Arbeitsdiagramme der Flachform-Maschinen. Von August König, Würzburg. (Schluss von S. 502 d. Bd.) Arbeitsdiagramme der Flachform-Maschinen. 2. Massenwirkungen des Zylinders. Die Mitnahme des Zylinders erfolgt in der Regel durch zwei seitlich am Karren befestigte Zahnstangen, welche in entsprechend grosse und mit dem Zylinder verschraubte Zahnräder eingreifen. Dadurch, dass die Teilkreisdurchmesser dieser Zahnräder gleich dem äusseren Zylinderdurchmesser sind, ist erreicht, dass Zylinderumfang und Karren in jedem Moment genau gleiche Geschwindigkeit haben, welche Bedingung bei allen Maschinen mit Kurbelbewegung (gleichgültig welchen Typus) unbedingt zutreffen muss. Es muss daher auch die Beschleunigung in beiden Fällen dieselbe sein. (Ueber Antrieb des Zylinders beim Hingang des Karrens siehe später.) Also: Umfangsgeschwindigkeit des Zylinders = Geschwindigkeit des Karrens v2 = u . sin α = v1 und Beschleunigung des Zylinders = Beschleunigung des Karrens b_2=\frac{u^2}{r}\,\cos=b_1. Der Beschleunigungsdruck P_{b_2} hängt von dem auf den Zylindermantel reduzierten Gewicht Go ab. Hierfür gilt wieder: P_{b_2}=M_C\cdot b_2=\frac{G_C}{g}\cdot b_2=\frac{G_C}{g}\cdot \frac{u^2}{r}\cdot \cos\,\alpha und: T_{b_2}=P_{b_2}\cdot \sin\,\alpha. 3. Massenwirkungen von Karren und Zylinder. Beim Hingang des Karrens, also während der Druckperiode, treten die Massenwirkungen des Karrens und Zylinders gleichzeitig auf. Es ist also hierfür: P_b=P_{b_1}+P_{b_2} Pb = MK . b1 + MC . b2 und da: b_1=\frac{u^2}{r}\cdot \cos\,\alpha=b_2 so folgt: P_b=(M_K+M_C)\cdot \frac{u^2}{r}\cdot \cos\,\alpha. Analog: T_b=T_{b_1}+T_{b_2} T=P_{b_1}\cdot \sin\,\alpha+P_{b_2}\cdot \sin\,\alpha T=(P_{b_1}+P_{b_2})\cdot \sin\,\alpha. Beim Ruckgang des Karrens gelten dagegen folgende Beziehungen: P_b=P_{b_1}=M_K\cdot b_1 b_1=\frac{u^2}{r}\cdot \cos\,\alpha T_b=T_{b_1}=P_{b_1}\cdot \sin\,\alpha. Die graphische Darstellung dieser Ausdrücke ergibt, dass die Aenderung der Beschleunigung b, wie auch der Beschleunigungsdrücke Pb nach einer geraden Linie erfolgt. Die Massenwirkung ist im Hubwechsel (α = 0° und 180°) am grössten und zwar bei zunehmender Karrengeschwindigkeit von positiver und bei abnehmender Geschwindigkeit von negativer Grösse. Errichtet man in den Endpunkten der Wegstrecke s Ordinaten von der Grösse + und – Pb, so zeigt die Verbindungslinie den Verlauf der Beschleunigungsdrücke Pb (vergl. Fig. 9b). Diese Gerade schneidet die Grundlinie genau in der Mitte des Weges s, in welchem Punkt demnach keine Massenwirkung mehr vorhanden ist, was sich auch ohne weiteres aus der Formel ergibt; denn für α = 90° wird b = 0, daher auch Pb = 0. Im gleichen Diagramm sind auch die den Beschleunigungsdrücken entsprechenden Tangentialkräfte Tb für verschiedene Kurbelstellungen eingezeichnet. Man sieht, dass die Kurve Tb dreimal durch Null geht und zwar bei den Kurbelstellungen 0°, 90° und 180°. Analog beim Rückgang, nqr mit dem Unterschied, dass hier die auftretenden Kräfte entsprechend kleiner sind. Trägt man die so enthaltenen Tangentialkräfte Tb über den wirklichen Kurbelweg (= 2rπ) auf, so erhält man das Arbeitsdiagramm, wie es lediglich durch die Massenwirkungen der leer laufenden Presse, aber unter Vernachlässigung der Reibungswiderstände, bedingt ist (vgl. Fig. 10). c) Diagramm der Schnellpresse bei Berücksichtigung der Reibung