Polytechnische Rundschau. Polytechnische Rundschau. Einschienenbahn. Die Behauptung Scherls in seiner Reklameschrift (s. D. p. J. 1909, S. 675) daß Brennan über eine Versuchsausführung seines Einschienenwagens nicht herausgekommen wäre, und die Vorführung des Scherlschen Wagens in Berlin haben Brennan veranlaßt, auch jetzt schon einem größeren Kreise von Personen seinen Wagen zu zeigen, der eine Ladefähigkeit von 10–15 t besitzt. Die Gesamtlänge dieses Wagens beträgt 12,2 m, die Breite 3,05 m und die Gesamthöhe bis zum Dach des an einem Ende der Plattform angebrachten Führerstandes 3,95 m. Der Wagen wiegt 22 t, die beiden Kreisel zusammen 1,5 t bei einem Durchmesser von 1,06 m. Die Kreisel laufen mit 3000 Umdrehungen i. d. Min. in einem Vakuum von etwa 15 mm Quecksilber; zu ihrem Antrieb dienen Nebenschlußmotoren. Brennan beabsichtigt, die Umlaufzahl noch wesentlich zu steigern. Die geringe Geschwindigkeit wurde auf den Rat der die Motoren liefernden Firma gewählt, da diese Schwierigkeiten bei der Kommutierung befürchtete. Inzwischen hat man jedoch so gute Erfahrungen mit Wendepolmotoren gemacht, daß der Steigerung der Drehzahl nichts im Wege steht. Der Wagen läuft auf zwei Drehgestellen, in denen je zwei Räder hintereinander angeordnet sind. Je ein Rad jedes Drehgestelles wird durch einen 42 PS Siemens-Motor mittels Kurbel und Kurbelstange unter Zwischenschaltung einer einfachen Zahnradübersetzung angetrieben. An Stelle von Elektrizität kann zum Antriebe des Fahrzeuges auch Dampf oder irgend ein anderes Mittel benutzt werden; zum Antrieb der Kreisel ist dagegen Elektrizität nötig. Die elektrische Energie wird von einer über dem Gleise angebrachten Oberleitung oder einer neben dem Gleise verlegten Stromschiene in bekannter Weise mittels eines Stromabnehmers abgenommen. Um zu zeigen, daß das Fahrzeug ohne Zuführung elektrischer Energie von außen betrieben werden kann, sind auf dem Fahrzeuge zwei Wolesley-Siemens-Maschinensätze, bestehend je aus einem Petroleum-Motor und einem Stromerzeuger, angeordnet. Ein 20 PS-Motor genügt, um die Kreisel anzutreiben und das Fahrzeug mit geringer Geschwindigkeit fortzubewegen; für den normalen Betrieb sind 80 PS nötig. Der Versuchs wagen läuft auf einer 31,5 kg/m schweren Schiene, die auf 1,06 m langen Holzschwellen verlegt ist. Der Wagen soll imstande sein, eine Steigung von 1 : 13 hinaufzufahren und bei Verdopplung der Kraft sogar eine Steigung von 1 : 6,5 zu nehmen. Der fertiggestellte Wagen wird 70 Sitzplätze haben. Ueber die Art der Erhaltung des Gleichgewichtes mit Hilfe der Kreisel sind keine Einzelheiten angegeben. Es ist nur auf eine Patentschrift hingewiesen, gemäß der bei einer Neigung des Wagens durch die Präzession der Kreisel eine Reibungskupplung zwischen einer mit einem Kreisel umlaufenden Scheibe und einer Fläche am Wagen hergestellt und hierdurch eine Bewegung der Kreisel hervorgerufen wird, die den Wagen in die Gleichgewichtslage zurückführt. Ferner ist bemerkt, daß bei dem vorliegenden Wagen im Gegensatz zu dem früher vorgeführten Modell an Stelle der Reibungskupplung eine Druckluftsteuerung vorhanden ist. [The Electrician 1909 – 1910. S. 227 bis 229.] Pr. Heißdampflokomotiven. Die französische Südbahn besitzt für den Güterzugsverkehr auf Strecken mit sehr starken Steigerungen 4/5 gekuppelte Vierzylinderverbund-Naßdampflokomotiven. Die Zugleistungen dieser Lokomotiven haben vollkommen entsprochen. Dagegen verursachen die Kessel dieser Gebirgslokomotiven große Unterhaltungskosten, die durch die starke Forcierung und durch den hohen Kesseldruck bedingt sind. Aus diesem Grunde sollen diese Lokomotiven durch 5/5 gekuppelte Heißdampflokomotiven ersetzt werden, die bei kleinem Kesseldruck mindestens dieselbe Zugkraft leisten sollen, als diese Naßdampflokomotiven. In folgender Zusammenstellung sind die Hauptabmessungen der beiden Lokomotivgattungen zusammengestellt. 