Die Bemessung der Auslassteuerung der Dampfmaschinen auf Grund der Ausströmungsgesetze. Von W. Schüle, Breslau. (Schluss von S. 180 d. Bd.) Die Bemessung der Auslassteuerung der Dampfmaschinen auf Grund der Ausströmungsgesetze. Versuch mit überhitztem Dampf. Diagramm Fig. 28 (Falldiagramm). Es ergibt sich: Textabbildung Bd. 320, S. 196 Fig. 28. po = 13,16 mm, pi' = 7,46 mm für 0°, pi' 4,46 mm = für +30°. Der Barometerstand betrug etwa 750 mm, so dass die absolute Nullinie bei einer Feder von 8 mm/kg, um 8,16 mm unter der atm. Linie liegt. Mit diesen Werten wird k = 0,342 bezw. 0,346, also etwas kleiner als bei Nassdampf Sollte μ den gleichen Wert wie dort erhalten, so müsste die Dampfnässe zu Beginn der Ausströmung noch etwas grösser sein als bei dem vorhergehenden Versuch. Da die Füllung bei dem Nassdampfdiagramm wesentlich grösser ist (33 v. H.) als bei dem Diagramm für Heissdampf (23 v. H.), so ist dies nicht unmöglich. Genaueres lässt sich nicht aussprechen, da der Verbrauch an Speisewasser nicht bekannt ist. Maschine IV (Kleine Schiebermaschine). Abmessungen: D = 65 mm, H = 90 mm, n = 100 bis 1000 Umdrehungen. Kanalbreite: 42,7 mm. – Grösste Kanalweite für Auslass 3,54 mm (aus dem Schieberdiagramm ermittelt). Textabbildung Bd. 320, S. 197 Fig. 29. Fig. 29 zeigt das Schieberdiagramm in Verbindung mit einem Dampfdiagramm für kleine Tourenzahl. Die Darstellung weicht von der in der Originalarbeit gegebenen etwas ab, da mit der Lage des Vorausströmungspunktes und des Kompressionspunktes, wie sie dort angenommen wurde, keine Uebereinstimmung der Ausströmkoeffizienten hätte erzielt werden können. Der schädliche Raum von 7 v. H. wurde hier zu 15 v. H. angenommen. Beiden winzigen Abmessungen der Maschine wird er durch den Inhalt des Indikatorzylinders und -Hahnes ungefähr um das Doppelte seines natürlichen Wertes vergrössert. Die Maschine besitzt keinen Regulator, ihre Tourenzahl wurde mittels Bremse bei den Versuchen zwischen 100 und 1000 i. d. Minute geändert. Der Wert des Ausströmungskoeffizienten kann zwar nicht mit denjenigen von Maschinen normaler Grösse verglichen werden. Jedoch sind gerade diese Versuche ein Mittel, um die Richtigkeit des Einflusses der Kontinuitätsgeschwindigkeit u auf den Druckausgleich überzeugend nachzuweisen. Schon oben wurde bei den Betrachtungen über den Gegendruck von den Versuchen Gebrauch gemacht. Es ist nun: c_m=\frac{0,09\cdot n}{30}=0,003\cdot n m/sek. und daher u=\frac{33,18\cdot 0,003\cdot n}{0,354\cdot 4,27}=0,0657 m/sek. Die Vorausströmung beginnt, nach unserem Schieberdiagramm, bei 135° und einem Kolbenweg xo = 0,875 (12,5 v. H.) Daher ist xo+ so = 0,875 + 0,150 = 1,025. Mit diesen Werten wird k=-\frac{1,661\,u}{\frac{f'_m}{F}\,(\varphi-\varphi_a)}\cdot log\,\left(\frac{p'_i}{p_o}\cdot \frac{x+0,15}{1,025}\right) Textabbildung Bd. 320, S. 197 Fig. 30. Das reduzierte Eröffnungsdiagramm (Fig. 30) liefert für + 40° \frac{f'_m}{F}=0,644 (x + so = 0,90) für + 80° = 0,704 (x + so = 0,539) n = 300 Umdrehungen Fig. 31. (a. a. O. Diagr. I, 5). Mit u = 19,71 m/sek. und po = 16,73 mm, pi' = 6,23 mm bei + 40° wird k = 0,25. Textabbildung Bd. 320, S. 197 Fig. 31. Textabbildung Bd. 320, S. 197 Fig. 32. Textabbildung Bd. 320, S. 197 Fig. 33. n = 450 Umdrehungen Fig. 32. (a. a. O. Diagr. I, 8). Mit u = 28,6 m/sek. und      po = 14,93 mm, pi' = 7,88 mm bei + 40°,      pi' = 7,08 mm bei + 80° wird k = 0,242 bezw. 0,248. n = 600 Umdrehungen. Fig. 33 (a. a. O. Diagr. I 11) ergibt mit u = 39,42 m/sek. und po = 13,73 mm, pi' = 8,23 bei + 40°, pi' = 7,98 bei + 80° k = 0,257 bezw. 0.258. Die Uebereinstimmung in den Werten von k ist also, trotz der Unterschiede in u von 19,7 und 39,4 m/sek., so gut, wie sie sich kaum erwarten liess. Ein bestimmter Schluss von k auf fi ist hier nicht möglich, da der Speisewasserverbrauch nicht gemessen ist. Der Wassergehalt des Dampfes am Ende der Einströmung muss aber ein ganz ausserordentlicher gewesen sein, wie aus dem ungewöhnlichen Nachverdampfen (vergl. Dampfdiagramm Fig. 29) zu schliessen ist. Es ist nicht ausgeschlossen,dass die spezifische Dampfmenge x < 0,5 war. (Mit x = 0,45 würde \mu=\frac{0,25}{0,67}=0,37 werden.) Maschine V. (Ventilmaschine mit Auspuff.) Abmessungen: D = 400 mm Zylinderdurchm., H = 840 mm Hub, n = 63 Umdreh., Kolbenstange vorn 60 mm Durchm. Ventildurchm. 120 mm. Die Verhältnisse der unrunden Scheibe sind nicht genauer bekannt, dürften jedoch von denjenigen unter III nicht erheblich abweichen. Der Beginn der Ausströmung wurde aus den Dampfdiagrammen zu 43° vor dem Totpunkt geschätzt. Der Ventilquerschnitt ist rd. 78 qcm, somit, mit cm = 1,76 m/sek. u=\frac{1228,3\cdot 1,76}{78}=27,5 m/sek. Hier ist nun die Formel für kleines Druckverhältnis anzuwenden (Gleichung I). Aus dieser folgt: k=\frac{\left(\sqrt{\frac{p_o}{p_a}-1}-\sqrt{\frac{p_i}{p_a}-1}\right)\cdot u\cdot (x_o+s_o)}{1,515\cdot \frac{f_m}{F}\cdot (\varphi-\varphi_a)}. Diese Gleichung berücksichtigt den Einfluss der Kolbenbewegung nicht. Er muss daher geschätzt werden, und da die untersuchten Stellen zwischen Vorausströmungsbeginn und Totpunkt liegen, so ist er nicht bedeutend. Textabbildung Bd. 320, S. 198 Fig. 34. Fig. 34 zeigt ein Falldiagramm, Fig. 34 a das gewöhnliche Diagramm. Federmasstab 10 mm/kg. Fig. 34 ergibt po = 19,2 mm, pi' = 15,2 mm bei 23,5°, pi' = 12,45 mm bei 8,4° vor dem Totpunkt, wenn man die absolute Nullinie 10,3 I mm unter die atmosphärische Linie legt. Mit pa = 10,3 mm wird daher po = 19,2 pa = 10,3 = 1,862, also etwas oberhalb der Grenze des Hoch- und Niederdruckgebiets. Mit \sqrt{\frac{p_o}{p_a}-1}=0,930 wird nun k=16,32\cdot \frac{0,930-\sqrt{\frac{p_i}{p_a}-1}}{\frac{f_m}{F}\cdot (\varphi-\varphi_a)}. Textabbildung Bd. 320, S. 198 Fig. 34a. Den Druckabfall infolge der Kolbenbewegung berücksichtigen wir schätzungsweise (vergl. vorn) mit 0,13 bezw. 0,16 kg/qcm, also 1,3 bezw. 1,6 mm und erhalten also pi= pi + 1,3 bezw. = pi' + 1,6 mm, also 16,5 bezw. 14,05 mm. Mit \frac{f_m}{F}=0,31 bezw. 0,45 aus dem Hubdiagramm (Fig. 26) folgt hiermit k = 0,341 und 0,346. Die spezifische Dampfmenge lässt sich nach Hrabák auf x = 0,76 schätzen, womit sich ergibt \mu=\frac{k}{\sqrt{x}}=\frac{0,344}{0,87}=0,40. Für die gleich gebaute, aber grössere Ventilmaschine (III) mit Kondensationsbetrieb war μ = 0,42. Trotz der Verschiedenheit der Verhältnisse in beiden Fällen, sowie der Gleichungen I) für das Niederdruckgebiet und V) für das Hochdruckgebiet herrscht demnach gute Uebereinstimmung. – Der Druckabfall im Niederdruckgebiet wird hiernach durch die Gleichung I) ebenso richtig dargestellt wie der im Hochdruckgebiet durch Gleichung V), wobei jedoch die Kolbenbewegung in Gleichung I) schätzungsweise zu berücksichtigen ist, Während in Gleichung V) dieser Einfluss schon enthalten ist. Textabbildung Bd. 320, S. 198 Fig. 35 gehört zu S. 165, linke Spalte. Zusammenstellung der Ausflusskoeffizienten. Wir erhieltenfür Muschelschiebersteuerung :    bei Kondensation μ = 0,45 (Wolfsche Verbundloko-            mobile). für Ventilsteuerung:    bei Kondensation   bei Auspuff μ = 0,42μ = 0,40 (Liegende Ventilmaschi-nen der Maschinenfabrik          Augsburg). für Corlisssteuerung:    bei Kondensation μ = 0,66 Liegende Maschine derMaschinenbau-A.-G.vorm. Breitfeld, Danék &Co., Prag-Carolinenthal;        Patent Dörfel). Diese Werte können unmittelbar nur auf ähnlich gebaute Maschinen übertragen werden, dürften aber in Anbetracht des Ursprungs der vier Maschinen in gewissem Sinne obere Grenzwerte vorstellen. Da nur bei der ersten und letzten Maschine die Feuchtigkeit des Zylinderdampfes bekannt war, so sind diese Werte die sichersten. Andererseits entstammen die Werte für Ventilsteuerung Originaldiagrammen und die Schätzung der Dampfnässe nach Hrabák dürfte hinreichend genau sein, um grössere Abweichungen auszuschliessen. Leicht können durch Versuche von anderer Seite, die allen hier zu stellenden Anforderungen genügten, noch genauere Aufschlüsse, als oben dem Verfasser möglich war, gegeben werden. Auf Grund der im letzten Abschnitt durchgeführten Prüfung der theoretischen Ergebnisse durch Indikatordiagramme kann wohl zum Schluss ausgesprochen werden, dass sich mit Hilfe richtiger Ausflusskoeffizienten der Verlauf der Ausströmlinie im Dampfdiagramm mit ähnlicher Genauigkeit wie derjenige der Expansionslinie für eine bestimmte Steuerung vorausberechnen lässt. Dies zu ermöglichen, war der Zweck dieser Arbeit.