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Das Entwerfen und Berechnen der Verbrennungskraftmaschinen

  • Hugo Güldner

Zusammenfassung

Für die innere Entwicklung einer jeden Maschinengattung gibt es kein ärgeres Hindernis, als eine zersplitternde Vielgestaltigkeit ihrer Ausführungsformen. Nicht einem wirklichen Bedürfnis, sondern dem Ehrgeiz ruheloser Erfinder entspringend, bringt sie in neun von zehn Fällen technische Gebilde ans Licht, welche den elementarsten Konstruktionsregeln Hohn sprechen. Rächen sich derartige Leistungen gewöhnlich auch schon selbst durch ihre Kurzlebigkeit, so bleibt doch der allgemeine Schaden, daß die endlos kommenden und gehenden Eintagskonstruktionen die vernünftigen Bestrebungen des betreffenden Industriezweiges hemmen und auch wirklich lebensfähige Ausführungen mit dem Scheine der Haltlosigkeit belasten.

Literatur

  1. 1).
    Eine durchaus entgegengesetzte Ansicht vertritt Prof. W. LYNEN in einer Festrede über „Die Ausbildung zum Konstrukteur“ anläßlich der Jahresfeier 1910 der Technischen Hochschule zu München. Es wird darin von einem Konstrukteur verlangt: „große Kompositions-und Kombinationsgabe, die Fähigkeit des innerlichen Erschauens noch nicht vorhandener Gebilde, einen gewissen Spürsinn für die Reihenfolge der nacheinander einzuschlagenden Wege, die Gabe, aus Ansätzen zu Bildungen die Möglichkeit ihrer zweckmäßigen Vollendung und harmonischen Vereinigung herauszuwittern — also eine gewisse künstlerische, ordnende, schöpferische Veranlagung auf der Grundlage unbewußter Kräfte. — Das wichtigste Gebiet ist die Gabe künstlerischer Schaffenskraft, lebhafter Phantasie, geistiger Erleuchtung, die beim Entwurf einer Maschine einsetzen müssen, die den Konstrukteur befähigen, unbetretene Pfade zu gehen, die störrischen Teile zu meistern, Ordnung zu bringen in ein drängendes Gewirr von Gedanken, damit sie sioh aneinanderreihen, wie Kristall an Kristall schließt” (vgl. Bayer. Industrie-und Gewerbeblatt 1911, Seite 44 und 45).Google Scholar
  2. Also: Konstrukteur = Künstler = Dichter! Ich befürchte, daß die nüchterne Maachinenindustrie mit solch idealisierten Mitarbeitern nicht auf ihre Rechnung kommen würde, und kann mich hierbei auf ALFRED Kaurr berufen: „Überlassen wir das Erfinden anderen Leuten. — Es arbeiten sich viel mehr Erfinder aus der Bel-Etage in die Dachkammer, als umgekehrt. (Seite 305 der Festschrift zum 100jährigan Bestehen der Firma Kauar, 1912.)Google Scholar
  3. 1).
    Die Leistungsgrenze der doppeltwirkenden Viertakt-Gasmaschine liegt z. Z. bei 1500 PSe in einem Zylinder (D = 1,30 m, S=1,40 m, n=80 i. d. Min), in Vierzylinderanordnung also bis 6000 PSe. Die größte deutsche Zweitakt-Gasmaschine leistete in einem doppeltwirkenden Zylinder (D = 1,15 m, S =1,40 m, n —140–60, Gebläseantrieb) rund 2000 PS (vgl. Z. Ver. deutsch. Ing. 1912, Seite 417).Google Scholar
  4. 1).
    Diese - Bezeichnung deckt den alten technischen Begriff „Tandemanordnung“ nicht ganz, scheint mir aber die beste Verdeutschung wenigstens für den Motorenbau zu sein, indem es nie vorkommt, daß mehr wie zwei Arbeitszylinder hintereinander — in Reihe — gekuppelt werden.Google Scholar
  5. 1).
    Köm zz, Theorie der Gasmotoren (Leipzig 1887), Seite 22.Google Scholar
  6. 1).
    Bei Kraftwagenmotoren sind mittlere Kolbengeschwindigkeiten von 10 m/sek und darüber nicht mehr außerordentlich. Bei der Prinz-Heinrich-Fahrt 1908 hatte der erfolgreichste Wagen eine aus Rennstrecke und Zeit ermittelte durchschnittliche Kolbengeschwindigkeit von 7,7 m/sek (vgl. Zeitschr. „Der Motorwagen“ 1908, Seite 602). RIEDLER weist in seiner „Wissenschaftlichen Automobilwertung” (Bericht IV) sogar eine Höchstgeschwindigkeit von 11,5 m/sek für einen Adler-Motor als günstig nach.Google Scholar
  7. 1).
    Die Frage des zweckmäßigsten Hubverhältnisses S : D erlangt für den Wagenmotorenbau jedesmal eine besondere Bedeutung, wenn bei großen Kennen die Bewertung der startenden Kraftwagen statt nach dem sekundlichen Kolbenhubraum, nur nach der Kolbenfläche der Motoren erfolgt; dies war z. B. bei der letzten Prinz-Heinrich-Fahrt (1908) der Fall, deren eigenartige Bewertungsformel zu langhübigen Maschinen drängte. Eingehende Erörterungen hierüber findet man in der Zeitschr. „Der Motorwagen“ 1906, Seite 110; 1907, Nr. 21; 1908, Seite 382, 507, 602 usf.Google Scholar
  8. 2).
    Eine derartige Umrechnung müßte strenggenommen bei allen Baustoffen vorgenommen werden, da das Gewicht als Einheit des Preises dient, während sich unabhängig davon die Festigkeit nur nach der Fläche richtet. Unter sonst gleichen Verhältnissen ist also das spezifisch leichtere Material im Vorteil. Der Unterschied ist aber nur bei Aluminium und einigen seiner Legierungen von praktischer Bedeutung.Google Scholar
  9. 3).
    Die Materialbewertung auf der Grundlage Festigkeit + Dehnung = Qualitätsziffer findet sich auch in den Lieferungsvorschriften der Eisenhüttenleute (1901); aus dieser „Qualitätsziffer“ ergibt sich durch Einführung des Materialpreises die obige wirtschaftliche Gütezahl.Google Scholar
  10. 1).
    Die quadratischen Prüfungstäbe waren mit Rohgußhaut versehen, die runden Stäbe äußerlich bearbeitet; der erhebliche Unterschied namentlich zwischen Kb und Kb’ hängt im übrigen mit den Querschnittsformen zusammen (vgl. auch Z. des Ver. deutsch. Ing. 1908, Seite 2061). Die größte mit einem 20 mm-Rundstab des Gußeisens B erreichte Biegungsfestigkeit betrug 57,39 kg/qmm.Google Scholar
  11. 1).
    Nach Unterlagen des STAHLWERKES BECKER in Willich, Rheinpr.Google Scholar
  12. 1).
    Bei Sauggasanlagen einschl. 8 bis 12°/0 eines vollen Tagesverbrauches für Anheizen oder Durchbrand. Verbrauch bei Teilbelastung s. V. Teil, Seite 497.Google Scholar
  13. 1).
    Kleine schneilauf ende Zweitak maschinell mit Kurbelkastenpumpe haben höchstens eine um 50 bis 60% größere spezifische Leistung als Viertaktmaschinen von entsprechender Geschwindigkeit; s. nächste Seite. 225Google Scholar
  14. 1).
    Für Einzylinder-Dampfmaschinen erhält Gleichung (31) die Form Vh. Gewöhnlich ist hier p = 2 bis 2,5 kg/qcm; berücksichtigt man noch, daß ihre wirtschaftliche Umlaufzahl erfah-rungsgemäß um etwa % niedriger liegt als bei dem Gasmotor, so ist das Verhältnis der spezifischen Hubräume zwisohen Gas- und Dampf kraft wie 1 : 0,75.Google Scholar
  15. 1).