und der Massenwirkungen (Leerlauf der Maschine). Das eigentliche Diagramm lässt sich nun in einfacher Weise konstruieren. Der zur Bewegung des Karrens erforderliche Druck P ergibt sich nämlich durch Addition der Kräfte Pr und Pb, also: + P = + Pb + Pr bezw. – P = – Pb + Pr. Da die Reibungsdrücke Pr für Hingang bezw. Rückgang als konstant angenommen werden, so braucht man im Diagramm nur eine Parallelverschiebung der Linie Pb um Pr vornehmen, um den tatsächlichen Verlauf der Karrenbewegungskräfte zu erhalten. Wie man aus dem Diagramm (vergl. Fig. 9 und 10), welches die inneren Arbeitsvorgänge einer Presse am deutlichsten vor Augen führt, erkennt, sind jetzt die + und – Kräfte (T und P) für zugehörige Kurbelstellungen nicht mehr gleich, wie es bei Vernachlässigung der Reibungsdrücke Pr der Fall war. §. 4. Arbeitsdiagramm bei belasteter Maschine. Wird die Maschine unter Druck gesetzt, der Zylinder also auf Pressung gestellt, so erhöht sich dadurch lediglich die Reibung, während die Massenwirkungen ungeändert bleiben. Da ferner bei den einfachen Maschinen im allgemeinen nur beim Hingang des Karrens gedruckt wird, so gilt das für den Rückgang gezeichnete Leerlaufsdiagramm ohne weitere Einschränkung. Bei belasteter Maschine müssen dagegen beim Hingang die infolge der Zylinderpressung vermehrten Reibungsdrücke berücksichtigt werden. Der Einfluss im Diagramm ist, wie an Hand von Versuchen noch nachgewiesen werden soll, verhältnismässig gering, was damit zu begründen ist, dass die auftretenden Beschleunigungsdrücke wesentlich höher sind wie die Reibungsdrücke. Der Charakter der Kurven bleibt sonach erhalten. Das Diagramm der Tangentialkräfte würde beim Hingang allerdings eine kleine Verschiebung erfahren, jedoch ist der Unterschied gegenüber der leerlaufenden Presse so klein, dass für die weitere Betrachtung, namentlich für die Berechnung des Schwungrades, keine Rücksicht darauf genommen zu werden braucht. Dabei ist ferner zu beachten, dass der Druck nur auf einem Karrenweg gleich der Länge der Satzform erfolgt (etwa ½ Weglänge des Karrens), worin auch zum Teil der Grund liegt, weshalb die maximal auftretenden Tangentialkräfte nur unwesentlich höher werden. Die Aufzeichnung des Diagramms fördert jedoch keine neuen Gesichtspunkte zu Tage, so dass hierauf nicht weiter eingegangen werden soll. Wie man aus den theoretisch ermittelten Arbeitsdiagrammen erkennt, ist der Kraftverbrauch der Presse während einer Kurbelumdrehung ein sehr wechselnder. Die Verwendung von Schwungrädern ist daher unerlässlich. §. 5. Schwungradberechnung. Dem Schwungrad fällt die Aufgabe zu, den während einer Kurbelumdrehung erforderlichen ungleichen Kraftbedarf der Presse auszugleichen und damit einen ruhigen Gang der Maschine zu erzielen. Es ist dies namentlich bei elektrischem Einzelantrieb sehr wichtig, da infolge der Massenwirkungen und den damit verbundenen Kraftänderungen derartig starke Stromschwankungen im Motor auftreten, dass nicht selten dadurch die Sicherheit des ganzen Betriebes beeinträchtigt wird. a) Berechnung des Schwungradgewichts aus dem Arbeitsdiagramm. Für die Berechnung des Schwungrades ist es zunächst nötig, die mittlere Tangentialkraft Tm zu bestimmen (vergl. Fig. 11a–c). Zu diesem Zweck verwandelt man das bereits ermittelte Arbeitsdiagramm in ein inhaltgleiches Rechteck, wobei allerdings zu