Elektrotechnik.Der elektrische Antrieb von Werkzeugmaschinen. Mit Abbildungen. Der elektrische Antrieb von Werkzeugmaschinen. Während beim elektrischen Antrieb von Werkzeugmaschinengruppen die ursprünglichen Riementriebwerke, wie Deckenvorgelege u.s.w., weitere Verwendung finden, wobei ein Wellenstrang von beschränkter Länge durch eine elektrische Kraftmaschine angetrieben wird, und dieser Wellenstrang den Betrieb auf die Vorgelege der einzelnen Werkzeugmaschinen in bekannter Weise weiterleitet, gestalten sich die Triebwerke beim Antrieb einzelner Werkzeugmaschinen durch besondere Elektromotoren wegen des Wegfalls sämmtlicher Deckenvorgelege mit ihren Riemen wesentlich einfacher und übersichtlicher. Dafür ist aber die Einschaltung eines stark übersetzenden Triebwerkes im Anschluss eines solchen für Geschwindigkeitswechsel zwischen Motor und Werkzeugmaschine erforderlich, von deren Wahl, Ausführung und richtigen Bemessung der Erfolg bedingt wird. Wenn nun bei einer grösseren Anzahl kleineren, wenig Effect verbrauchenden, in Reihen angeordneten Arbeitsmaschinen der Gruppenantrieb empfehlenswerth bleibt, wird bei grösseren, freistehenden Werkzeugmaschinen der Einzelbetrieb zweifellos den Vorzug verdienen und namentlich dann gute Dienste leisten, wenn einzelne Maschinen über die gewöhnliche Arbeitszeit in Thätigkeit bleiben sollen. Wenn auch bei Neuanlagen darauf entsprechende Rücksicht genommen wird, so können ebenso leicht ältere, mit Deckenvorgelege arbeitende Maschinen für den elektrischen Einzelbetrieb eingerichtet werden. Der Geschwindigkeitswechsel wird durch Stufenscheiben bewirkt; neuerdings werden häufig anstatt der gewöhnlichen balligen Scheiben Rillenstufenscheiben mit Trapezriemen angewandt. Letzterer hat gegenüber dem flachen, auf balligen Scheiben laufenden Riemen dengrossen Vorzug gleicher relativer Geschwindigkeit seiner Elemente. Weil nun der Riemen mit trapezförmigem Querschnitt nicht am Rillenboden, sondern nur an den Seitenflanken der Rille zur Anlage kommt, so wird dadurch der Anhaftungscoëfficient, die sogen. Reibungszahl höher und zwar nach der bekannten Beziehung f_1=\frac{f}{sin\,\alpha+f\,cos\,\alpha} zu berechnen sein, wenn a der halbe Keilwinkel bezw. der Neigungswinkel der Rillenflanke gegen die Achsennormale und f die Reibungszahl für den flachen Riemen ist. Für α = 20° und f = 0,28 Leder auf Gusseisen wird f_1=\frac{0,28}{0,342+0,28\,.\,0,9397}=0,463 daher die Reibungszahl für den Trapezriemen um 65 Proc. höher ausfallen. Dadurch wird aber in der Beziehung für die Spannung im ziehenden Riemenstück: K=P\,e^{f_1\,a} der Werth für e^{f_1\,a}=2,72^{0,463\,.\,3}=4,04 e^{f_1\,a}=4 bezw. K = 4 . P d. i. die Spannung im ziehenden Trapezriemenstück ist viermal so gross als jene im gezogenen Riementheil. Dagegen ist e^{f\,a}=2,72^{0,28\,.\,3}=2,32 bezw. K = 2,32 P die Zugkraft im Flachriemen. Da aber für den Trapezriemen (K-P)=T=\left(K-\frac{K}{4}\right) oder T=\frac{3}{4}\,K die tangentiale Triebkraft ist, so ist: K= F1 . S, wenn F1 qmm der Riemenquerschnitt und Sk/qmm die entsprechende Inanspruchnahme desselben ist. Hiernach wird aus F_1S=\frac{4}{3}\,T=1,33\,T. Für eine gegebene Triebkraft T und eine angenommene Spannung Sk/qmm ist der erforderliche Riementrapezquerschnitt F_1=\left(\frac{b_1+b_2}{2}\right)\,.