    Diese sind für sämtliche Beispiele in cm angegeben, da unsere Festigkeitsberechnungen durchweg auf cm beruhen.Google Scholar
  16. 2).
    Die hier und im folgenden vorgenommenen Abrundungen sind für das Endergebnis belanglos und dadurch entstanden, daß in Übereinstimmung mit der Konstruktionspraxis die Zahlenbeispiele wo nur möglich mit dem Rechenschieber gelöst wurden.Google Scholar
  17. 1).
    Dr.-Ing. STERNBERG hat an einem gleichartigen 100 PS Güldner-Motor der Hochschule Karlsruhe für Prof. BRAUER eine genaue Nachrechnung des mit Fig. 88 übereinstimmenden Gestelles durchgeführt, unter der Annahme, daß die Gestellfüße auf der Grundplatte absolut unbeweglich (starr) befestigt seien. Die folgenden Hauptzahlen dieser übrigens sehr umständlichen Untersuchung überraschen:Google Scholar
  18. Die Voraussetzung einer starren Verbindung führt zunächst zu einer Formveränderung, die ein nach außen, also entgegengesetzt der vorherigen Annahme gerichtetes Biegungsmoment hervorrufen würde; folglich würden hier die meistgezogenen Materialschichten nicht, wie nach Beispiel 3, auf der äußeren, sondern auf der Innenseite des Gestellbalkens liegen. Auffallend ist in der Zusammenstellung sodann, daß unter dieser theoretischen Voraussetzung der meistbeanspruchte Querschnitt bei e—e am Balkenfuß, und nicht mehr oben bei a—a liegt. Schließlich ist nach dieser Untersuchung die Gesamtbeanspruchung auf 11,5% Kolbenhub, also während des größten Geradführungsdruckes um 60 bis 100% höher als im Totpunkt . Aber auch dann bleiben die STERNBERG sehen Werte noch um die Hälfte kleiner, als die Durchrechnung des obigen Beispieles sie ergab. Die letztere bietet also eine weit größere Sicherheit und eignet sich auch schon deshalb für den Konstrukteur besser, weil sie ohne großen Zeitaufwand durchgeführt werden kann.Google Scholar
  19. 1).
    Amerikanische Konstrukteure bevorzugen trotzdem das Bajonettgestell (Corliss frames) bei ihren Großgasmaschinen, hauptsächlich um die in der Herstellung schwierigen und teuren gekröpften Kurbelwellen zu umgehen. Ein hübsches Beispiel hierfür ist in vorstehender Figur gezeigt.Google Scholar
  20. 1).
    Bewährte Weißmetallegierung für stark belastete Zapfenlager: 8 Gewichtsteile Kupfer, 12 Antimon, 80 Zinn.Google Scholar
  21. 1).
    Z. Ver. deutsch. Ing. 1901, Seite 1567.Google Scholar
  22. 1).
    Vgl. BACH, Elastizität und Festigkeit, 2. Aufl., Gleichung (77) oder Maschinenelemente, 8. Aufl., Gleichung (137).Google Scholar
  23. 2).
    Elastizität und Festigkeit, Gleichung (8) oder Maschinenelemente, Gleichung (103).Google Scholar
  24. 3).
    Das negative Vorzeichen deshalb, weil das Moment auf Verminderung der Krümmung hinwirkt.Google Scholar
  25. 4).
    Zeichnerische Lösung siehe Z. Ver. deutsch. Ing. 1901, Seite 164.Google Scholar
  26. 5).
    BACH, Elastizität und Festigkeit, §22 Gleichung (1) oder Maschinenelemente, 8. Aufl., Gleichung (137), Seite 43.Google Scholar
  27. 1).
    Prof. M. ENSSLIN berechnet in Dinglers Polyt. Journal 1908, Seite 465 auf der Grundlage der Wärmeleitungsfähigkeit von Metallwänden aus der Kühlwasserwärme folgende Temperaturen für den einstückigen Zylinder (ähnlich Fig. 161) einer doppeltwirkenden Gichtgasmaschine. Hauptmaße : Zylinderbohrung 95 cm, ungefähre Hublänge 130 cm; Wandstärke des Innenzylinders 60 mm, der Ventilstutzen 55 mm, des wassergekühlten Kolbenbodens 60 mm. Durchmesser der Kolbenstange außen 260 mm, innen 110 mm. Temperaturunterschied zwischen der inneren (erhitzten) nud der äußeren (gekühlten) Wandungsfläche am heißesten Zylinderende 110°, an den Ventilstutzen 100°. Durchschnittliche Wandungstemperatur auf der von den heißen Verbrennungsgasen berührten Zylinderlänge 70°, auf der ganzen Zylinderlänge 62 bis 65°. Temperatur des äußeren Mantels 30°, also mittlerer Temperaturunterschied bei Innenzylinder und Außenmantel 70 — 30 = 40° bzw. 65 — 30 = 35°. Diese Rechnungswerte sollen nur einen ungefähren Anhalt geben, da ihre Ableitung mit wesentlichen Schätzungen behaftet ist. (Vgl. hiermit die gemessenen Temperaturen in nebenstehender Zahlentafel 13.)Google Scholar
  28. 1).
    Z. Ver. deutsch. Ing. 1902, Seite 127.Google Scholar
  29. 1).
    BACH, Maschinenelemente , 10. Aufl. . Seite 48.Google Scholar
  30. 1).
    BACH, Maschinenelemente. 10. Aufl., Seite 845.Google Scholar
  31. 1).
    Eine alte Gepflogenheit des Dampfmaschinenbaues brachte es mit sich, den Verdichtungsraum der Verbrennungsmotoren auch als schädlichen Raum zu bezeichnen. So allgemein ist das unbegründet; wohl aber kann man die der Entflammung und vollkommenen Verbrennung hinderlichen Zerklüftungen mit Recht als „schädliche Räume“ ansehen.Google Scholar
  32. 1).
    Prof. A. NÄGEL hat diesbezüglich folgende Bedenken (s. Z. Ver. deutsch. Ing. 1911, Seite 1330) : „Es erscheint nicht ausgeschlossen, daß für die Formgebung des Verdichtungsraumes der rein thermische Gesichtspunkt für größere Abmessungen einer gewissen Einschränkung bedarf. Bei kleinen Maschinen drückt der Wandungseinfluß die Mitteltemperatur der eben verbrannten Zylinderfüllung in solchem Maße herab, daß für die Haltbarkeit der mit der Gasladung in Berührung kommenden Metallteile keine Gefahr besteht. Es ist mit Sicherheit anzunehmen, daß die Mitteltemperatur der Gasladungen um so höher verläuft, je größer und je kompakter der Verbrennungsraum gestaltet ist; somit tritt bei dieser thermisch richtigen Raumgestaltung die Gefahr auf, daß bei größeren Ausführungen Kolbenböden, Auspuffschlitze, Düsenplatten usw. trotz kräftiger Kühlung an ihrer Oberfläche den hohen Temperaturen dauernd nicht gewachsen sind. Diese Überlegung führt namhafte Konstrukteure zu der Annahme, daß man — im Gegensatz zur ausschließlich thermischen Beurteilung — bei großen ölmaschinen einen mehrfach unterteilten Verbrennungsraum mit verhältnismäßig großer Kühlfläche anwenden müsse, um der genannten Gefahr vorzubeugen und die Maschine betriebssicher zu machen. Es kann bei der Kompli-ziertheit der Erscheinungen nur die Erfahrung entscheiden, welcher Weg richtig ist.“ — Ich meine, die Erfahrung wird nur das bestätigen, was schon einfache Überlegung sagt, nämlich daß die wärmetheoretisch günstigste, rein zylindrische Form auch die bruchsicherste wie überhaupt betriebstechnisch beste ist. Die größere Kühlfläche der zerklüfteten Verbrennungsräume kann zwar die an sich niedrige Verdichtungstemperatur empfindlich herunterziehen, aber wohl nur in geringem Maße die Durchschnittstemperaturen der erhitzten Wandungen. Man übersieht hierbei, daß die aus der Raumzersplitterung stets hervorgehende unvollkommene und verspätete Verbrennung in der Regel auch eine Erhöhung ihrer mittleren Temperatur zur Folge hat, womit dann die unterteilten Verdichtungsräume eine der oben angenommenen gerade entgegengesetzte Eigenschaft erhalten würden.Google Scholar
  33. 1).
