Neuere Arbeits- und Kraftmesser. Von Prof. Th. Pregél in Chemnitz. Neuere Arbeits- und Kraftmesser. Versuche über Arbeitsverbrauch an Werkzeugmaschinen haben jederzeit für den Betriebstechniker Bedeutung, und mag deren Nutzen auch nicht sofort zur Geltung kommen, so wird doch eine spätere Anwendung zu Verbesserungen in der Anlage der Maschinen selbst, in den Arbeitsmethoden oder in den Werkzeugen und Werkzeugmaschinen anregen. Es dürfte daher die folgende Arbeit des Interesses der Leser sich erfreuen. Riehlé-Robinson's dynamometrische Schnellwage. Textabbildung Bd. 313, S. 180 Fig. 1.Riehlé-Robinson's dynamometrische Schnellwage. Dieser von der Riehlé Testing Machine Co. in Philadelphia nach Angabe von Prof. S. W. Robinson in Columbus, Ohio, gebaute Arbeitsmesser besteht nach Le Génie civil, 1896 * S. 417, bezw. American Machmist, 1894 Bd. 17 Nr. 2 * S. 10, aus einem Schemel a (Fig. 1 bis 3) mit Hohlsäule b, an deren Scheibenflansche ein Doppelarm c stellbar ist, in dessen beiden Augen feste Zapfen d eingesetzt sind, auf denen die Triebscheibe f und die Ableitscheibe g frei umlaufen. Auf die Naben dieser Riemenscheiben sind Zahnräder hi aufgekeilt, welche in ein Zwischenrad k eingreifen, das ebenfalls frei auf einem Kurbelzapfen l läuft, dessen Welle im, durch den Doppelarm c geführt, im Säulenkopf b lagert. Am hinteren Stirn ende dieser Kurbelwelle m ist eine geteilte Querschiene n angeschlossen, welche winkelrecht zum Kurbelarm l steht und vermöge eines in einen Oeltopf tauchenden Bremskolbens o in ruhiger Lage erhalten wird. Textabbildung Bd. 313, S. 180 Riehlé-Robinson's dynamometrische Schnellwage. An den Enden dieser gleicharmigen Hebelschiene sind Hängegewichte s und q vorgesehen, welche die Wage im Gleichgewichte der Ruhe erhalten, sobald das Reitergewicht u in die Mitte über die Hebelwelle gestellt ist. Sobald aber dieses Dynamometer in Betrieb gesetzt wird, findet infolge des am Zwischenrade k auftretenden Zahndruckes N eine Verdrehung der Kurbel l statt, welche eine Schwingung der Hebelschiene n hervorruft, die nur durch Gewichtsverlegung verhindert werden kann. Es ist nun die Einrichtung so getroffen, dass das Reitergewicht u in der Hebelendstellung genau einer Gewichtsscheibe daselbst entspricht, so dass durch Verlegung der Gewichtsscheiben einerseits und andererseits durch das Reitergewicht u sämtliche zur Herbeiführung der Gleichgewichtslage erforderlichen Belastungen erreichbar werden. Bemerkt muss noch werden, dass der Transmissionsriemen auf die obere Scheibe f, der zur Werkzeugmaschine führende Riemen aber auf die untere Scheibe g gelegt wird und dass beide Riemenmittel in einer gemeinschaftlichen Mittelebene zu liegen kommen. Ist L die Hebellänge der Schiene n, und l die Kurbellänge, sowie Z der wagerechte Zapfendruck der Kurbel und W = (q – s) das Uebergewicht (einschliesslich des Läufergewichtes u) am Hebel L, so herrscht die Gleichgewichtsbedingung o = L . W – l . Z, bezw. Z=\frac{L}{l}\,.\,W=\frac{L}{l}\,.\,(q-s). Dabei verteilt sich der Zapfendruck auf die beiden Zahndrücke am Zwischenrade k, so dass Z = N + N1 ∾ 2N ist. Wenn ferner r Halbmesser der Triebräder und R Halbmesser der beiden Riemenscheiben f = g, sowie T = T1 = (K – P) die tangentiale Riementriebkraft ist, so wird o = r . N – RT, also T=\frac{r}{R}\,.\,N=\frac{r}{R}\,.\,\frac{Z}{2}, bezw. T=\frac{L}{l}\,.