4/5 gekupp. Vier-zylinder-Verbund-Naßdampflok. 5/5 gekupp. Heiß-dampflok. Kesselüberdruck a 15 12 Zylinderdurchmesser mm 390/600 630 Kolbenleib „ 650 660 Treibraddurchmesser „ 1400 1350 Rostfläche qm 2,81 2,73 Gesamtheizfläche „ 256,2 186,0 Leergewicht kg 64700 66500 Reibungsgewicht „ 64600 85600 Dienstgewicht „ 71600 85600 Größte Zugkraft „ – 16300 Ueberheizfläche qm – 44,2 Auf Grund der in D. p. J. S. 221 d. Bd. erwähnten Versuchsfahrten gab die französische Südbahn 5 Stück dieser Heißdampflokomotiven der Berliner Maschinenbau A.-G. Schwartzkopff in Auftrag, ebenso die Paris-Orléans-Eisenbahngesellschaft. Die kupferne Feuerbuchse dieser Lokomotiven enthält ein Chamotte-Gewölbe. Die Stehbolzen bestehen hauptsächlich aus Manganbronze, die Südbahn-Lokomotiven haben außerdem auch kupferne Rauchkammer-Rohrwände. Die Feuertüre öffnet sich nach innen, dem französischen Gesetze entsprechend. Der Ueberhitzer ist nach dem Patent Schmidt in den Rauchröhren eingebaut. Die Umsteuerungsschraube der hier verwendeten Heusinger-Steuerung liegt an der linken Führerhausseite. Ein Manometer und ein Pyrometer zeigen dem Führer ständig den Druck und die Temperatur des Heißdampfes in den Schieberkästen an. Die Zylinder, Schieberkästen und Dampfzuführungsrohre sind durch Asbesthüllen gegen Abkühlung geschützt. Die Lokomotiven haben außerdem eine neue Gegendampfeinrichtung erhalten. Ein Dampf und Wassergemisch wird zum Teil in die Zylinder eingesaugt und kühlt sie ab, während der übrige Teil durch das Blasrohr hinausströmt, so daß Rauchkammergase nicht in den Zylinder gesaugt werden können. Bei dieser Einrichtung steigt aber die Temperatur im Zylinder auf 400°. Man hat deshalb noch eine Wassereinspritzung hinzugefügt. Mit dieser Einrichtung kann man mit 300 t Wagengewicht Gefälle von 1 : 30 durchfahren, ohne die Bremsen zu benutzen, was für die Radreifen sehr vorteilhaft ist. Bei den Versuchsfahrten trat einmal Schleudern ein, wobei die Fahrgeschwindigkeit im Augenblick zu 0 wurde. Man konnte aber mit 80 v. H. Füllung der Zylinder den Zug mit Steigung von 1 : 30 anstandslos wieder anfahren lassen. Auf Steigungen erreicht man eine mittlere Geschwindigkeit von 13 km/Std, die Zylinderfüllung schwankte dabei zwischen 48 und 52 v. H. Um für eine gleiche Arbeitsleistung den Kohlen- und Wasserverbrauch der Heißdampflokomotive (Nr. 5005) und der Vierzylinder-Verbundlokomotive (Nr. 4008) vergleichen zu können, wurden Versuchsfahrten mit 190 t Wagengewicht ausgeführt. Wie die nachfolgende Zahlentafel ergibt, hat die Heißdampflokomotive 8,4 v. H. weniger Kohle und 18,6 v. H. weniger Wasser als die Naßdampflokomotive verbraucht. Lokomotive Zu-gunstenvon 5005v. H. 4008 5005 Entfernung km 15,2 15,2 Zahl der 100 Tonnenkilometer 28,88 28,88 Gesamtwasserverbrauch l 6700 5650 Wasserverbrauch auf 1 km. „ 447,3 371,7              „              „ 100 t km „ 232,0 195,6 – 18,6 Kohlenverbrauch, gesamt. kg 750 690              „             auf 1 km. „ 49,3 45,4              „           auf 100 t km „ 25,9 23,9 – 8,4 Verdampfung auf 1 kg Kohle l 8,93 8,18 [Zeitschr. d. Ver. deutsch. Ing. 1909, S. 1962–1967.] W. Bremsdruck bei Lokomotiven. Bei den immer größer werdenden Lokomotivgeschwindigkeiten ist eine gute Bremsvorrichtung von großer Bedeutung. Die Wirkung derselben hängt in erster Linie vom Bremsdruck ab. Bei den englischen Bahnen sind hauptsächlich zwei Bremsblockanordnungen in