    Wertvolle Mitteilungen aus der Praxis enthält ein Vortrag REINHARDTS, der in Stahl und Eisen 1902, Heft 21 veröffentlicht ist.Google Scholar
  34. 1).
    BACH, Maschinenelemente, 10. Aufl., Seite 50.Google Scholar
  35. 2).
    BACH. Maschinenelemente, 10. Aufl., Seite 837.Google Scholar
  36. 1).
    Vgl. auch Bach Maschinenelemente 10. Aufl., Seite 838.Google Scholar
  37. 1).
    Nach Drucksachen der Firma DR. PRÖLL in Dresden.Google Scholar
  38. Andere Lieferanten für Gasmaschinen-Stopfbüchsen sind Howald-Werke in Kiel, Sack & Kiesselbach in Düsseldorf-Rath.Google Scholar
  39. 1).
    Prof. Ensslin kommt in der Seite 120 genannten rechnerischen Untersuchung zu folgenden ungefähren Temperaturen bei einem doppeltwirkenden Motorkolben von 130 cm Durchmesser und 4 cm Bodendicke: Kolbenböden innen 55—70°, außen 127—150°, Mittel 91—109,5°; Kolbenmantel (geschätzt) oo 75°; Kolbennabe ungefähr gleich der Kühlwassertemperatur (35°).Google Scholar
  40. Für den ungekühlten Tauchkolben einer 8 PS-Motors wird a. a. O. die Bodentemperatur zu 279—281° berechnet.Google Scholar
  41. 1).
    Bach, Maschinenelemente, 10. Aufl., Seite 49.Google Scholar
  42. 1).
    Praktisch geschieht dies in einigen Werkstätten derart, daß man das betr. Kolbenende während der Bearbeitung ständig auf die mutmaßlich höchste Betriebstemperatur erhitzt (z. B. durch Gasflammen) und so den Körper auf der ganzen Lange zylindrisch dreht. Nach dem Erkalten ist das innere Kolbenende entsprechend verjüngt. Verläßlich ist das Verfahren nicht, weil es die Zylinderausdehnung außer acht läßt und überhaupt eine genügende Übereinstimmung zwischen der künstlichen Erwärmung und dem wahren Betriebszustande nicht zu erzielen ist. Die erheblich einfachere kalte Bearbeitung ist deshalb vorzuziehen.Google Scholar
  43. 1).
    Besonders geeignet ist der sog. Mannesmann-Compoundstahl, der beim Härten einen weichen Kern behält und so vor versteckten Härtebrüchen schützt.Google Scholar
  44. 1).
    Z. B. Ensslin in Dinglers Polyt. Journ. 1907, Seite 577; BACH, Mitteilungen über Forschungsarbeiten Heft 31; Pfleiderer, Z. Ver. deutsch. Ing. 1910, Seite 317 usw.Google Scholar
  45. 1).
    Die vollständige Ableitung gibt K. Reinhardt in der Z. Ver. deutsch. Ing. 1901, Seite 375 ; der eingehenden Untersuchung entstammen auch die Zahlentafeln 16 und 17.Google Scholar
  46. 2).
    Ein auf manchen Versuchsständen bei durchblasenden Kolben notgedrungen zur Anwendung kommendes Gewaltmittel zur Erhöhung des Liderungsdruckes p ist das absichtliche Überleiten der Verbrennungsspannurig in die Ringnuten, also hinter die Kolbenringe — konstruktiv und betriebstechnisch gleich ungehörig.Google Scholar
  47. 1).
    Vgl. HÜTTE, Des Ing. Taschenbuch, 10. Aufl., I. Teil, Seite 213 und 415.Google Scholar
  48. 2).
    Über die Voraussetzungen für das Anwendungsgebiet dieser Formel siehe Fußnote auf Seite 177.Google Scholar
  49. 1).
    Veröffentlicht in Dinglers Polytechn. Journal 1912, Seite 273 ff.Google Scholar
  50. 2).
    Z. Ver. deutsch. Ing. 1907, Seite 743.Google Scholar
  51. 1).
    Ein ohne fliegenden Drehkopf auszuführendes Annäherungsarbeitsverfahren der MAN-Nürnberg beschreibt die HÜTTE, Des Ing. Taschenbuch, 10. Aufl., I. Teil, auf Seite 819.Google Scholar
  52. 1).
    Diese Bauart entstammt alten amerikanischen Dampfmaschinen, ist jedoch neuerdings auch von Gasmaschinenfabriken mit Erfolg aufgegriffen worden.Google Scholar
  53. 1).
    Diese Knickformel gilt für den sog. zweiten Belastungsfall, wobei die Stangenenden als frei geführt und genau im Querschnittsmittel auf Spitzen gelagert vorausgesetzt sind (vgl. HÜTTE, Des Ing. Taschenbuch, 21. Aufl., I. Teil, Seite 533). Bei den Schubstangen trifft diese Voraussetzung nur für die Schaftbeanspruchung in der Schwingungsebene der Stange zu. In der hierzu senkrechten (Lagerachsen-) Richtung herrscht ein günstigerer Belastungszustand, weil in dieser Richtung die Stangenenden sich — statt auf Spitzen — auf breite Lagerflächen stützen und durch die Zapfenlager auch noch eingespannt werden. Allerdings ist diese Einspannung nie so vollkommen, daß mit dem gerechnet werden dürfte; es wird jedoch bei schweren Schubstangen mit flachen oder profiliertem Schaft manchmal auf den günstigeren Stützzustand Rücksicht genommen, indem man das in der Lagerachsenrichtung wirksame Trägheits-moment Jmm um x / 4 bis 1 / 3 kleiner ausführt als das Moment Jmax für die Bewegungsebene.Google Scholar
  54. 1).
    Zahlen werte von J können ohne weiteres den Sondertafeln gebräuchlicher Taschenbücher entnommen werden.Google Scholar
  55. 1).