\,\frac{r}{R}\,.\,\frac{W}{2} sein. Hiernach folgt der durchgeführte mechanische Effekt E=v\,.\,T=2\,\pi\,R\,.\,\frac{n}{60}\,.\,\frac{L}{l}\,.\,\frac{r}{R}\,.\,\frac{W}{2},, bezw. E=2\,\pi\,r\,.\,\frac{L}{l}\,.\,\left(\frac{n}{60}\right)\,.\,\frac{W}{2}. Wegen der Zapfen- und Zahnflankenreibung wird der Zahndruck N1 im unteren Rade eigentlich etwas kleiner als N am oberen Zahnrade ausfallen, und zwar wird N=(1+\mu)\,.\,\frac{Z}{} und N=(1-\mu)\,.\,\frac{Z}{2} werden, so dass T=(1+\mu)\,.\,\frac{r}{R}\,.\,\frac{Z}{2} und T=(1-\mu)\,.\,\frac{r}{R}\,.\,\frac{Z}{2}, bezw. \frac{T}{T_1}=\frac{1+\mu}{1-\mu} oder \mu=\frac{T-T_1}{T+T_1} sich als Wirkungsgrad ergibt, wobei durch vorbereitende Versuche die tangentialen Riemenkräfte ermittelt werden. Nachdem dieser Koeffizient durch Erfahrung für ein gegebenes Triebwerk bestimmt worden ist, kann dessen Anwendung auf ähnliche Triebwerke a priori angenommen werden, wodurch die Kräfte abgeschätzt werden können. Hiernach stellt sich der in das Dynamometer eingeführte mechanische Effekt auf E=(1+\mu)\,.\,2\,\pi\,r\,.\,\frac{L}{l}\,.\,\frac{n}{60}\,.\,\frac{W}{2}\mbox{ mkg/Sek.} Webber's Differentialdynamometer. Textabbildung Bd. 313, S. 181 Webber's Differentialdynamometer. Der Gesamtanordnung nach entspricht der oben genannte Arbeitsmesser jenem von Samuel Batchelder aus Saco, Maine, vom Jahre 1836. Im Bockgestell a (Fig. 4 und 5) lagert nach American Machinist, 1890 Bd. 13 Nr. 52 * S. 4, die mit Festlosscheibe c betriebene Welle b, welche mittels Stirnräder d und f die untere Abtriebwelle g durch Vermittelung von vier gleichen, ein Differentialgetriebe bildenden Winkelrädern h bethätigt, von denen die beiden Zwischenräder auf Zapfen eines um die Welle g frei schwingenden Hebelstückes i frei auflaufen, welcher mittels Läufergewichtes K derart belastet ist, dass derselbe dadurch stets in die wagerechte Lage gezwungen wird, welche der Gleichgewichtslage des Gewichtshebels entspricht. Während das erste Winkelrad mit dem unteren Stirnrade f auf einem gemeinschaftlichen Wellenrohr sitzt, ist das zweite Winkelrad links auf die Welle g gekeilt. Da nun während des Betriebes das Bestreben obwaltet, den Gewichtshebel i mitzudrehen, derselbe aber durch das Läufergewicht daran verhindert ist, so wird der im Winkelgetriebe h auftretende Zahndruck T durch das Hebelgewicht k = K gemessen werden können. Mit anderen Worten, es wird das Moment l . K des vom Hebelgewichte K gelieferten Kräftepaares dem von den Zahndrücken T auf die beiden Hebelzapfen hervorgerufenen gleichen. Es wird daher, wenn r der Halbmesser der Winkelräder h ist, der Zapfendruck am hinteren Zwischenrade Z1 = 2T nach abwärts, am vorderen Z2 = 2T nach aufwärts wirkend sein, und da die Beziehung für das Gleichgewicht mit Rücksicht auf die Hebelachse o = – l . K + r . Z1 + r . Z2, bezw. l . K = 2r . Z = 2r . (2T) = 4r . T lautet, so wird, wenn P die tangentiale Triebkraft im Teilkreis des unteren Zahnrades f vom Halbmesser R ist, und wenn die Winkelräder der Welle g den Halbmesser r1 besässen, die Gleichung o = r1 . T + r1 . T1 – R . P, bezw. R . P = 2r1 . T gelten. Es folgt daher P=2\,\frac{r_1}{R}\,.\,T, und wenn für T=\frac{1}{4}\,.\,\frac{l}{r}\,.\,K der Wert nach obenstehender Gleichung eingesetzt wird, so folgt P=\frac{1}{2}\,.\,\frac{r_1}{r}\,.\,\frac{l}{R}\,.