Gebrauch. Nach Anordnung Fig. 1 bestimmt sich der Bremsdruck zu P'=P\,\frac{b}{a} Zwischen den Punkten m und n muß eine kleine Zugfeder eingeschaltet werden, damit der Bremsschuh im geöffneten Zustande sich nicht um M dreht und so mit seinem oberen Teil beständig auf dem Radumfange schleift. Textabbildung Bd. 325, S. 238 Fig. 1. Textabbildung Bd. 325, S. 238 Fig. 2. Textabbildung Bd. 325, S. 238 Fig. 3. Textabbildung Bd. 325, S. 238 Fig. 4. Textabbildung Bd. 325, S. 238 Fig. 5. Die Feder kann durch Anordnung Fig. 2 zum Wegfall kommen. Der Bremsschuh erhält bei S einen Stützpunkt am Bremshebel und wird so am Drehen verhindert. Bei dieser Anordnung kann aber der Bremsdruck nicht mehr mit Sicherheit bestimmt werden. Bei der Berechnung wird als Hebellänge mit a, a + c und a + c/2 abwechselnd gerechnet. Wird die Gestängekraft P so bemessen, daß a als Hebelarm 80 v. H. des Lokomotivgewichtes als Bremskraft ausgenutzt wird, so würde bei a + c als Hebelarm nur 64 v. H. und mit a + c/2 gerechnet 71 v. H. ausgenutzt (für a = 340 mm und c = 75 mm). Der Unterschied ist so groß, daß es unmöglich ist, Bremskräfte bei Lokomotiven mit einander zu vergleichen, wenn sie nicht auf dieselbe Art berechnet worden sind. Folgende Betrachtung zeigt, wie die wirksame Hebellänge bestimmt werden kann. Wird nach Fig. 3 die Bremse angezogen, so dreht sich die Bremse um einen kleinen Winkel Θ, im Bogenmaß gemessen. Die Bewegung des Punktes A auf dem Bremsklotz ist dann C A . Θ rechtwinklig zu C A. Senkrecht zum Radumfang kommt dann die Strecke in Betracht \Theta\,C\,A\,\mbox{cos}\,\left(C\,A\,O-\frac{\pi}{2}\right)=\Theta\,C\,A\,\mbox{sin}\,C\,A\,O, für den Punkt B ist diese Strecke Θ C B sin C B O. Es ist nun: CD = CA sin CAO und CE = CB sin CBO CD und CE sind die Senkrechten von C auf AO und BO folglich ist: \frac{\mbox{Normaldruck in }A}{\mbox{Normaldruck in }B}=\frac{\Theta\,.\,C\,A\,\mbox{sin}\,C\,A\,O}{\Theta\,.\,C\,B\,\mbox{sin}\,C\,B\,O}=\frac{C\,D}{C\,E} Für den Druckverlauf innerhalb der Punkte A und B des Bremsschuhes läßt sich Fig. 4 zeichnen, wobei l die Länge des Bremsschuhes ist. a und b sind proportional dem Bremsdruck in A und B bezw. proportional zu CE und CD. Der Schwerpunkt dieser Fläche von der Grundlinie a ist um l/2-l/6\,\left(\frac{a-b}{a+b}\right) entfernt. Um nun den Druckmittelpunkt zu erhalten, fällt man vom Punkt C Senkrechte auf OA und OB. Die Längen dieser Senkrechten seien b und a. Die Entfernung x findet man dann wie oben zu x=l/2-l/6\,\left(\frac{a-b}{a+b}\right) Die Senkrechte c in Fig. 5 gibt dann die „wirksame Hebellänge“. Versuche, die bei den größeren englischen Eisenbahngesellschaften ausgeführt wurden mit über 1000 Lokomotiven mit Tender ergab für x = 0,37 bis 0,40 l. Es kann in den meisten Fällen mit x = 0,38 l gerechnet werden. Die Lokomotivbremsen werden meist mit Dampf oder Luftdruck betätigt. Bei den Luftdruckbremsen hat man Preßluftbremsen (Westinghouse) und Vakuumbremsen (Hardy). Bei den Dampfbremsen ist der Dampfdruck im Bremszylinder kleiner als der Kesseldruck etwa 90 v. H. Bei der Westinghousebremse, ist der Druck im Bremszylinder 3,5–5 at. Für Vakuumbremsen kann ein Vakuum von 85 v. H. angenommen werden, wenn sich die Bremseinrichtung in gutem Zustande befindet. [The Engineer 1909, S. 26 – 27.] W. Verfahren zur Berechnung von Dampfturbinen. Anwendung auf eine Abdampfturbine von 800 PS, Bestimmung des mechanischen Wärmeäquivalents auf Grund von Bremsversuchen. Die Verluste bei Dampfturbinen rühren einerseits her von den Strömungswiderständen und Störungen beim Durchgang durch die Schaufeln und andererseits von der Rad- und Wellenreibung und der Undichtigkeit