    Die Maschine (D = = 29 cm, 8 = 45 cm, n — 210) hat ihr Schicksal dem Schubstangenkopf Fig. 319 und 320 zu verdanken, trotzdem dessen Abmessungen nach Ansicht der Erbauer „sehr reichlich“ waren. Tatsächlich läßt sich auf dem üblichen Wege auch schnell nachweisen, daß durch den normalen Beschleunigungsdruck (Pb CN O 3200 kg entsprechend pb0 —4,8 kg/qcm Kolbenfläche) die beiden Stege an ihrer schwächsten Stelle nur mit etwa 65 kg/qcm auf Zug beansprucht wurden, ein Bruch also gar nicht eintreten durfte. Er ist aber trotzdem erfolgt, und zwar sehr wahrcheinlich zuerst in dem unteren Steg, der die in Fig. 319 angedeutete Bruchstelle aufwies. Der scharfkantige Ausschnitt für das nachstellbare Schalenstück mußte ja auch zu einem Einreißen des Materials (vielleicht schon beim Einpassen der Schalen oder in der ersten Betriebswärme) führen. Später ist dann der ganze Kopf abgeklafft und der zweite Riß an der oberen, wiederum durch eine scharfkantige Aussparung ungewöhnlich geschwächten Stelle entstanden. Nach der Zerstörung, der ein anhaltendes heftiges Klopfen im Kolbenbolzenlager vorausging, wurde der Schubstangenschaft so vorgefunden, wie Fig. 321 veranschaulicht. Mutmaßlich ist das freie Stangenende nach dem Abreißen des inneren Kopfes in der Drehrichtung der Welle abgeschleudert und von der rechten (vorderen) Rahmenseite aus wieder in den Kurbeltrog zurückgezogen worden, wobei es zwischen Fundament und Kurbelarme eingeklemmt und verbogen wurde. Während der Einklemmung wurde der Rahmen hochgezwängt und zerstört; dabei rissen auch die Ankerschraube ab. Der Kolben blieb unbeschädigt und war auch nach dem Betriebsunfall im Zylinder leicht beweglich. Anfressen ist also keinesfalls als Entstehungsursache anzusehen. Vielleicht hat eine ungewöhnliche Verstärkung der Beschleunigungskräfte infolge eines zu großen Lagerspielraumes, worauf Seite 184 noch näher eingegangen wird, den Bruch mit verursacht.Google Scholar
  56. 1).
    Nachweis hierfür entwickelt Ensslin in Dinglers Polytechn. Journal 1907, Heft 38.Google Scholar
  57. 2).
    Vgl. Bach, Die Maschinenelemente, 10. Aufl., Seite 772; auch Hütte , Des Ing. Taschenbuch, 1. Aufl., I. Teil, Seite 943.Google Scholar
  58. 1).
    Die Maschinenelemente, 10. Aufl., Seite 772 und 814.Google Scholar
  59. 2).
    Auch beim Abstellen der Maschinen aus voller Geschwindigkeit treten ähnliche Vorgänge auf.Google Scholar
  60. 1).
    Für einen 100 PS Güldner-Motor nach wirklichen Ausführungs-Unterlagen genau durchgerechnet von Dipl.-Ing. Hollen Weger.Google Scholar
  61. 1).
    Nach einem zerstörenden Schubstangenbolzenbruche bei einer 100-PS-Maschine fand ich die PENNschen Muttern des äußeren Stangenkopfes in dem durch Fig. 326 und 327 skizzierten Zustande vor; beide Bolzen abgerissen und noch im Deckel steckend. Mutter A (Fig. 326) annähernd in richtiger Stellung auf dem Gewinde. Zäpfchen der 5 / 8 “ Sicherheitsschraube a glatt abgeschert; Sperrbund bei b um 1,5 bis 2 mm durchgebogen. Mutter B (Fig. 327) um e = 15 bis 20 mm auf dem Gewinde gelöst, zuletzt in einer Stellung, daß die unbeschädigt und fest angezogen gebliebene Sicherheitsschraube statt richtig in Punkt a nun in a’, d. h. außerhalb des Bundes angriff. Sperrbund bei c auf etwa 25 mm Breite ausgerissen; eines der harten Bruchstücke d auf der anderen Seite des Risses eine noch tiefere Druckstelle d auf der belasteten Mutterfläche eingetrieben. Material von Bolzen und Muttern vollständig fehlerfrei. Zerstörung trat in der Mittagspause bei leerlaufendem Motor kurz vor Belastung ein. Wahrscheinliche Ursachen: Zu großes Lagerspiel infolge Lockerung einer oder beider Bolzenmuttern trotz ihrer PENN schen Sicherung.Google Scholar
  62. 2).
    Beim Heißlaufen von Kurbelzapfenlagern greifen Maschinisten unüberlegt zu drastischen Kühlmitteln (Übergießen mit kaltem Wasser, nasse Packungen u. dgl.), wobei die Stahlbolzen viel von ihrer gewöhnlichen Dehnbarkeit verlieren können. Bei Flußeisenbolzen ist diese Gefahr viel geringer. Es empfiehlt sich, in den Betriebsvorschriften das schnelle Abschrecken zu verbieten und nach jedem Heißlaufen das vorsichtige Ausglühen der betroffenen Schraubenbolzen vorzuschreiben.Google Scholar
  63. 1).
    Die betriebstechnische Wichtigkeit reichlich bemessener und richtig ausgeführter Schubstangenschrauben lernt man erst dann greifbar kennen, wenn man Kenntnis erlangt von den schweren Zerstörungen, die fehlerhaft hergestellte oder falsch bediente Schrauben dieser Art immer wieder verursachen. Besonders lehrreich sind diesbezüglich die alten gründlichen Berichte über den Untergang des englischen Schiffes „City of Paris“ infolge Zerstörung seiner 10 000-PS-Maschine (Z. Ver. deutsch. Ing. 1890, S. 1221) und über ähnliche gewaltsame Erscheinungen an 4 Hammermaschinen im Hamburger Elektrizitätswerk (Z. Ver. deutsch. Ing. 1891, S. 134, 201, 235, 428 usw.). Ebenso beachtenswert ist hier aus neuerer Zeit ein Vortrag von SELLGE über Betriebsschwierigkeiten bei Großgasmaschinen, den die Zeitschrift „Stahl und Eisen” 1907, Seite 222 und 627 veröffentlicht hat.Google Scholar
  64. 1).
    Zweckmäßig ist das Verfahren von MOLLIER siehe Z. Ver. deutsch. Ing. 1903, Seite 1638.Google Scholar
  65. 1).
    Verschiedene theoretische Untersuchungen über die „desaxiale“ Kurbelwellenlagerung brachte die Zeitschrift Der Motorwagen im Jahrg. 1910, besonders in Heft I, XI I bis XIV und XX; in der letztgenannten Nummer gibt SEPPELER die günstigste Nach Vorreiter (Zeitschr. f. Plugtechnik 1910, Heft 1; ferner Dinglers Polyt. Journal 1912 S. 819) ist die Schränkung am günstigsten, wenn sie 1/8 des Hubes (also a — x/4 r nach Seite 189) beträgt; hierbei soll eine Sechszylindermaschine infolge des besseren mechanischen Wirkungsgrades eine Mehrleistung von 2% ergeben, was nicht gerade erheblich ist.Google Scholar
  66. 1).
    In Amerika beherrschen die Stirnkurbelwellen noch den ganzen Großgasmaschinenbau, ebenso wie das Seite 104 (Fig. 96) erwähnte einbalkige Bajonettgestell. Man vereinfacht und verbilligt sich dadurch die Ausführung und nimmt auf die Abneigung der amerikanischen Stahlwerke gegen schwere gekröpfte Gasmaschinenwellen entsprechende Rücksicht. Welch gewaltige Abmessungen die Stirnkurbeln schließlich erhalten, macht Fig. 338 augenscheinlich.Google Scholar
  67. Andere Ausführungsbeispiele derartiger Maschinen enthält der amerikanische Sonderteil der englischen Ubersetzung dieses Buches, bearbeitet von H. DIEDERICHS, Prof. an der Cornell University Ithaka. Vgl. hierzu auch den Reisebericht von PAUL RIEPPEL in der Z. Ver. deutsch. Ing. 1909, S. 2029.Google Scholar
  68. 1).
    Abweichungen im Berechnungsverfahren für stehende Maschinen siehe Seite 213.Google Scholar
  69. 1).
    Die praktische Anwendung der Gleichung (30a) wird sehr erleichtert durch die Umrechnungstabelle von W. Prollius; S. Hütte, Ing.-Taschenbuch 21. Aufl., I. Band, Seite 605.Google Scholar
  70. 1).
    Beachte auch Anmerkung zu Gleichung (30 a), Seite 203.Google Scholar
  71. 1).
    Vgl . Z . Ver . deutseh. Ing . 1906, Seit e 1032.Google Scholar
  72. 1).