\,K, und wenn ferner, wie im vorliegenden Fall, alle Winkelräder des Differentialgetriebes gleiche Grösse erhalten, also r1 = r wird, so folgt P=\frac{1}{2}\,.\,\frac{l}{R}\,.\,K als Wert für die tangentiale Triebkraft. Mit Rücksicht auf die zwischen den Getriebwerken des Dynamometers auftretenden Bewegungswiderstände muss diese grösser und zwar, wenn μ den Wirkungsgrad zum Ausdruck bringt, P=(1+\mu)\,.\,\frac{1}{2}\,.\,\frac{l}{R}\,.\,K sein. Nunmehr ergibt sich der mechanische Effekt, sofern n minutliche Umlaufszahl der Welle g ist, zu E=P\,.\,v=P\,.\,\frac{2\,\pi\,.\,R\,.\,n}{60}, bezw. nach Einsetzung des P-Wertes E=(1+\mu)\,.\,\frac{\pi\,.\,l\,.\,n}{60}\,.\,K\mbox{ mkg/Sek.,} also als Produkt aus Hebelgewicht mal halbe ideelle Sekundengeschwindigkeit des Hebelbelastungspunktes oder, sofern das konstante Läufergewicht zur Hälfte als \left(\frac{K}{2}\right) angenommen wird, E=(1+\mu)\,.\,2\,\pi\,.\,l\,.\,\left(\frac{K}{2}\right)\mbox{ in mkg\Sek.} als übertragener Effekt, das Produkt aus voller ideeller Sekundengeschwindigkeit des Hebelbelastungspunktes mal dem Läufergewicht (K : 2). Zur Ausgleichung des Hebeleigengewichtes dient das Gegengewicht q, zur Ueberwindung der Hebelzapfenreibung und zur Tarierung das Hängegewicht s, während m die auf die Welle g gekeilte Riemenscheibe ist, die zur Werkzeugmaschine führt. Amsler's Dynamometer. In Lagerböckchen a (Fig. 6) laufen zwei Wellenstumpfe b achsenrichtig zusammen, an deren Enden Hebel c und d aufgekeilt sind, welche mittels Windungsfedern f verkuppelt werden, die an den Gabelzapfen der Hebelenden angeschlossen sind, wobei zur Beseitigung der Vibrationen ein Bremscylinder vorgesehen ist. Durch die übertragende Kraft findet eine Zusammendrückung der Federwerke statt, welche eine relative Verschiebung des Federstiftes g gegenüber dem am Gegenhebel befestigten Trommelwerk h verursacht, so dass ein Zeichenstift gegen das ablaufende Papierband wirken kann. Dieses über drei Rollen gehende Papierband wird durch den Gegengewichtshebel i mittels Sperrrad und Klinke bethätigt (Le Génie civil, 1891 * S. 19). Textabbildung Bd. 313, S. 182 Fig. 6.Amsler's Dynamometer. R. H. Smith's Dynamometer für rasch laufende Maschinen. Dieser Arbeitsmesser wird an Stelle der regelmässigen Riemenscheibe unmittelbar auf die Welle a (Fig. 7 bis 9) angeordnet. Nach Engineer, 1888 I Bd. 65, wird die Hauptnabe b mittels dreier Keile c, welche durch die Ringschraube d angepresst werden, mit der Welle a verkuppelt. Diese Nabe b besitzt einen Anlaufbund f, eine Ringmutter g, sowie am schwachen Halse einen steilgängigen Schraubengang, auf welchen sich der Ringmuff h schraubt, der mit zwei Nasen i in Längsschlitzen eines Stahlrohres k sich führt, das mittels Schräubchen als Futter in die Nabe der Riemenscheibe l befestigt ist. Nun ist am Seitenbord der Riemenscheibe l mittels sechs Schrauben die Schlussscheibe m angesetzt, an welcher eine Schraubenfeder n angeschlossen wird, deren anderes Ende an die Hauptnabe b durch Vermittelung der Ringmutter g befestigt ist. Je nach dem Drehsinn der Welle a muss diese Schraubenfeder gewunden sein, so dass jedem Arbeitsmesser zwei Federn mit Rechts- bezw. Linksgewinde beigegeben sind. Je nach der übertragenen Kraft findet eine entsprechende stärkere Windung der Schraubenfeder statt, derzufolge auch der Ringmuff h mitgedreht wird. Da nun mit dieser relativen Verdrehung des Ringmuffes