\,\delta. Dagegen wird F = b . δ als Querschnitt des flachen Riemens, wegen e fa = 2,32 und T=K-\frac{K}{2,32}=K\,\left(\frac{2,32-1}{2,32}\right)=\frac{1,32}{2,32}\,.\,K bezw. K=\frac{2,32}{1,32}\,.\,T=1,757\,T sein, oder aus F . S = 1,757 T = K, das F = bδ berechnet. Hiernach stellt sich das Querschnittsverhältniss des Trapezriemens zum Flachriemen bei gleichem (T : S) Werth wie \frac{F_1}{F}=\frac{1,333}{1,757}=0,75\,\sim\,\frac{3}{4} d.h. bei gleicher Inanspruchnahme und für dieselbe Triebkraft beträgt der Querschnitt des Trapezriemens bloss ¾ des Flachriemens. Z.B. es würde ein Riemen von \frac{(17+11)}{2}\,.\,8=112\mbox{ qmm} Trapezquerschnitt einem Flachriemen von F=\frac{4}{3}\,.\,112=149\,\sim\,150\mbox{ qmm} bezw. F = 30 . 5 = 150 qmm Querschnitt gleichen. Nebst den Stufenrillenscheiben für Trapezriemen kommt noch das Diskusgetriebe und die Sellers'sche Klemmscheibe als Uebertragungsmittel zwischen dem Elektromotor und der Werkzeugmaschine in Frage. Mit diesen sind von der Elsässischen Maschinenbaugesellschaft in Grafenstaden vergleichende Versuche angestellt worden, worüber im Bulletin de la Société industrielle zu Mülhausen, 1897 Bd. 67 * S. 265, von H. Lonchampt berichtet ist. Textabbildung Bd. 309, S. 147 Fig. 1.Prony'sche Bremse. Hierzu wurde ein Elektromotor Modell D 2 von 110 Volt Spannung und n = 1200 Umlaufszahl, ferner eine Prony'sche Bremse k auf D0 = 200 mm Scheibe und l = 750 mm Hebelarm (Fig. 1) bei allen Versuchen gebraucht; bei den Versuchen mit dem Diskusgetriebe s (Fig. 2) war noch eine Wägevorrichtung t zur Bestimmung des Andruckes Q der Reibungsrollen r und s vorgesehen. Textabbildung Bd. 309, S. 147 Fig. 2.Diskusgetriebe. Der elektromotorische Effect wird nach der Beziehung: N_e-\frac{1}{75}\,.\,\frac{J\,.\,E}{g}=\frac{J\,.\,E}{736} in berechnet, worin E = 110 Volt Spannung, J Stromstärke in Ampère und g = 9,81 m ist, während der mechanische Effect N0 an der Bremse durch die Gewichte p nach der Gleichung N_0=\frac{1}{75}\,p\,c worin c=2\,\pi\,l\,.\,\frac{n_1}{60}\mbox{ m/Sec.} die ideelle Geschwindigkeit des äusseren Hebelpunktces und n1 die Umlaufszahl der Bremswelle ist. Um die wirkliche Triebkraft P im Arbeitskreise der Reibungsrollen zu bestimmen, müssen die passiven Widerstände W, welche durch die Lagerreibung der Bremswelle und in Folge der Belastungen entstehen, zu P0 noch zugesetzt werden. Die senkrechten, durch die Eigengewichte bedingten Belastungen sind: q1 Eigengewicht der Bremswelle, q2 Eigengewicht des Bremswerkes, p1 Belastung durch die Gewichte an der Bremswage, P0 der durch die theoretische Triebkraft verursachte Lagerdruck. Demnach ist V = q1 + q2 + p1 + P0 Lagerdruck in senkrechter Richtung, während H = 0,4 Q der durch den Andruck an der Diskusscheibe im Abstande (100 mm) veranlasste wagerechte, durch den Lagerabstand (250 mm) bezw. (100 : 250) = 0,4 bedingte Lagerdruck ist. Hieraus ergibt sich eine resultirende Lagerkraft R für die d1 = 30 mm starke Bremswelle aus R2 = V2 + H2. Dagegen wird als Lagerdruck an der d = 20 mm starken Antrieb welle der Andruck Q der Diskusscheibe auf die Reibungsrolle gelten. Sofern f die Reibungszahl für diese Wellen ist, werden fR und fQ die tangentialen Zapfenreibungswiderstände sein, welche, auf die Durchmesser D1 und D der Reibungsrollen bezogen, die Zusatzkraft zu P0 bestimmen. Hiernach ist P=P_0+f\,\left(\frac{d_1}{D_1}\,.\,R+\frac{d}{D}\,.