berücksichtigen ist, dass die unterhalb der Grundlinie 00 liegenden Flächen negative Arbeit vorstellen und daher von der gesamten Arbeitsfläche subtrahiert werden müssen. Aus dem so erhaltenen Diagramm folgt, dass von a bis b sowie von c bis d das Schwungrad Arbeit an die Maschine abzugeben hat, während anderseits von b bis c und von d bis a wieder Arbeit vom Schwungrad aufgenommen wird. Die über der Linie 0'0' liegenden Flächen bedeuten sonach eine Arbeitserhöhung des Motors und die unter jener Linie liegenden Flächen dagegen eine Arbeitsverminderung des Motors. In einem Fall würde sonach der Antriebmotor zu hoch und im anderen Fall zu schwach beansprucht werden. Das Schwungrad hat daher auch den Zweck, diese Ungleichheit in der Beanspruchung des Motors, hervorgerufen durch die wechselnde Arbeitsweise der Presse, wieder auszugleichen. Werden nun die über und unter der Linie 0'0' liegenden Flächen mit F1, F2, F3 und F4 bezeichnet, so muss nach Voraussetzung sein: \Sigma\,F=0 bezw. F1+ F3= F2+ F4. Um einen möglichst vollkommenen Ausgleich der in der Maschine auftretenden ungleichen Kräftewirkungen herbeizuführen, wird man vorteilhaft für die Berechnung des Schwungrades die grösste Arbeitsfläche zugrunde legen. Textabbildung Bd. 321, S. 524 Berechnung des Schwungradgewichtes aus dem Arbeitsdiagramm. Bei Flachdruckmaschinen fällt nun immer die der Druckperiode entsprechende Fläche F1 am grössten aus. Der Inhalt dieser Fläche ergibt sich aus dem Diagramm. Ist z.B. der Längenmasstab in der Zeichnung so gewählt, dass entspricht: 1 cm = x Meter und der Kräftemasstab derart, dass entspricht: 1 cm = y kg, so muss sein: 1 qcm = (x . y) mkg. Da 1 qcm des Diagramms einer Arbeit von (x . y) mkg gleichkommt, so muss demnach die fragl. Fläche von F1 qcm einer Gesamtarbeit entsprechen von: A1= F1 . (x . y) mkg. Die vom Schwungrad während der Arbeitsperiode an die Maschine abzugebende Arbeit muss nun der Voraussetzung entsprechend von gleicher Grösse sein wie die aus der Fläche F1 sich ergebende Arbeit. Der Zusammenhang zwischen beiden Arbeitsgrössen ist nun folgender: Da die Arbeitsabgabe vom Schwungrad an die Maschine (von a–b) nur unter entsprechender Geschwindigkeitsabnahme erfolgen kann, so muss demnach die Geschwindigkeit von einem Maximum bei a' bis zu einem Minimum bei b' abnehmen. Von b–c wird dagegen Arbeit vom Motor an das Schwungrad abgegeben, was mit einer Geschwindigkeitsvermehrung verbunden ist. Die Geschwindigkeit nimmt daher von b'–c' wieder zu und erreicht in c' selbst wieder ein Maximum. Die Geschwindigkeit schwankt sonach zwischen umax und umin, wobei unter u wie früher die Umfangsgeschwindigkeit der Kurbel verstanden sein soll. Die Differenz zwischen umax und umin gibt zugleich ein Mass für die Ungleichmässigkeit des Ganges der Maschine. Je grösser diese Differenz ist, desto grösser ist auch die Ungleichförmigkeit der Bewegung. Bezeichnet man mit M die auf den Kurbelradius reduzierte Masse des Schwungrades, so ist die von demselben geleistete Arbeit gegeben durch: A_1=M\cdot \frac{{u^2}_{\mbox{max}}-{u^2}_{\mbox{min}}}{2} Für die mittlere Umfangsgeschwindigkeit u der Kurbel kann nun mit grösser Annäherung gesetzt werden: u=\frac{u_{\mbox{max}}+u_{\mbox{min}}}{2} Die Differenz (Δu) von umax und umin wird in der Regel vorgeschrieben und liegt je nach den Betriebsverhältnissen in