h auch eine achsiale Verschiebung desselben verbunden ist, so wird diese durch Vermittelung eines Gabelhebels von einem Zeigerwerk sichtbar gemacht und damit die übertragene Kraftstärke beurteilt. Für einen Effektquotienten N : n = 1 : 20 erhält diese Vorrichtung bei 152 mm Durchmesser eine Länge von 330 mm und besitzt ein Gewicht von 23,6 kg. Textabbildung Bd. 313, S. 182 Smith's Dynamometer für rasch laufende Maschinen. Purdue's Arbeitsmesser. Textabbildung Bd. 313, S. 182 Purdue's Arbeitsmesser. In der Purdue University in Lafayette, Ind., ist seit 1895 ein dort gebautes Durchgangsdynamometer für Untersuchungen an Werkzeugmaschinen in Gebrauch, welches nach American Machinist, 1896 Bd. 19 Nr. 34 * S. 784, die in Fig. 10 bis 13 gezeigten Einrichtungen besitzt, wobei Flüssigkeitsdruck zur Anwendung gelangt. In den Lagern b und c eines Gestellrahmens a läuft eine Hohlspindel d unter Einwirkung der Riemenscheibe f, welche lose auf der Hohlwelle d sitzt. An den Speichen dieser Antriebscheibe f sind zwei vorstehende Arme g vorhanden, welche auf Kolben wirken, die in zwei gegensätzlich angeordnete Cylinder h spielen. Diese sind an einem doppelten Gabelstück i eingehangen, welches auf der Hohlspindel d aufgekeilt ist, wobei Zweigrohre k die Verbindung der Cylinderdruckräume h mit dem Hohlraum der Spindel d besorgen. Da nun Oel als Druckflüssigkeit benutzt wird, so gehen die Druckkolben ohne federnde Dichtungsringe, frei und passend in den glatten Cylinderbohrungen, während das Oel selbst noch zur Schmierung des Spindellagers c mitverwendet wird. Es ist deswegen eine Art Stopfbüchsendichtung l vorgesehen. Am rechten Abschlussdeckel des Lagers ist ein Manometer m mit Anschlussrohr zu einer Nachfüllpumpe angebracht. Zwischen der an der Hohlspindel d unmittelbar aufgekeilten Abtriebscheibe n ist die mittlere Losscheibe o angeordnet, auf welcher mittels Kiemengabel p der Antriebsriemen verlegt wird. Um diesen Arbeitsmesser zum Integrieren einzurichten, ist an die Spindelverlängerung ein Schnecken trieb werk q angesetzt, mittels dessen die untere Wickeltrommel r bethätigt wird, auf der das von der Trommel s kommende Papierband aufgerollt wird. Textabbildung Bd. 313, S. 183 Fig. 14.Arbeitsdiagramme. Ueber letzteres spielt der Zeichenstift t, welcher an einen federbelasteten Kolben u angeschlossen ist, der im Cylinder v unter dem Einflüsse der Pressflüssigkeit sich bewegt; der letztere ist an einem trichterförmigen Mundstück w der Hohlspindel d angeschraubt. Hiermit kann aus der durch den Manometer m angegebenen Flüssigkeitspressung und dem Flächeninhalte der beiden in den Cylindern h spielenden Kolben der am bekannten Hebelarm thätige Arbeitsdruck berechnet werden, sowie vermöge der im Cylinder u eingeschlossenen Feder der diesem Arbeitsdrucke entsprechende Hub des Zeichenstiftes als Mass dieser Kraft ermittelt werden kann, welches in den Arbeitsdiagrammen zur Erscheinung kommt. Textabbildung Bd. 313, S. 183 Fig. 14.Arbeitsdiagramme. Um ferner bei stark wechselnden Arbeitswiderständen eine Trennung der Kraftlinien zu erzielen, sind dem Triebwerk q für die Wickeltrommel r noch Versatzräder x beigesetzt, womit eine entsprechend raschere Gangart des Papierbandes herbeigeführt wird. Ausserdem ist zur Bestimmung der Leergangswiderstände der Arbeitsmaschine, Drehbank u.s.w. eine kleine Hebelbremse y (Fig. 