\,Q\right) P=P_0+W die im Wirkungskreise auftretende wirkliche Triebkraft. Die Antriebrolle des Diskusgetriebes (Fig. 2) besitzt bei d = 100 mm Durchmesser und n = 1200 Minutenumläufen eine Umfangsgeschwindigkeit v=\frac{\pi\,.\,d\,.\,n}{60}=6,28\mbox{ m/Sec.} so dass der übertragene mechanische Effect N_m=\frac{P\,.\,v}{75} wird. Beim Sellers'schen Klemmscheibengetriebe x, y und z (Fig. 3) kommt dagegen der wagerechte Lagerdruck H in Wegfall, weshalb R = V, und der auf den Wirkungskreis D1 = 200 mm reducirte Lagerreibungswiderstand der Bremswelle W=f\,.\,\frac{d_1}{D_1}\,.\,V sein wird. Textabbildung Bd. 309, S. 148 Fig. 3.Sellers' Klemmscheibengetriebe. Hiernach folgt in diesem Falle P=P_0+f\,.\,\frac{d_1}{D_1}\,.\,V als wirkliche Triebkraft. Versuchsergebnisse. A. Sellers' Klemmscheibengetriebe (Fig. 3).     N0 Theoretische Leistung   0,5   1,0   1,5   Belastungen der Bremswelle: q1 Eigengewicht der Welleq2 Eigengewicht der Brems-     scheibe 13,70  8,84 22,54 22,54 k p   Belastung der Bremswage   0,80   1,60   2,40 k P0 Theoretische Triebkraft   6,00 12,00 18,00 k –––––––––––––––––––––– V   Senkrechter Lagerdruck 29,34 36,14 42,94 k f . V = 0,06 V Reibungswider-     stand am Zapfenumfang   1,760   2,168   2,576 k W=\frac{d_1}{D_1}\,f\,.\,W=\frac{30}{200}\,.\,f\,V     = 0,15 f . V Reibungswider-     stand auf den Arbeitskreis     der Klemmscheibe bezogen   0,264   0,325   0,386 k P = P0 + W wirkliche Trieb-      kraft   6,264 12,325 18,386 k P . v = mechan. Effect   39,34   77,40 115,47 mk/Sec. Nm = P . v : 75 mechan. Effect   0,525   1,032   1,539      Elektromotorischer Effect: E  Stromspannung 110 110      110 Volt J   Stromstärke 8 12        17 Amp. n   Minutliche Umlaufszahl der     Motorwelle 1250 1300    1300 E . J Volt-Ampère oder Watt E . J : g = Effect 89,6 134,5   190,6  mk/Sec. Ne = E . J : g . 75 = JE : 736 1,198 1,793   2,541 μ  = (Nm : Ne ) Wirkungsgrad 0,439 0,570     0,60 B. Diskusgetriebe (Fig. 2). AntriebrolleDiskusscheibe D  = 100 mmD1 = 200 mm Durchmesser aus Gusseisen. N0 theoretischer Effect   0,5   1,0   1,5   2,0 2,5 Belastungen der Bremswelle: q1 Eigengewicht der Welleq2 Gewicht des Bremswerkes 16,08,84 24,84 24,84 24,84 24,84 k p   Belastung der Bremswage   0,8 1,6 2,4 3,2   4,0 k P0 theoretische Antriebkraft   6,0 12,0 18,0 24,0 30,0 k –––––––––––––––––––––––––––––– V  senkrechter Lagerdruck     für alle folgenden Triebrollen gültig. 31,64 38,44 45,24 52,04 58,84 k B1. Diskusgetriebe. Antriebrolle aus Lederscheiben. N0 theoretischer Effect   0,5   1,0   1,5   2,0   2,5 V senkrechter Lagerdruck (wie oben) 31,64 38,44 45,24 52,04 58,84 k Q Andruck der Diskusscheibe   25,0   42,0   55,0   75,0 90,0 k H = 0,4 Q wagerechter Lagerdruck   10,0   18,0   22,0   30,0 36,0 k R=\sqrt{v^2+H^2} resultirender Lagerdruck       33,2   42,4   50,3   60,1 69,0 k f = 0,06 Reibungszahl: 0,5 1,0 1,5 2,0 2,5 W=f\,\left(\frac{d_1}{D_1}\,.\,R\frac{d}{D}\,.