, gab sich unter den Anwesenden einstimmig der Wunsch zu erkennen, daß die usurpirte Benennung „Jonval-Turbine“ in der technischen Nomenclatur mehr und mehr verdrängt werden, und daß besonders aber unser deutscher Ingenieurverein in Haupt und Gliedern es sich zur Pflicht machen möge, dem allein berechtigten Namen „ Henschel- Turbine“ endlich auch die gebührende Geltung zu verschaffen.

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ersichtlich), welche mit ihren oberen Enden an den in 8 fixirten doppelarmigen Feststellhebel aa am Zapfen 7 drehbar sind und um denselben, wenn der Hebel aa festgestellt ist, vermöge der durch das Excentrik ertheilten Bewegung (Fig. 4) schwingen, resp., bei mittlerer Schieberstellung und mittlerer Lage des Feststellhebels, im Steuerungswellmittel w ganz zur Ruhe gebracht werden können. Die Bewegungsübertragung auf die Schieberstange y erfolgt ebenfalls aus dem Kuppelungsstangenmittel vom Zapfen 5,5 aus, welches in höchster Stellung beim größten seitlichen Ausschlage in Fig. 4 projicirt ist. Die dem entsprechenden übrigen Gestängestellungen sind im Constructionsaufriß Fig. 4 durch stark ausgezogene Linien markirt. Die darin punktirten Linien deuten (mit Ausnahme der schräg und vertical schwach ausgezogenen Constructionshülfslinien) theils die Schwingung des Kurbelarms k nebst den Mitnehmerarmschwingungen AA, theils die mittlere und niedrigste Umsteuerung an. Beim Umsteuern passiren die Zapfenmittel 5 aus jeder Stellung das Steuerungswellmittel w geradlinig, bekanntlich durch Anordnung der Gegenlenkerführung bb bedingt. Dadurch wird ein gleichmäßig sanftes Umsteuern erzielt bei Vermeidung aller gleitenden Reibung und eines zweiten Excentriks. Außer der Aufhängung des Schieber- und Excentrikgestänges, , deren Dimensionen wie immer von der gebotenen Räumlichkeit abhängen, bestimmen sich die, unmittelbar mit der Steuerungswelle ww gekuppelten, Gestängelängen durch die gegebene Schieberweglänge. Bei Zugrundelegung von Kreisbogenschwingung, wobei also die Länge der Schwingungssehne gleich der entsprechenden Radiuslänge ist, ergiebt sich auch die Länge der mittleren Hängeschiene cc annähernd gleich der doppelten Länge des Schieberweges. Die Länge der Gegenlenker b,b, sowie der Mitnehmerarme A, A, bestimmen sich hierauf, wenn man aus dem Mittel 5 der Hängeschiene cc bei deren größtem seitlichem Ausschlage in rechtwinkliger Richtung zu der aus 5 nach dem Wellmittel w gezogenen Verbindungslinie 5 w eine Linie zieht,

bis diese eine zur hier horizontal angenommenen Schwingungssehne des Zapfenmittels 5 durch das Wellmittel w gezogene Parallele, hier also im Zapfen 1, schneidet. Um bei kürzeren Schieberstangen den Zapfen 5, statt in den geradlinig vorgezeichneten Weg, in eine mit dem Radius gleich der Schieberstangenlänge gekrümmte Bahn beim Umsteuern zu zwingen (zum Ersatz der gekrümmten Coulisse), ist es nur nöthig, den Zapfen 5 statt im Mittel der Hängeschiene cc zwischen diesem Mittel und Zapfen 4 anzuordnen und dem entsprechend die Steuerungswellmittel w derart zu versetzen, daß w bei mittlerer Umsteuerung durch den versetzten Zapfen 5 gedeckt wird. Fig. 2 giebt die beschriebene Umsteuerung in einer Gestängeconstruction für Maschinen von den größten Dimensionen. Die Gegenlenker b, b’ sind hier doppelt vorhanden. – Diese Steuerung wird nur für die 3 Stellungen des Zapfens 5, welcher hier den Coulissenstein repräsentirt, verwendet, nämlich für die mittlere in w im todten Punkte (mittlere Lage und volles Abschließen der Dampfcanäle durch

den Schieber) und für die beiden äußersten Stellungen (Vor

wärts- oder Rückwärtsgang der Maschine), so daß die durch die Gegenlenker bedingte geradlinige Führung des Zapfens 5 keinen störenden Einfluß auf die Schieberbewegung ausüben kann. Uebrigens ist auch bereits oben vom Erfinder angegeben, wie man den Zapfen 5 mittelst der Gegenlenker in einer Curve führen kann, welche von einem mit der beweglichen Schieberlenkstange als Radius beschriebenen Kreisbogen wenig abweicht.