13) vorhanden, welche auch als Zusatzbelastung z der Maschine dienen kann, damit der Zeigerstift des Dynamometers mit Sicherheit in seine Nullstellung einrücken kann, was bei voller Entlastung versagen könnte. Alsdann wird dementsprechend die Nullmarke durch Verstellung der Federbüchse am Cylinder u geregelt. Bemerkenswert sind einige mit diesem Durchgangsdynamometer gezeichnete Arbeitsdiagramme (Fig. 14), deren Schaulinien den Einfluss darstellen, welchen Arbeitsgang, Abmessung des Werkstückes, Materialfestigkeit desselben, sowie Reibungshindernisse auf die Kraftstärke ausüben. Es stellen I bis IV die Arbeitsleistung einer Drehbank von 457 mm grösstem Schnittkreisdurchmesser dar, und zwar Werkstück I Stahl, II Schmiedeeisen, III Gusseisen, sowie ferner a) Schnittkreisdurchmesser 47,6 auf 44,45, b) desgl. 44,45 auf 41,27 mm u.s.w., c) 1⅝ auf 1½, d) 1½ auf 1⅜, e) 1⅜ auf 11/4, f) 11/4 auf 1⅛ Zoll engl., d.h. das betreffende Werkstück g wird von 31,75 auf 28,57 mm abgedreht, während die Zwischenstellen den Leergang anzeigen. Der bedeutende Einfluss, welchen die Reibung des Reitstocknagels auf die Kraftstärke ausübt, ist in IV vorgeführt, in welchem 1) Leergang, 2) Arbeitsgang bei leichtem Andruck, 3) Arbeitsgang bei starkem Anspannen des Reitstockes, 4) Arbeitsgang bei voller – Entlastung des Reitnagels darstellt. In V ist die Wirkungsweise einer 50 mm grossen Fräse gezeigt, welche mit n = 70 Minutenumdrehungen in Gusseisen arbeitet und die unrichtig läuft; dagegen ist in VI die Wirkungsweise desselben, aber richtig laufenden Fräsewerkzeuges dargestellt. Wenn bei den im Kreise umlaufenden Werkzeugen oder Werkstücken die Zacken der Kraftlinien fortlaufen, so werden im Gegensatze hierzu bei periodischer, geradliniger Hauptbewegung Liniengruppe wie VII einer Querhobelmaschine entstehen, welche über die Arbeitsfolge Aufschluss geben. J. J. Flather's Dynamometer. Textabbildung Bd. 313, S. 183 Flather's Dynamometer. Dieser Arbeitsmesser wirkt mit Flüssigkeitsdruck, dessen Spannung durch ein Manometer angezeigt und dessen Schwankungen vermöge eines Dampfmaschinenindikators auf die Papiertrommel aufgezeichnet werden, welche ihre Bewegung durch irgend ein bekanntes Uebertragungsmittel erhält. Nach American Machmist, 1891 Bd. 14 Nr. 2 * S. 4, besitzt dieses in Fig. 15 bis 24 vorgeführte Durchgangsdynamometer folgende Einrichtungen. In einem Spindelstock a lagert die Hohlspindel &, auf der lose die Riemenscheibe c geht, die vermöge zweier eingeschraubten Klötzchen d durch Finger f auf je einen Kolben g wirken, der unter Feder- und Flüssigkeitsdruck (Oel) in Cylinder h spielt und welcher mittels biegsamen Anschlussrohres i mit der Hohlspindel b in Verbindung steht. Diese Cylinder h sind mittels zweier Zapfenschrauben an die Riemenscheibe k befestigt, wozu je eine an die Nabe geschraubte Bügelstütze l dient. Die Cylinder sind zwischen den beiden Riemenscheiben c und k symmetrisch und gegensätzlich stehend angeordnet. Durch ein abstehendes Führungsböckchen m ist ferner mittels einer Ueberwurfmutter n ein feststehendes Anschlussrohr o an die Hohlspindel b achsenrichtig und stopfbüchsenartig angekuppelt, und während am Böckchen m der vorerwähnte Indikator aufgeschraubt wird, ist an dem Endstutzen p mit Ablasshähnchen q das Manometer aufgesetzt. Endlich ist, durch eine am Spindellagerdeckel angeschraubte Bügelschiene