    Abweichungen im Berechnungsverfahren für Standmaschinen siehe Seite 214.Google Scholar
  73. 1).
    Einen solchen Fall behandelt eingehend Prof. GÜMPEL in der Z. Ver. deutsch. Ing. 1912, Seite 1030. Die betreffende Kurbelwelle — zu einem Dreizylinder-Dieselmotor gehörend — wurde dicht am Kuppelflansch abgewürgt. Durch Verstärkung des anschließenden Wellendes von 250 auf 300 mm (der Stärke des Schwungradsitzes) gelang es schließlich, dauernde Abhilfe zu schaffen.Google Scholar
  74. 1).
    Alle Zahlen werte mit der im Gebrauche des Rechenschiebers üblichen Abrundung.Google Scholar
  75. 1).
    “Wertvolle Hilfsmittel für solche Untersuchungen sind die neueren Arbeiten von ENSSLIN („Mehrmals gelagerte Kurbelwellen mit einfacher und doppelter Kröpfung”), Duffing („Beitrag zur Bestimmimg der Formveränderung gekröpfter Kurbelwellen“). Pfleiderek, (in Bach, Maschinenelemente 10. Aufl., Seite 533); ferner die auf den nächsten Seiten genannten lEinzelabhandlungen.Google Scholar
  76. 1).
    Entsprechend Zahlenbeispiel 6.Google Scholar
  77. 2).
    Aus Ensslin, Mehrmals gelagerte Kurbelwellen, Seite 45.Google Scholar
  78. 3).
    Vgl. Ensslin a. a. O. Seite 63.Google Scholar
  79. 1).
    Z. Ver. deutsch. Ing. 1909, Seite 295.Google Scholar
  80. 2).
    Aus einer Untersuchung von Max Ensslin in der Zeitsuhr. d. Österr. Ing.- u. Arch.-Vereins 1911, Seite 228.Google Scholar
  81. 3).
    Vgl. in der ENSSLIN sehen Arbeit die Gleichung (2) und (3) ; außerdem HÜTTE, Des Ing. Taschenbuch 21. Aufl., III. Teil, Seite 139 und 182.Google Scholar
  82. 1).
    Nach einem von ENSSLIN in der Zeitschr. f. gewerbl. Unterricht 1910,. Seite 241 näher entwickelten Verfahren.Google Scholar
  83. 1).
    Vgl. Radinger, Sehnellaufende Dampfmaschinen, Seite 261.Google Scholar
  84. 2).
    Man beachte auch Seite 190 u. f.Google Scholar
  85. 1).
    Zu demselben Ergebnis kommt Kölsch in seiner sehr gründlichen Arbeit: Gleichgang und Massenkräfte bei Fahr- und Flugzeugmaschinen, Berlin 1911; siehe Seite 291.Google Scholar
  86. 1).
    Siehe V. Teil , Seite 598 ; vgl . Riedler, Wissenschaftlich e Automobilwertun g Berich t X .Google Scholar
  87. 1).
    Vgl. Z. Ver. deutsch. Ing. 1910, Seite 306.Google Scholar
  88. 1).
    Z. Ver. deutsch. Ing. 1908, Seite 578. — Eine sehr gründliche, auch in ihren praktischen Folgerungen beachtenswerte einschlägige Untersuchung ist die Doktor-Arbeit von G. Hellenschmidt über „Gemischbildungen der Gasmaschine“ (Springer, Berlin 1911).Google Scholar
  89. 1).
    Beachtenswert ist hier auch die soeben in der Z. Ver. deutsch. Ing. (1913, Heft 18) erschienene „Zeichnerische Untersuchung der Gemischbildung in Gasmaschinen“ von J. Magg.Google Scholar
  90. 1).
    Einschlägige Abhandlungen brachte die Zeitschrift Der Motorwagen Jahrg. 1910, Heft X, XVIff. , auch Jahrg. 1905, Heft XXXIV.Google Scholar
  91. 1).
    Das Aufzeichnen derartiger Steuerhubdiagramxne geht schnell, wenn man das Koordinatennetz mit der, für ein mittleres SchubstangenverhäJtnis oder auch ohne Rücksicht hierauf eingetragenen Kolbenwegsinoide als Weißpausen vorrätig hält und diese von Fall zu Fall durch Nachtragen der Steuerungssinoiden ergänzt.Google Scholar
  92. 1).
    Der „Drehwinkel“ 5 wird in manchen Werkstätten zum Nachprüfen der Außenwinkel a’ und ß/ mittels Drehlehren verwertet; die direkte Messung von a’ und ß/ mittels besonderer Winkelmeßapparate ist jedoch vorzuziehen. Zu beachten ist, daß die genannten Außenwinkel die Grundlage für das Hobeln der Verzahnung sind, also beim Drehen der Radkörper sehr genau eingehalten werden müssen.Google Scholar
  93. 2).
    Einzelne Konstrukteure halten eines der Steuerungsräder in den Armen erheblich schwächer, als die übrigen, damit bei ungewöhnlichen Steuerungswiderständen nur dieses „Bruchrad“ zerstört wird.Google Scholar
  94. 1).
    Für gegossene, also unbearbeitet bleibende Hebel ist der elliptische Armquerschnitt der geeignetste; frei liegende Hebelarme mit rechteckigem Querschnitt sind immer blank zu bearbeiten.Google Scholar
  95. 1).
    Vor allem Leist, Steuerungen der Dampfmaschinen, 2. Aufl. Seite 485 bis 506; ferner Z. Ver. deutsch. Ing. 1908, Seite 2043, und die Doktorschrift von HELLER. „Über die Formgebung der Steuernocken“ (Berlin 1912).Google Scholar
  96. 2).
    Umgekehrt wirkt der zuweilen anzutreffende „negative Nocken“, bei dem die Rolle durch einen Ausschnitt am Umfange einer Kreisscheibe radial geführt wird.Google Scholar
  97. 1).
    LEIST, Steuerungen der Dampfmaschinen, 2. Aufl., Seite 506 bis 539, insbesondere das dort veröffentlichte Hilfsmittel der „Normalwegkurven“. Ferner Z. Ver. deutsch. Ing. 1905, Seite 1581 ff. ; Motorwagen 1910, Heft XX V und XXXIII.Google Scholar
  98. 1).
    Über die Anwendungsgrenze von Umsteuerschrauben s. Z. Ver. d. Ing. 1912 Nr. 37.Google Scholar
  99. 1).
    Beschreibungen von gebräuchlichen Umsteuerungsarten finden sich u. a. in der Zeitschrift „Schiffbau“ 1911 Nr. 13 bis 18 und 1913 Nr. 13 bis 17; ferner im Jahrbuch der Schiffbautechnischen Gesellschaft 1910 (Vortrag Romberg) , sowie in den letzten Jahrgängen der Z. Ver. deutsch. Ing. und des Motorwagen. Es handelt sich dabei vorwiegend um patentierte Sonderkonstruktionen.Google Scholar
  100. 1).
    Diese und die auf Seite 287 und 288 folgenden Tachogramme, einem in Engineering News vom 2. August 1900 veröffentlichten Bericht des Prof. A. REEVE vom Polytechnic Institute in Worcester entnommen, wurden mittels eines elektrisch erregten Stimmgabel-Tachographen eigener Bauart auf berußtem Papier indiziert und nachträglich für den Versuchsbericht möglichst genau umgezeichnet.Google Scholar
  101. 1).
    Zahlennachweis hierfür auf den folgenden Seiten.Google Scholar
  102. 1).
    W. RIBH N hat diese Gleichung anläßlich seiner Doktorarbeit an einer liegenden Leuchtgasmaschine (D = 210 mm, S == 320 mm, n = 320, Gt = 56 kg) mit Hilfe von Wirbelstromtachographen bei verschiedenen Verdichtungsgraden (e) auf ihre praktische Brauchbarkeit nachgeprüft (vgl. dessen Dissertation „Die experimentelle Bestimmimg des Ungleichförmigkeitsgrades“, Berlin 1912.Google Scholar
  103. 1).