Bei dieser Anordnung mittelst eines Excentriks läßt sich allerdings eine Voreilung des Schiebers nicht erzielen; nach Ansicht des Erfinders ist jedoch diese Bedingung für Fördermaschinen weniger wichtig, selbst wenn der Wegfall derselben einen größeren Consum an Dampf und Brennmaterial, dessen Werth bei Kohlenförderung nur gering anzuschlagen wäre, im Gefolge haben sollte.

L.

Bemerkungen zur Theorie, Construction und Anordnung des Porter'schen Regulators.*) Von W. Eckerth, Ingenieur in Prag.

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W = G tg a + Q [tg a + tg 6 . . (1). Nennt man v die Geschwindigkeit, mit welcher unter Voraussetzung der eben angenommenen Gleichgewichtslage des Regulators M um die Axe XX sich dreht, r den senkrechten Abstand MN des Punktes M von der Axe XX, d U die Zahl der Umgänge pro Minute, welche die Maschine, für die der Regulator verwendet wird, bei der angenommenen Gleichgewichtslage desselben macht, u = n . U die Zahl der Umgänge pro Minute, welche in diesem Falle die Regulatorspindel macht und g = 31,25 Fuß rhein. (9“,81) die Geschwindigkeit des freien Falles am Ende der Secunde, so ergiebt sich aus dem Ausdrucke für die Schwungkraft:

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sin (a + 6) = 0 oder

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Durch jede Aenderung des Werthes von W wird nothwendig das Gleichgewicht der in M wirkenden Kräfte aufgehoben, und es tritt statt dessen daselbst das Streben auf, sich längs der Kreislinie M, MM, in der verticalen Ebene MXX zu bewegen.

Als Hindernisse dieser Bewegung ergeben sich die Reibungswiderstände sämmtlicher zu bewegenden Theile des Regulators und der Verbindung desselben mit dem Regulirventil.

Diese Widerstände müssen bei dem Anheben des Regulators als eine Belastung, bei dem Abfallen des Regulators dagegen als eine Entlastung des Gegengewichtes 2Q betrachtet werden.

Bezeichnet man dieselben mit 2 R = R + R, entsprechend der Bezeichnung des Gegengewichtes 2Q = Q + Q, so wird bei dem Anheben des Regulators

Q in Q - - R,

bei dem Abfallen des Regulators Q in Q – R übergehen.

Bei einer und derselben Maschine haben die Bewegungshindernisse 2R = R + R einen durch die statthabenden Verhältnisse gegebenen Werth, welcher constant bleibt für jedes Stadium der Bewegung.

Es ist nun klar, daß eine Bewegung von M längs M, MM, erst dann eintreten kann, wenn der Zuwachs (+ AW) oder die Abnahme (– AW) der Schwungkraft jeder einzelnen Schwungkugel einen Werth angenommen hat, durch welchen der folgenden aus der Gleichgewichtsgleichung (1) abgeleiteten Gleichung

W== AW = G tg a + (Q ==R) [tg a + tg 6 (5) nicht mehr genügt wird, so daß entweder geworden ist: d W + AW > G tg a + (Q + R) [tg a + tg 6, ODET

W – AW < G tg a + (Q + R) [tg a + tg.6]

und im ersteren Falle ein Anheben, im letzteren Falle dagegen ein Abfallen des Regulators bewirkt wird.

Die Gleichung (5) stellt also die Grenzen fest, innerhalb welcher der Regulator die Gleichgewichtslage beibehält.

Die Werthe von == AW, welche den durch die Gleichung (5) festgestellten Grenzen entsprechen, sind ganz bestimmte von der Größe der Anhebungslast (==R) abhängige Werthe, welche der Gleichung (4) zufolge wieder nur ganz bestimmte Werthe von AU und Au = n.AU voraussetzen.

III. Empfindlichkeit des Regulators.

Im Allgemeinen wird ein Regulator als um so empfindlicher bezeichnet werden müssen: 1) Je größer bei derselben Aenderung (== AU) in der Umdrehungszahl der Maschine, zu welcher er gehört, die durch die Bewegungshindernisse 2c. bedingte Anhebungslast (== R) jeder Schwungkugel sein kann, oder « «

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