r getragen, das Zählwerk s mit der Hohlspindel in Beziehung gebracht. Je eine Feder (Fig. 15) sichert den Zusammenhalt zwischen den Druckstiften d und den Cylindern h. S. P. Watt's Riemendynamometer. Von S. P. Watt in Cincinnati, Ohio, ist nach American Machmist, 1891 Bd. 14, 2. Juli, * S. 11, ein Riemendynamometer gebaut worden, das jenen von D. Banki (D. p. J. 1887 264 * 196, bezw. 1888 269 * 148) ähnlich und an der Decke angeordnet ist. Textabbildung Bd. 313, S. 184 Watt's Riemendynamometer. Die links umlaufende Antriebscheibe a (Fig. 25 und 26) treibt mit der kurz gelagerten Welle die zum Leitrollentrieb gehörige Scheibe b. Indem nun der Riemen mit seinem oberen ziehenden Trum K1 die obere Leitrolle c, diese rechts drehend, umschlingt, so dass das zweite ziehende Riemenstück K2 die Riemenscheibe d und damit die Abtriebscheibe f rechts umlaufend bethätigt, wird das gezogene untere Riementrum P2 auch die untere Leitrolle g links drehen und als gezogenes Riemenstück P1 auf die erste Rolle b wieder zurücklaufen. Weil nun die in einem Kreuzstück i eingepasste Leitrollenachse um wagerecht liegende, in Hängestützen sitzende und mit den Stangenrahmen m verbundene Zapfen o in senkrechter Ebene auszuschwingen vermag, dieses aber durch den am Kreuzstück i angeschlossenen Gewichtshebel l verhindert werden soll, so wird, dem Unterschiede in den Riemenspannungen folgend, das Kreuzstück nach links gedreht, während die Hebelbelastung q = Q dasselbe nach rechts drehen wird. Ist h der senkrechte Abstand des Riemenmittels vom Drehpunkt i, und l die wirksame Hebellänge, so wird o = h . (2K – 2P) – l . Q die Gleichgewichtsbedingung sein, demnach wird 2 . h . (K – P) = l . Q, bezw. (K-P)=\frac{1}{2}\,.\,\frac{l}{k}\,.\,Q=T die mittlere tangentiale Riementriebkraft sein. Um nun noch den Wirkungsgrad dieses Riemengetriebes zu bestimmen, braucht man bloss auf die Abtriebscheibe f, an Stelle des nach der Werkzeugmaschine führenden Riemens, einen Prony'schen Zaum anzubringen, so wird aus der Vergleichung der Bremsleistung mit der Angabe der dynamometrischen Wage der Wirkungsgrad erhalten. R. Brigg's Riemendynamometer. Textabbildung Bd. 313, S. 184 Brigg's Riemendynamometer. In den Lagerböcken a und b laufen Wellen für die Riemenscheiben c und d (Fig. 27 und 28), deren Riemen durch Spannrollen f und g gespannt wird, die in einem Dreiecksrahmen h lagern, der, an Hebelwagen i hängend, durch entsprechende Gewichtsbelastung k und Ausgleichgewichte m in die durch Zeigerzunge l bestimmte Gleichgewichtslage gebracht wird. Ist nun K die Spannung im oberen ziehenden Riementrum und P die Spannung im unteren gezogenen Riemenstück, so ist T = K – P die tangentiale Riementriebkraft. Weil nun in der Gleichgewichtslage die Ablenkungswinkel für beide Riementrume die gleichen sind, so ist Q = 2 . T cosα die in die Lotrechte fallende resultierende Mittelkraft. (Vgl. Hefner-Alteneck, D. p. J. 1881 241 * 253.) Wird nun der Ablenkungswinkel a (z.B. α = 75,5°) so gewählt, dass sein Cosinus irgend eine rationale Zahl (z.B. cos α = 1 : 4) wird, so folgt für Q=2\,.\,T\,.\,\frac{1}{4}=\frac{1}{2}\,T, bezw. 2Q = T als Wert für die tangentiale Riementriebkraft. Da nun der Wert für Q durch Abwägung bestimmt ist, so kann bei bekannter Riemengeschwindigkeit v=2\,\pi\,.\,R\,.\,\frac{n}{60}\mbox{ m/Sek.} ohne weiteres der übertragene mechanische Effekt E=v\,.