    Dem widerspricht die andere Erfahrung nicht, daß die übliche Annahme: „Radgewicht = l 1 / 3 Kranzgewicht“ in der Regel zu kleine Werte liefert, da ausgeführte Räder fast immer ein Gesamtgewicht vom 1,6- bis 1,6 fachen Kranzgewicht G’ zeigen. Das Gewicht der Nabe und Verbindungen ist mitbestimmend.Google Scholar
  104. 1).
    Siehe Z. Ver deutsch. Ing. 1903, Seite 1704.Google Scholar
  105. 1).
    GelegentÜche Zündungsversager stören besonders bei Mehrzylindermaschinen den Gleichgang empfindlich, siehe Seite 291.Google Scholar
  106. 1).
    Kölsch, Gleichgang und Massenkräfte bei Fahr- und Flugzeugmaschinen. Berlin 1911.Google Scholar
  107. 1).
    Näheres über die mechanischen Anforderungen beim Parallelbetrieb von Wechselstrommaschinen siehe Hütte, Des Ing. Taschenbuch, 21. Aufl., II. Band, Seite 932; ferner Z. Ver. deutsch. Ing. 1904, Seite 793; Elektrotechn. Zeitschr. 1902, Nr. 14; 1903, Seite 561 und 857; Mitteilg. über Forschungsarbeiten, Heft 61.Google Scholar
  108. 1).
    Der Einfluß der Einblasepumpe auf die resultierende Kurbeldrehkraft ist in Konstruktionstafel VI nicht für sich behandelt worden, da hierbei die Kolbenläufigkeit mitspricht; die Zahlentafel 33 jedoch nimmt unter der ungünstigsten Voraussetzung mit etwa 10% Abrundung auf den Luftpumpenwiderstand Rücksicht.Google Scholar
  109. 2).
    Nach Versuchen des Bayer. Revisionsvereins ist bei einem Ungleichförmigkeitsgrade d = 1 : 6 0 die Gleichmäßigkeit des Glühlichtes, gewöhnlich noch gut. Prof. Friese konnte jedoch feststellen, daß besonders geübte Personen sogar bei einem 5 = 1 : 400 noch Lichtschwankungen wahrnehmen, während bei derselben Anlage ein anderer Beobachter das Licht noch für gut erklärte, als 5 auf 1 : 50 vergrößert worden war.Google Scholar
  110. 3).
    Elektrische Bahnen ohne Pufferbatterie verlangen für die Betriebsmaschinen ein Schwungmoment für S — 1: 250 und noch darüber.Google Scholar
  111. 1).
    Eine sehr gründliche Behandlung dieser Frage findet sich in TOLLE, Die Regelung der Kraftmaschinen, 2. Aufl., Seite 163; etwas übersichtlicher in Lindneb, Maschinenelemente, Seite 116; einschlägige allgemeine Erläuterungen gibt auch Bach, Die Maschinenelemente, 10. Aufl., Seite 482.Google Scholar
  112. 2).
    Scheinbar wird die Armbeanspruchung die größtmögliche, wenn die Kurbel bei höchster Umlaufzahl (Fmax ) durch eine Frühzündung plötzlich ein Drehmoment in dem der Umdrehrichtung ent gegengesetzten Sinne erhält. Tatsächlich tritt dieser Fall nie ein, da Vorzündungen mit vollem Verpuffungsdruck (Pz) nur in der Nähe des inneren Totpunktes entstehen können, wo ihr Drehmoment immer erheblich kleiner als dasjenige der Schwungmassen ist und durch letztere leicht überwunden wird.Google Scholar
  113. 1).
    Die größte Ladeprofilhöhe (über Schienenkante) ist 4280 —-130 = 4150 mm; da die Plattformhöhe des Wagens oo 1300 mm ist, so verbleiben äußerst 4150 — 1300 = 2850 mm Ladehöhe in der Gleismitte. Bei geteilten Schwungrädern ist ebenso mit diesem freien Lademaß zu rechnen, wenn die Kranzstücke wie üblich auf den Teilflächen stehend verladen werden.Google Scholar
  114. 1).
    Hierfür genügt eine Erwärmung vor dem Aufziehen auf 300 bis 350°; zu hohe, ebenso zu schnelle Erwärmung ist schädlich. (Bei dunkler Rotglut, etwa 700°, beträgt die Längenausdehnung des Eisens und Stahles annähernd 0,000011 700 od 0,08als o 1 : 125; die Proportionalitätsgrenze liegt aber schon bei 1 : 1300.)Google Scholar
  115. 1).
    Nach theoretischen Untersuchungen von Hellenschmidt und Magg ist für Gasmaschinen die zweckmäßigste Regelungsart, während der oberen Belastungsstufen das Gemisch und während der unteren bis zum Leerlauf die Füllungen der Leistung anzupassen. Vgl. Z. Ver. deutsch. Ing. 1912. Seite 30, ebenda 1913, Seite 698.Google Scholar
  116. 1).
    Vgl. Güldner, Fahrzeugmotoren für flüssige Brennstoffe, Seite 34.Google Scholar
  117. 1).
    Vgl. z. B. die Untersuchung von M. Baraz, Z. Ver. deutsch. Ing. 1894, Seite 1007, über zwei ältere Pendelregler von Deutzer Kleinmotoren.Google Scholar
  118. 1).
    Zur Frage: Mauerwerks- oder Betonfundamente? vergleiche Z. Ver. deutsch. Ing., 1912, Nr. 38 und 46. Anweisungen für die sachgemäße Ausführung und zulässige Beanspruchung der Betonfundamente enthalten die. „Normen des Vereins deutscher Portlandzementfabriken“, werden außerdem von Fall zu Fall durch die „Auskunftsstelle” dieses Vereins in Heidelberg erteilt.Google Scholar
  119. 2).
    Die Berliner „Ministeriellen Bedingungen für Hochbauten“ vom 31. Januar 1910 lassen bei ruhender Belastung für Mauerwerk aus Klinkern in Zementmörtel bis 20 kg/qcm, bei Fundamenten aus Stampfbeton bis 15 kg/qcm Druck zu, also rund das Dreifache der oben gewählten Grenzwerte für wechselnde Belastungen.Google Scholar
  120. 1).
    Die Güte und Tragfähigkeit des Baugrundes nach seiner geologischen Beschaffenheit behandelt Hütte, des Ing. Taschenbuch, im 3. Bande der 21. Auflage Seite 229.Google Scholar
  121. 2).
    Vgl. „Maschinengründungen“ in Z. Ver. deutsch. Ing. 1908, Seite 877.Google Scholar
  122. 1).
    Solche sind u. a. Genest & Stössel in Lankwitz-Berlin für Korkunterlagen; Filzfabrik Adlershof A.-G. in Adlershof-Berlin für Eisenfilz.Google Scholar
  123. 2).
    Vgl. Bayerisches Industrie- und Gewerbeblatt 1911, Nr. 25.Google Scholar
  124. 3).
    Beschreibung einer durch die Baugrund- und Wasserverhältnisse besonders schwierigen Fundamentanlage für 4 x 300 PS Dieselmotoren in der Deutschen Bauzeitung 1908, Nr. 5, 6 und 8.Google Scholar
  125. 4).
    Eine sehr eingehende Betrachtung der hier bestimmenden Verhältnisse findet man in BACH, Maschinenelemente, 10. Auflage, Seite 162 u, f.Google Scholar
  126. 1).
    Vgl. hierzu Z. Ver. deutseh. Ing. 1893, Seite 1425 und 1615.Google Scholar
  127. 1).