bestimmten Grenzen. Das Verhältnis von Δu zu u bezeichnet man ferner als den Ungleichförmigkeitsgrad δ. Es ist also: \delta=\frac{\Delta\,u}{u}=\frac{u_{\mbox{max}}-u_{\mbox{min}}}{u} Durch Multiplikation beider Beziehungen (für u und δ) erhält man nun: u^2=\frac{{u^2}_{\mbox{max}}-{u^2}_{\mbox{min}}}{2\,\delta} oder u^2\cdot \delta=\frac{{u^2}_{\mbox{max}}-{u^2}_{\mbox{min}}}{2} Die vom Schwungrad geleistete Arbeit ist demnach: A1= M . u2 . δ, welche mit der aus der Fläche F1 berechneten Arbeit identisch sein muss. Für die Berechnung des Schwungrades gilt sonach folgende wichtige Formel: A1= M . u2 . δ = F1 . (x . y). Die Grösse der erforderlichen Schwungmasse M ergibt sich damit zu: M=\frac{A_1}{u^2\cdot \delta}=\frac{F_1\cdot x\cdot y}{u^2\cdot \delta} und das Schwungradgewicht Gr am Kurbelradius r: G r = M . g. Würde man die Masse M am Kurbelradius r selbst anbringen, so erhielte man praktisch unausführbare Verhältnisse. Man legt daher die so berechnete Schwungradmasse weiter hinaus und erhält damit wesentlich kleinere Gewichte. Bedeutet M0 die Masse und u0 die Geschwindigkeit am Radius R0, so besteht nun folgende Beziehung zwischen diesen und den bereits berechneten Grössen M und u: M0 : M = u2 : u02 = r2 : R02, somit: M_0=M\cdot \frac{u^2}{{u_0}^2}=M\cdot \frac{r^2}{{R_0}^2} bezw. G_0=G_r\cdot \frac{u^2}{{u_0}^2}=G_r\cdot \frac{r^2}{{R_0}^2}. Von dem Gewicht G0 braucht jedoch wegen der Vermehrung des Trägheitsmomentes des Schwungrades durch dessen Arme nur etwa das 0,9fache berücksichtigt werden, so dass sich als auszuführendes Gewicht G1 des Schwungringes ergibt: G1= 0,9G0. Für gegebene Betriebsverhältnisse einer Maschine lässt sich sonach das erforderliche Gewicht des Schwungrades an Hand des vorher ermittelten Arbeitsdiagrammes ohne Schwierigkeiten berechnen. b. Einfluss des Uebersetzungsverhältnisses auf das Gewicht des Schwungrades. Bei Schnellpressen muss wegen der geringen Umdrehungszahl der Kurbelwelle ein Vorgelege angebracht werden. Erst dadurch ist die Möglichkeit gegeben, die Maschine von einer Transmission aus oder mittels eines Elektromotors antreiben zu können. Man wird ausserdem das Schwungrad nicht auf die Kurbelwelle selbst, sondern gleich auf die Vorgelegewelle setzen, wodurch eine weitere Reduktion des Schwungradgewichtes erzielt wird. Es soll nun eine einfache Beziehung abgeleitet werden, nach welcher für ein beliebig gewähltes Uebersetzungsverhältnis η das zugehörige Schwungradgewicht berechnet werden kann. Ist G0 das Gewicht des Schwungrades auf der Kurbelwelle und Gx jenes auf der Vorgelegewelle, so ist: G_x=G_0\cdot \frac{{u_0}^2}{{u_x}^2} Wenn die Tourenzahl der Kurbelwelle gleich n0 ist, so muss bei einem Uebersetzungsverhältnis von: η = 1 : x die Tourenzahl der Antriebwelle sein: nx = x . n0. Ferner ist die Geschwindigkeit u0 des Schwerpunktes des Kranzquerschnittes des Schwungrades (vom Radius R0) auf der Kurbelwelle: u_0=\frac{2\,R_0\cdot \pi\cdot n_0}{60}=c_0\cdot n_0, somit jene bei Verwendung eines Vorgeleges entsprechend: ux = c0 . nx = c0 . x . n0. Damit geht die Formel für Gx über in: G_x=G_0\cdot \frac{{n_0}^2}{x^2\cdot {n_0}^2}=G_0\,\left(\frac{1}{x}\right)^2 oder Gx = η2 . G0. Kennt man sonach das Gewicht des Schwungrades auf der Kurbelwelle, so kann man nach dieser einfachen Formel ohne weiteres das Gewicht bei Zugrundelegung irgend