\,Q\right) auf den Wirkungskreis bezogener         Zapfenreibungswiderstand 0,60 0,88 1,11 1,44   1,70 k P = P0 + W wirkliche Triebkraft 6,60 12,88 19,11 25,44 31,70 k ϕ = P : Q Reibungscoëfficient im Diskusgetriebe 0,264 0,305 0,347 0,339 0,352 k Em = P . v 41,45 80,9 120,0 160,0 199,1 mk/Sec. Nm = P . v : 75 mechanischer Effect 0,553 1,078 1,60 2,13 2,655          Elektromotorischer Effect für n = 1200 Minuten: E elektrische Spannung 110 110 110 110   110 Volt J Stromstärke 7 11 15 20      25 Amp. E . J : g elektromotorischer Effect 78,4 123,3 168,1 224,2 280,0  mk/Sec. Ne = E . J : 75 . g Effect 1,045 1,644 2,241 2,987 3,736 μ = Nm : Ne Wirkungsgrad 0,528 0,655 0,714 0,713 0,710 B2. Diskusgetriebe, Antriebrolle aus Presspahn (gepresstes Hanfpapier). N0 theoretischer Effect 0,5 1,0 1,5 2,0 2,5 V senkrechter Lagerdruck 31,64 38,44 45,24 52,04   58,84 k Q Andruck der Diskusscheibe an die Antriebrolle 18,0 30,0 45,0 60,0     75,0 k H = 0,4 Q wagerechter Lagerdruck 7,2 12,0 18,0 24,0     30,0 k R=\sqrt{H^2+V^2} resultirender Lagerdruck 32,44 40,26 48,72 57,30   67,54 k W=f\,\left(\frac{d_1}{D_1}\,R+\frac{d}{D}\,.\,Q\right) Reibung 0,507 0,722 0,978 1,235   1,387 k P = P0 + W wirkliche Triebkraft 6,507 12,722 18,978 25,235 31,387 k ϕ = P : Q Reibungscoëfficient im Diskusgetriebe 0,361 0,421 0,421 0,420   0,418 Nm = P . v : 75 mechanischer Effect 0,544 1,065 1,589 2,113   2,628 Elektromotorischer Effect für E = 110 Volt Spannung und           J Ampère Stromstärke 7 11 15 18,5         24 Ne = E . J : 75 . g 1,045 1,646 2,187 2,764    3,586 μ = Nm : Ne Wirkungsgrad 0,521 0,647 0,727 0,764    0,733 B3. Diskusgetriebe, Antriebrolle aus Pockholz. N0 theoretischer Effect 0,5 1,0 1,5 2,0 2,5 V senkrechter Lagerdruck 31,64 38,44 45,21 52,04 – Q Andruck der Diskusscheibe 22,0 44,0 60,0 72,0 – H = 0,4 Q wagerechter Lagerdruck 8,8 17,6 24,0 28,8 – R resultirender Lagerdruck 32,83 42,27 51,19 59,47 – W=f\,\left(\frac{d_1}{D_1}\,R+\frac{d}{D}\,.\,Q\right) Reibungswiderstand 0,559 0,908 1,18 1,387 – P = P0 + W wirkliche Triebkraft 6,559 12,908 19,18 25,387 – ϕ = P : Q Reibungscoëfficient im Diskusgetriebe 0,298 0,292 0,319 0,352 – Nm = P . v : 75 mechanischer Effect 0,549 1,080 1,605 2,125 – Elektromotorischer Effect für E = 110 Volt Spannung und           J Ampère Stromstärke 7 11 15 18,5 – Ne in 1,045 1,646 2,187 2,764 – μ = Nm : Ne Wirkungsgrad 0,525 0,656 0,734 0,768 – Uebersicht. Reibungscoëfficient ϕ im Diskusgetriebe. N0 theoretischer Effect 0,5 1,0 1,5 2,0 2,5 Antriebrolle aus 1) Leder 0,264 0,305 0,347 0,339 0,352 2) Presspapier 0,361 0,424 0,421 0,420 0,418 3) Pockholz 0,298 0,292 0,319 0,352 – Andruck Q zwischen der Diskusscheibe aus Gusseisen. 1) Leder 25 42 55 75 90 2) Presspapier 18 30 45 60 75 3) Pockholz 22 44 60 72      – Uebertragene Triebkraft P am Rollenumfang D = 100 mm. 1) Leder 6,60 12,88 19,11 25,44 31,70 2) Presspapier 6,51 12,72 18,98 25,24 31,39 3) Pockholz 6,56 12,91 19,18 25,39 – Sellers' Klemmscheiben 6,26 12,33 18,39 – – Wirkungsgrade μ  = Nm : Ne , 1) Leder 0,53 0,65 0,73 0,72 0,71 2) Presspapier 0,52 0,65 0,73 0,76 0,73 3) Pockholz 0,53 0,66 0,73 0,77 – Sellers' Klemmscheiben 0,44 0,57 0,60 – – Es sei noch erwähnt, dass der Bremsring beständig in einem an die Bettplatte a (Fig. 2) angegossenen, mit Seifenwasser gefüllten Trog eingetaucht war. Bemerkenswerth ist ferner das Kugellager (Fig. 4) für die Schneckenspindel a des Schneckenradwerkes. In die Schneckenspindel a ist mittels Rillenstiftes ein im Böckchen c festgehaltenes Zapfenstück b eingesetzt. Beide Theile besitzen Flanschen, an welche die gehärteten Stahlteller d und f mittels Zäpfchen angeschlossen werden, und welche die Spurflächen für die Kugeln bilden. Auch dieses Spurlager läuft beständig in Oel. Textabbildung Bd. 309, S. 149 Fig. 4.Kugellager.