    Solche liefert u. a. die Firma Stadelmann & Co. , Nürnberg.Google Scholar
  128. 1).
    Aus der Z. Ver. deutsch. Ing. 1912, Seite 986.Google Scholar
  129. 1).
    Wohl dje älteste, die Konstruktion und Betriebsergebnisse von Einspritzvergasern behandelnde Schrift ist: PERISSE, Les Carburateurs, Paris, bei Masson ET CIE. Grundlegend für die Theorie wurdedie von KREBS der Pariser Akademie der Wissensehaften unterbreitete Arbeit (vgl. Z. Ver. deutsch. Ing. 1912, Seite 1076). Zu nennen sind außerdem die letzten Jahrgänge von „Der Motorwagen“, zumal 1906, Nr. 27, 1908, Seite 972 und 1911, Nr. 35; Dinglers Polytechn. Journal 1912, Nr. 42 ~u. f. Ferner die Studie von Heller über die Vergaser von Motorfahrzeugen in der Z. Ver. deutsch. Ing. 1912, Nr. 27 und auch noch die Doktorschrift von Georg Bergmann über „Indikator für’ Einspritzvergaser und die Pitotsehe Düse”, Berlin, bei M. Krayn.Google Scholar
  130. 1).
    Diesem Entwicklungsgang ist es auch zugute zu. halten, daß alte Bezeichnungen inzwischen zu einer allgemeinen Bedeutung gebracht worden sind, obschon sie durch bessere ersetzt werden könnten. Benennungen, wie „Brennstoffpumpe“ und „Brennstoffventil” haben ihre eigene Entstehungsursache; sie waren bei den Versuchsmaschinen des Werkes Augsburg in den ersten Jahren ganz am Platze, weil diese nicht nur mit Treibölen, sondern auch mit manchen anderen flüssigen, gasförmigen und festen Brennstoffen erprobt wurden. Der heutige Gleichdruckmotor aber hat nur ein Betriebsmittel, das Treiböl (im weitesten Sinn); für ihn würden deshalb z. B. Treibölpumpe, Einspritz- oder Treibölventil, Einspritznadel usw. bestimmtere Benennungen sein. Ähnlich verhält es sieh mit „Einblasepumpe“ (die doch außerhalb des Versuchsstandes auch die Anlaßluft verdichten muß), „Brennstoffbehälter” u. a. Ich schneide diese Frage nur an, um sie praktischen Erwägungen näher zu bringen.Google Scholar
  131. 1).
    Z. B. von A. Balog in Gasmotorentechnik 1911, Seite II .Google Scholar
  132. 1).
    In der Z. Ver. deutsch. Ing. 1911, Seite 1318. Einschlägig ist auch die bekannte Arbeit von Pähl Rieppel über die Verwendung von Teerölen in Dieselmotoren, veröffentlicht in den Mitt. über Forschungsarbeiten, Heft 55, auszugsweise in Z. Ver. deutsch. Ing. 1907, Seite 613, und deren Erörterung durch Capitaine in der Z. Ver. deutsch. Ing. 1907, Seite 1110.Google Scholar
  133. 1).
    Das Verfahren, durch ein leichtentzündliches Hilfsöl die Entflammung einer schwerer entzündlichen Ladung einzuleiten, ist schon bei den ersten Dieselmotoren versucht worden (vgl. D. R. P. 67 207, 82168 und 118 857) und heute nicht mehr geschützt. Störende Patentstreitigkeiten der letzten Zeit stützen sich auf das Konstruktionspatent Nr. 220659/1908 betreffend eine „Brennstoffeinspritzvorrichtung, dadurch gekennzeichnet, daß ein kleiner Teil des Brennstoffes durch einen besonderen Kanal unter Umgehung der Zerstäubungsvorrichtung in der Düse unmittelbar vor der Mündung der Düse in den Arbeitszylinder gelagert wird, wobei der Kanal während des Einspritzvorganges von dem vor dem Zerstäuber liegenden Teil des Düsenraumes abgesperrt ist“.Google Scholar
  134. 1).
    Der Bau von Kraftgasanlagen ist vorwiegend ein Nebenzweig der Motorenindustrie, wird jedoch auch für sich betrieben. Diese Arbeitsteilung ist begründet, wenn dabei umfassende Erfahrungen aus der allgemeinen Gastechnik nutzbar gemacht werden, bedenklich hingegen, wenn sie von Kesselschmieden und ähnlichen Werkstätten nur nebenbei als Lückenfüllung vorgenommen wird. Unerwünscht bleibt bei unerprobten Generatoren die erschwerte Anpassung der Gaserei an das besondere Betriebsverhalten der Gasmaschinen, die am Aufstellungsorte zu zeitraubenden Inbetriebsetzungsversuchen führen und dem Motorenbauer die Verwendung von Gaserzeugern fremden Ursprungs verleiden kann.Google Scholar
  135. 1).
    Fest steht, daß schon mehrere sehr grobe Unregelmäßigkeiten in der Wartung und Instandhaltung Zusammentreffen müssen, um wirklich zerstörende Vergiftungs- und Verbrennungserscheinungen durch die Sauggasanlagen zustande kommen zu lassen. Ein paar erklärende Worte hierzu: Die bei Druck -gasanlagen schon durch kleine Undichtheiten in den Aufstellungsraum ausströmenden Gase werden auch in größeren Mengen von den Wärtern nur selten empfunden, weil das Kohlenoxydgas an sich vollständig geruchlos und unsichtbar ist. Die Vergiftungs- und Explosionsgefahr kann hier also plötzlich und unbemerkt an das Personal herantreten. Bei Sauggas anlagen ist dies ausgeschlossen. Bei ihm können kleinere Undichtheiten wohl eine Verschlechterung des Gases in den Leitungen herbeiführen (die sich dann bald durch eine Abnahme der Motorleistung augenfällig macht); zur Entstehung von wirklich explosiven Gemischen gehören aber Undichtheiten, die praktisch kaum denkbar sind, da Kraftgas und Luft erst im Mischungsverhältnis von rund 1 : 1 Knallgasbildung ermöglicht.Google Scholar
  136. 1).
    Solch e liefern u . a. di e Mars-Fahrrad-Werke i n Nürnberg-Doos .Google Scholar
  137. 1).
    Gebräuchliche Reinheitsgrade für Kraftgase s. Seite 454 u. f.Google Scholar
  138. 1).
    B. von der Firma Eduard Theissen in München; beachte Fußnote auf Seite 454.Google Scholar
  139. 2).
    Die billigste, aber auch ungeeignetste Ausführungsform eines solchen Teerscheiders ist die bekannte zylindrische Stahldrahtbürste, die unmittelbar vor dem Motor in der Gasleitung untergebracht ist. Die Bürste vergrößert auch in reinem Zustande den Saugwiderstand bedeutend und ist meistens schon nach wenigen Betriebstagen so verstopft, daß die Normalleistung des Motors überhaupt nicht mehr erreicht werden kann. Vor ihrem Gebrauch ist also zu warnen.Google Scholar
  140. 1).
    Die Regeneration erfolgt, indem man das Schwefeleisen im Freien ausbreitet und anfeuchtet, wobei der Schwefel sich in freier Form verliert. Durch mehrfaches Umschaufeln wird diese Ausscheidung beschleunigt und zugleich die entstehende Regenerationswärme abgeführt. Vollkommen ausgebrauchte Masse enthält bis zu 40% Schwefel.Google Scholar
  141. 1).
    Nach der Zeitschrift „Die Gasmotorentechnik“ 1906, Nr. 3 und 4. Auch die dort abgedruckten Erklärungen einiger Motorenfabriken zur Frage der Gefährlichkeit der Reinigerwässer verdienen nachhaltige Beachtung.Google Scholar
  142. 2).