eines Uebersetzungsverhältnisses berechnen. Wie ändert sich ferner das Gewicht G1 eines Schwungrades, wenn von einem gegebenen Uebersetzungsverhältnis η1 auf ein beliebig anderes (η2) übergegangen werden soll? Hierfür gilt folgende Formel, welche sich in analoger Weise ableiten lässt: G_2=G_1\cdot \frac{{\eta_2}^2}{{\eta_1}^2} c) Einfluss der Tourenzahl der Presse auf die lebendige Kraft des Schwungrades. Da Schnellpressen bei eintretenden Betriebsstörungen sehr rasch angehalten werden müssen, so ist auf die Berechnung der Schwungradbremsen ganz besondere Sorgfalt zu verwenden. Um zu erkennen, wie sich die durch Anziehen der Bremsklötze in Reibungsarbeit umgesetzte Energie eines Schwungrades mit der Produktion der Presse bezw. mit der Tourenzahl der Antriebwelle ändert, sei auch hierauf kurz eingegangen. Bekanntlich ist die Energie eines Schwungrades gegeben durch: E = ½M0u02, wobei M0 und u0 die bereits angegebene Bedeutung haben. Ferner kann, wie unter b abgeleitet wurde, gesetzt werden: u0 = c0 . n0, sowie u02 = c02 . n02 = c1 . n02. Damit geht der Ausdruck für E über in: E = ½M0 . c1 . n02. Da ferner M0 als konstante Grösse zu betrachten ist, so erhält man schliesslich: E = C0 . n02, d.h. die Energie des Schwungrades ändert sich mit dem Quadrate der Tourenzahl. Die Abhängigkeit des Schwungradgewichtes vom Uebersetzungsverhältnis: G =f(η), sowie die Abhängigkeit der Energie des Schwungrades von der Tourenzahl der Presse: E = f(n0), lässt sich in sehr übersichtlicher Weise auf graphischem Wege verfolgen und sei an dieser Stelle auf die späteren Fig. 17 und 18 hingewiesen, wobei für die Aufstellung der Diagramme ein praktisches Beispiel zugrunde gelegt wurde. § 6. Abhängigkeit der Beschleunigungsdrücke und Tangentialkräfte von der Geschwindigkeit der Presse. Dass die Massenwirkungen mit zunehmender Geschwindigkeit der Presse immer grösser werden, erkennt man ohne weiteres aus den bereits abgeleiteten Formeln für b, Pb und Tb. Es dürfte jedoch zweckmässig sein, diese Ausdrücke insofern zu vereinfachen, als die unveränderlichen Grössen als Konstanten eingeführt werden sollen. Es war: b_1=b_2=\frac{u^2}{r}\cdot \cos\,\alpha, wobei b1 bezw. b2 die Beschleunigung des Karrens bezw. Zylinders, u die Umfangsgeschwindigkeit der Kurbel und r deren Radius bedeutet. Nun ist aber: \frac{u^2}{r}=c\cdot n^2 somit: b1 = b2 = c . n2 . cos α, d.h. die Beschleunigungen b1 und b2 sind nur von der Tourenzahl der Presse abhängig, und zwar nimmt die Beschleunigung im Quadrate mit der Tourenzahl zu. Für den Hingang des Karrens ist ferner: Pb= M1 . b1 + M2 . b2. Da M1 und M2 konstante Grössen vorstellen, so kann man auch setzen: M1 . c= C1 und M2 . c = C2, somit: Pb = (C1 + C2)n2 . cos α. Für den Ruckgang des Karrens: Pb = C1 . n2 . cos α. Die Tangentialkräfte Tb ergeben sich durch Multiplikation mit Sinus α und werden am einfachsten graphisch ermittelt. In Fig. 19 und 20 sind die Beschleunigungsdrücke sowie die Tangentialkräfte (Kräfte- und Arbeitsdiagramm) für verschiedene Geschwindigkeiten der Presse an Hand eines praktischen Beispiels angegeben. Die beiden Diagramme lassen deutlich erkennen, wie sich die Massenwirkungen von Karren und Zylinder während einer Kurbelumdrehung bei verschiedener Beanspruchung (Produktion) der Presse ändern. §. 