\,T=2\,\pi\,.\,R\,.\,\frac{n}{60}\,.\,2\,Q\mbox{ mkg/Sek.} berechnet werden (American Machinist, 1890 Bd. 13 Nr. 52 * S. 4). W. P. Tatham's Riemendynamometer. Bei diesem Zwischendynamometer (Fig. 29) liegen nach American Machinist, 1898 Bd. 13 Nr. 52 * S. 4, beide Riemen in derselben Mittelebene, weshalb die Einschaltung dieses Arbeitsmessers zwischen Kraftwelle und Werkzeugmaschine bequem ermöglicht werden kann. Im Gestellbock a lagert die Welle für die Antriebscheibe b, sowie, darunter liegend, die Welle für die Betriebsscheibe c für die Werkzeugmaschine. Diese Welle erhält ihre Bethätigung von der oberen Antriebwelle b durch Vermittelung einer über Leitrollen d und f geführten Riemenschlinge, welche die Scheiben g und r umfasst. Da nun die beiden gleich grossen Leitrollen d und f in einem gleichschenkeligen Wagebalken o lagern, und dieser durch einen mit Schlinge i verkuppelten zweiten Wagehebel l im Gleichgewichte erhalten werden kann, so wird das Belastungsgewicht des oberen Wagehebels zum Mass für die Riementriebkraft T = (K – P). Ist nun l0 = L der Hebelarm für das Belastungsgewicht q, sowie l die Länge des kurzen Hebelschenkels der oberen Wage, deren Schneide in einem Gehänge lagert, ist ferner d der Durchmesser der beiden oberen Leitrollen, zugleich die Hebellänge des unteren Wagebalkens, sowie d : 2 die Lagermittelentfernung von der Mittelschneide o, so folgt für diesen Drehpunkt o, wenn k = K die Spannung im rechtsseitigen ziehenden, und p = P diejenige im äusseren gezogenen Riemenstück der linken Leitrolle f und S die Zugkraft in der Schlinge i ist, die Gleichgewichtsbedingung, wenn λ als Hebelarm (senkrechter Abstand von o aus auf die Riemenstrecke k oder p) für die Riemenkräfte gilt, o = λ . K – λ . P – d . S, woraus d . S = λ . (K – P) = λ . T, bezw. S=\frac{\lambda}{d}\,.\,T, folgt. Textabbildung Bd. 313, S. 185 Fig. 29.Tatham's Riemendynamometer. Für den oberen Wagehebel und für den Drehpunkt bei l gilt nun die Gleichgewichtsbedingung o = L . Q – l . S, woraus l . S = L . Q und S=\frac{L}{l}\,.\,Q entsteht. Aus der Gleichsetzung dieser S-Werte erhält man den Wert für die tangentiale Triebkraft T=\frac{L}{l}\,.\,\frac{d}{\lambda}\,.\,Q, und weil \frac{d}{\lambda}=\frac{1}{cos\,\alpha} für den Richtungswinkel α der äusseren Riemen k oder p gegen die Senkrechte ist, so wird T=\frac{L}{l}\,.\,\frac{1}{cos\,\alpha}\,.\,Q als Riementriebkraft gelten, woraus E=v\,.\,T=\pi\,.\,d\,.\,\frac{n}{60}\,.\,T, bezw. E=\frac{\pi\,.\,d}{cos\,\alpha}\,.\,\frac{L}{l}\,.\,\frac{n}{60}\,.\,Q\mbox{ mkg/Sek.} als mechanischer Effekt folgt. Mit Rücksicht auf die in der Uebertragungsmaschine auftretenden Reibungswiderstände wird der abgeleitete mechanische Effekt kleiner ausfallen, so dass E=\left(\frac{1}{1+\mu}\right)\,.\,\frac{\pi\,.\,d}{cos\,\alpha}\,.\,\frac{L}{l}\,.\,\frac{n}{60}\,.\,Q\mbox{ mkg/Sek.} sein wird. Weil aber das Faktorenprodukt \left(\frac{1}{1+\mu}\right)\,.\,\frac{\pi\,.\,d}{cos\,\alpha}\,.\,\frac{L}{l}=C konstant ist, so wird der abgeleitete Effekt E=C\,.\,\frac{n}{60}\,.\,Q sein, worin \frac{n}{60} die Sekundenumlaufszahl der oberen Leitrollen und Q das aufgelegte Hebelgewicht ist. Die in der Konstanten C enthaltene, den teilweisen Wirkungsgrad bezeichnende Erfahrungszahl enthält in der Hauptsache die Lagerreibungswiderstände der unteren Antriebwelle. (Schluss folgt.)