    Für nur 3 cbm Stundenleistung kostet ein derartiger Wasserreinigungsapparat rund 3000 Mark ohne Aufstellung und Zubehör bei mehr wie 5 m Bauhöhe und 6 qm Grundfläche.Google Scholar
  143. 1).
    Die Eisenvitriollösung besteht aus 6,5—7 ltr Wasser auf 1 kg Eisenvitriol; man rechnet von letzterem 350—400 g auf cbm Reinigerwasser. Die Wirkung beruht darauf, daß das Eisenvitriol den Schwefelwasserstoff als Schwefeleisenschlamm absetzt.Google Scholar
  144. 1).
    Es ist hier auf die große Gefahr hinzuweisen, die in der Anwendung des bekanntlich ebenfalls in Flaschen käuflich zu beziehenden reinen Sauerstoffes als Anlaßmittel liegt. Unfertige oder leichte sinnige Monteure, die ja bei autogenen Schweißungen u. dgl. den verdichteten Sauerstoff im alltäglichen Gebrauche sehen, greifen gerne zu diesem Hilfsmittel, wenn sie beim ersten Anfahren die Anlaßluft verlieren. Sehr schwere Betriebsunfälle sind auf diesen Mißgriff zurückzuführen, der deshalb in Montageanweisungen und Bedienungsvorschriften streng verboten werden sollte. Ein ebenso verwerflicher Monteurkniff ist das Anwärmen des Luftbehälters, um die Anlaßspannung zu steigern und zugleich die Zündfähigkeit der Druckluft zu verbessern; man übersieht dabei, daß die Schmierölrückstände verdampfen und ein gefährliches brennbares Gemisch in der Luftflasche entstehen kann.Google Scholar
  145. 1).
    Revue industrielle 1898, Seite 229, nach L’Industrie 61ectrique 1898.Google Scholar
  146. 2).
    Beachte Z. Ver. deutsch. Ing. 1913, Seite 1422, wo Prof. Bendemann für Benzin-Flugzeug-motoren die Ausführungsgrenzen mit 6,4PS/ltr ohne Wasserkühlung (Umlauf maschinen) und 12,4PS/ltr mit gekühltem Zylinder aus Prüfungsergebnissen ermittelt.Google Scholar
  147. 1).
    Kutzbach berechnet in der Z. Ver. deutsch. Ing. 1907, Seite 1650 für zwei Gasmaschinen von 2 und 30 PS die auf 1 WE Ladungswärme entfallende kühlende Oberfläche des Verdichtungsraumes zu 400 bzw. 120 qcm; die Zunahme der Leistung um das 15fache hat im vorliegenden Falle eine Abnahme der spezifischen Kühlflächen auf 3/10 zur Folge. Vorausgesetzt ist ein Verdichtungsverhältnis s = 6,58 und ein Gemisch von 500 WE/cbm; ein schwächeres Gemisch würde also die Kühlflächen entsprechend weniger beanspruchen.Google Scholar
  148. 2).
    Soeben wird von Prof. Bertr. Hopkinson in englischen Fachblättern über Versuche mit einer „Einspritzkühlung“ berichtet, bei der das Kühlwasser auf den inneren Wandungen des Zylinderraumes verdampft wird und der Kühlmantel ganz fortfällt. (Vgl. Engineering 1913 Seite 152 bis 154, daraus der Ölmotor 1913 Seite 452.) Ein nachhaltiger praktischer Erfolg ist nicht wahrscheinlich.Google Scholar
  149. 1).
    Junkers gibt in der Z. Ver. deutsch. Ing. 1912, Seite 207 3 für große Gleichdruck-Ölmotoren den Wärmedurchgang sogar mit 200 000 WE/qm, was nebenbei der Heizflächen-Beanspruchung eines stark angestrengten Lokomotivkessels entsprechen würde.Google Scholar
  150. 2).
    Dinglers Polyt. Journal 1908, Seite 469. Auf die dort gefundenen Wandungstemperaturen ist schon Seite 120 und 148 Bezug genommen.Google Scholar
  151. 1).
    Schalldämpfer dieser Art entsprechen den allgemein verbreiteten Dampfauspuffdämpfern und sind käuflich zu beziehen.Google Scholar
  152. 1).
    Aus einem Vortrag des Oberingenieurs K. Kutzbace, veröffentlicht in der Z. Ver.Google Scholar
  153. 1).
    Die Betriebstechniker sollten darauf drängen, daß die einzelnen Rohrstrecken nicht nur in den Plänen, sondern auch bei der fertigen. Installation durch eigene Farben deutlich gekennzeichnet werden. Das ist, wenn es vom Empfänger rechtzeitig verlangt wird, für den Erbauer der Anlage mit keinen Mehrkosten verbunden, betriebstechnisch aber fast unbezahlbar, da durch die Kennfarben die Übersicht und Wartung des Rohrnetzes sehr vereinfacht und mancher Bedienungsmißgriff verhütet wird. Anzustreben ist eine feststehende, einheitliche Farbenskala für die Rohrstrecken der Verbrennungskraftanlagen.Google Scholar
  154. Der Verein Deiitscher Eisenhüttenleiite hat gemeinsam mit anderen Fachverbänden schon früher Einheitsfarben für die Rohrleitungen von industriellen Anlagen vorgeschlagen (vgl. Stahl und Eisen 1911, Seite 1949, Z. Ver. deutsch. Ing. 1911, Seite 2019 und Jahrg. 1913, Seite 462). Die dabei gewählte Farbenskala ist nur teilweise für unser Sondergebiet brauchbar, da sie z. B. Leitungen für Teer, Säuren, Laugen, Vakuum und Dampf berücksichtigt, hingegen die besonderen Leitungen der Verbrennungsmaschinen außer acht läßt. Wenig geeignet sind darin auch die Farben Weiß und Schwarz, die sich in den Zeichnungen überhaupt nicht hervorheben lassen, im fertigen Netz aber versagen, weil unter öligen Händen bald aus Weiß Schwarz wird und die schwarze Farbe für die vielen untergeordneten Rohrstrecken allgemeiner Art frei bleiben sollte.Google Scholar
  155. Ich habe in den farbigen Aufstellungsplänen des V. Teils folgende Einheitsfarben für die Rohrstrecken von Verbrennungskraftmaschinen benutzt: Grün für das Kühlwasser (alle Zu-und Ableitungen), Gelb für alle Brennstoffleitungen (Gas, Treiböl, Benzin usw.); Braun für die Abgas-und Rauchgasleitungen; Hellblau (oder blau) für die Luftsaugleitungen; Dunkelblau für alle Druckluftleitungen (zum Anlassen, Einblasen usw.); Grau für die Entlüftungs-und Entgasungsleitungen; Rosa für die Schmieröl-und Tropfölleitungen.Google Scholar
  156. 1).
    Grundlegende Untersuchungen dieser Art aus der letzten Zeit sind: Doktorarbeit von VoissEL: „Resonanzerscheinungen in der Saugleitung von Kompressoren und. Gasmotoren“, Berlin 1910; ferner in Mitt. über Forschungsarbeiten, Heft 55 (1908): W. BARTH: „Untersuchungen über den Verbrennungsvorgang in der Gasmaschine”, auszugsweise veröffentlicht in der Z. Ver, deutsch. Ing. 1908, Seite 526. Allgemeine Erörterungen auch Z. Ver. deutsch. Ing. 1912, Seite 1084.Google Scholar
  157. 1).
    Der Ing. Taschenbuch 20. Aufl., I. Teil, Seite 497Google Scholar

Copyright information

© Springer-Verlag Berlin Heidelberg 1914

Authors and Affiliations

  • Hugo Güldner
    • 1
  1. 1.Vorstand der Güldner-Motoren-Gesellschaft in AschaffenburgAschaffenburgDeutschland

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