7. Beeinflussung des Kräfte- und Arbeitsdiagramms bei endlicher Länge der Schubstange. Bisher wurde angenommen, dass die Schubstange unendlich lang sei. Dadurch vereinfachte sich die Ableitung der Formeln wesentlich. Um nun zu erkennen, ob für die theoretische Untersuchung von Schnellpressen die endliche Länge der Schubstange Berücksichtigung finden muss, oder ob mit unendlicher Länge derselben gerechnet werden kann, soll im Folgenden der Einfluss der Stangenlänge näher untersucht werden. Wie bereits erwähnt, ändert sich die Geschwindigkeit des Karrens bei unendlicher Stangenlänge dem Sinusgesetz entsprechend. Also: v1= u . sin α. Ferner war: b_1=\frac{u^2}{r}\cdot \cos\,\alpha Bei den Kreisbewegungsmaschinen gelten diese Beziehungen auch für endliche Länge der Karrenstange, weshalb die angestellten theoretischen Betrachtungen für diese Maschinenart ohne weiteres Anwendung finden können. Bei endlicher Stangenlänge lautet dagegen die durch Differentiation des Karrenweges s'=r\cdot \left[1-\cos\,\alpha\,\pm\,1/2\cdot \frac{r}{l}\cdot \sin^2\,\alpha\right] sich ergebende Geschwindigkeit des Karrens: v'_1=\frac{d\,s'}{d\,t} somit: v'_1=u\cdot \left[\sin\,\alpha+1/2\,\frac{r}{l}\cdot \sin\,2\,\alpha\right] Damit ist auch die Beschleunigung bekannt, denn es ist: b'_1=\frac{d\,v'_1}{d\,t} oder b'_1=\frac{u^2}{r}\,\left[\cos\,\alpha+\frac{r}{l}\cdot \cos\,2\,\alpha\right], wobei r : l das Verhältnis des Kurbelradius zur Stangenlänge bedeutet (bei Schnellpressen in der Regel 1 : 3, seltener 1 : 4). Für α = 0° (Karrentotlage) wird sonach: {b'^0}_1=\frac{u^2}{r}\cdot \left[l+\frac{r}{l}\right], bezw. {b'_1}^0=\frac{u^2}{r}+\frac{u^2}{r}\,\left[\frac{r}{l}\right], oder {b'_1}^0={b_1}^0+{b_1}^0\cdot \left[\frac{r}{l}\right]. Bezeichnet man das sog. Korrektionsglied mit k, also: {b_1}^0\cdot \frac{r}{l}=k=\left[\frac{1}{3}\mbox{ bezw. }\frac{1}{4}\right]\cdot {b_1}^0, so erhält man für folgende Kurbelstellungen die angegebenen Beschleunigungen: α = 0° {b'_1}^0={b_1}^0+k α = 30° {b'_1}^{30}={b_1}^{30}+\frac{k}{2} α = 60° {b'_1}^{60}={b_1}^{60}-\frac{k}{2} α = 90° {b'_1}^{90}={b_1}^{90}-k α = 120° {b'_1}^{120}={b_1}^{120}-\frac{k}{2} α = 150° {b'_1}^{150}={b_1}^{150}+\frac{k}{2} α = 180° {b'_1}^{180}={b_1}^{180}+k Die Beschleunigung bezw. die dadurch bedingten Drücke sind sonach bei endlicher Stangenlänge nicht unwesentlich verschieden gegenüber jenen bei unendlicher Länge der Schubstange, Das Korrektionsglied k hängt vom Verhältnis r : l ab. In der einen Totlage (α = 0°) ist z.B. der Beschleunigungsdruck um ⅓ bezw. ¼ des Druckes grösser als bei unendlicher Stangenlänge, in der anderen Totlage dagegen um denselben Betrag kleiner. Man erkennt hieraus, dass sich bei Berücksichtigung der endlichen Schubstangenlänge das Kräftediagramm ziemlich ändern wird. Konstruiert man die Kurve, nach welcher nun die Beschleunigungsdrücke verlaufen, so erhält man eine Parabel statt der geraden Linie wie bei l = ∞, wobei die Abweichungen nicht unbedeutend sind. Ermittelt man ferner das Tangentialdruckdiagramm, so zeigt sich jedoch, dass die maximal auftretenden Kräfte in beiden Fällen nur wenig verschieden sind und der durch die endliche Stangenlänge bedingte Unterschied vielmehr in einer seitlichen Verschiebung der Diagramme zu suchen ist. Das Diagramm selbst lässt sich analoger Weise wie vorher aufzeichnen, bietet aber durchaus nichts Neues, um näher darauf eingehen zu müssen. Auch für die Berechnung des Schwungrades kommt die Beeinflussung des Diagramms nicht in Betracht, da die zum vollen Ausgleich der Maschine verwendete Schwungmasse ohnedies viel grösser ausfällt (wie an Hand eines Beispiels nachgewiesen werden soll), als sie in Wirklichkeit ausgeführt werden kann. §. 8. Kompensierung der Beschleunigungsdrücke durch Luftpuffer. Es liegt nahe, die Massen Wirkungen statt durch Schwungräder durch Anwendung von Luftpuffern zu kompensieren. Es dürfte daher noch von Interesse sein, die theoretischen Untersuchungen auch auf diesen Fall zu erstrecken. Bei Voraussetzung unendlich langer Stange und reibungslosem Zustand der Presse würden die Beschleunigungsdrücke nach der Geraden + Pb, – Pb verlaufen (vergl. Fig. 12). Um diese Drücke zu kompensieren, müssen daher Luftpuffer vorgesehen werden, welche durch Kompression bezw. Expansion der Luft die erforderlichen Gegendrücke liefern. Um die Drücke Pb zu kompensieren, ist der Luftzylinder so zu dimensionieren, dass z.B. der Beginn der Kompression in der Mitte des Weges (α = 90°) eintritt und am Ende des Hubes der auftretende Höchstdruck + Pb erreicht wird. Bei Voraussetzung isothermischer Kompression würde die Kompressionslinie den gezeichneten Verlauf nehmen, wobei jedoch ganz beliebige Verhältnisse in bezug auf Zylinderdimensionen angenommen worden sind. Bei Annahme eines gewissen Höchstdruckes (etwa 3 Atm.) im Luftzylinder liessen sich jedoch die Dimensionen desselben genau berechnen. Auf diese Verhältnisse soll aber hier nicht weiter eingegangen werden, zumal im 2. Abschnitt bei den Zweitourenmaschinen ausführliche theoretische Untersuchungen in dieser Hinsicht angestellt werden müssen und sei an dieser Stelle bereits darauf verwiesen. Textabbildung Bd. 321, S. 527 Fig. 12. Kompensierung der Beschleunigungsdrücke durch Luftpuffer. Durch Subtraktion der Beschleunigungsdrücke und der Kompressionsdrücke ergeben sich die restierenden Karrenbewegungsdrücke (P). Es ist also in jedem Moment: P = P b – J. Ermittelt man nun die Tangentialdrücke T nach der Formel: T = P . sin α und trägt dieselben auf der Grundlinie r . π (= halber Kurbelumfang, da das Diagramm nur für den Rückgang gezeichnet wurde) auf, so erhält man das Arbeitsdiagramm (Fig. 13). Die punktierte Linie stellt die Kurve der Tangentialkräfte Tb vor, wie sie ohne Verwendung von Luftpuffern und ohne Schwungrad auftreten würden. Man erkennt hieraus, dass mit Anbringung von Puffern eine unvollkommene Kompensation der Drücke erreicht wird, bedingt durch die Geschwindigkeitsverhältnisse der Presse. Textabbildung Bd. 321, S. 527 Fig. 13. Arbeitsdiagramm bei Verwendung von Luftpuffern. Die Puffer müssten ausserdem sehr lang ausfallen, was für die Unterbringung an der Maschine mit Schwierigkeiten verbunden sein würde. Ferner lassen sich die Luftzylinder bei Eisenbahn- und Kreisbewegungsmaschinen ohnedies sehr schlecht einbauen, so dass für diese Maschinengattung den Luftpuffern nur eine sehr geringe Bedeutung beigemessen werden kann. Man wird daher am einfachsten und zweckmässigsten ein Schwungrad verwenden, welchem man durch entsprechende Wahl des Gewichtes und des Uebersetzungsverhältnisses (von Kurbelwelle zur Vorgelegewelle) die Aufgabe überträgt, den infolge der starken Massenwirkungen bedingten ungleichen Kraftbedarf zu regeln. (Fortsetzung folgt.)