infolge der notwendigen Spielräume. Die ersteren stellen die hauptsächlichsten Verluste dar und drücken sich in einer Abnahme der relativen Dampfgeschwindigkeit beim Durchgang durch die Schaufeln aus. Diese Abnahme der Geschwindigkeit, der Verlustkoeffizient, ist von Rateau an einem besonderen Versuchsapparat bestimmt worden, welcher die Anwendung verschieden gestalteter Schaufeln ermöglichte; es wurde bei diesen Versuchen der Druck, den ein Dampfstrahl auf die Schaufeln ausübte, mit Hilfe einer Wage bestimmt. Die Versuche wurden einmal mit, das andere Mal ohne zwischengeschaltetes Schaufelsegment durchgeführt. Der Unterschied der abgewogenen Schubkräfte in beiden Fällen ergibt offenbar die Größe des Verlustes in dem zwischengeschalteten Schaufelsegment d.h. den Verlustkoeffizient dieses Schaufelsegmentes. Je nach der Form, Größe und Teilung der Schaufelung schwankt der Koeffizient zwischen 0,65 und 0,80, während er für dieselbe Schaufel bei verschiedenen Dampfgeschwindigkeiten annähernd konstant bleibt und nur wenig mit der Geschwindigkeit zunimmt. Nach diesen Versuchen muß man bei Aktions-Turbinen im allgemeinen mit einem Geschwindigkeitsverlust von 20 bis 25 v. H. rechnen; nur bei sorgfältig ausgeführten Schaufeln wird der Verlust etwas geringer sein, aber auch nur für den Anfang, solange die Schaufeln noch unversehrt und durch die Wasserteilchen im Dampf noch nicht rauh geworden sind. Der Wirkungsgrad der Strömung durch die Räder einer Turbine läßt sich nun mit Hilfe bekannter Verlustkoeffizienten an Hand des Geschwindigkeitsplanes für die Schaufeln bestimmen. Es ist bei mehrkränzigen Turbinen zu berücksichtigen, ob die Austrittsgeschwindigkeit aus den Schaufeln im nächsten Rad ausgenutzt wird oder nicht. Man erhält so den inneren Wirkungsgrad der Turbine und hat noch die äußeren Verluste zu bestimmen, um den tatsächlichen Wirkungsgrad der Maschine kennen zu lernen. Die Radreibungsverluste setzt Rateau = C . γ . R5 n3, worin C ein Koeffizient ist, abhängig von der Oberflächenbeschaffenheit des Rades, von der Höhe und Stellung der Laufschaufeln und von der Form des Gehäuses, welches das Rad umschließt, γ das spez. Gewicht des Dampfes im Gehäuse in kg/cbm, R den Radhalbmesser in m und n die Umdrehungen des Rades i. d. Sekunde bedeutet. Die Lässigkeitsverluste durch die Spielräume zwischen feststehenden und rotierenden Teilen können nicht genau angegeben werden, weil sie zu sehr von der Ausführung abhängig sind. Die Verluste in den Wellenlagern können nach Formeln annähernd berechnet werden; sie sind übrigens ziemlich gering. Die Zulässigkeit des Verfahrens, die Turbinenberechnung auf Grund eines bekannten Verlustkoeffizenten durchzuführen, bestätigte sich bei einem Versuch an einer 800 PS Abdampfturbine, die so eingerichtet war, daß bei fehlendem oder nicht genügendem Abdampf auch Frischdampf zugeführt werden konnte. Mit Rücksicht darauf bestand die Turbine aus zwei Rädergruppen. Eine Gruppe von vier Rädern verarbeitete den Abdampf in vier reinen Druckstufen. Im gleichen Gehäuse ist die zweite Gruppe von drei Rädern auf derselben Welle für die Ausnutzung von Frischdampf untergebracht. Nachdem der Frischdampf in diesen Rädern gearbeitet hat, mischt er sich mit dem Abdampf und beaufschlagt mit diesem die Niederdruckgruppe. Wenn die Turbine nur mit Abdampf arbeitet, laufen die drei Räder der Hochdruckgruppe leer mit. Das Zuströmen von Frischdampf wird im Bedarfsfalle selbsttätig durch einen eigenartigen Regulierapparat bewirkt. Die Schaufeln der einzelnen Räder sind genau nach dem Geschwindigkeitsplan hergestellt. Nach der Berechnung sollte die Turbine bei einer Leistung an der Welle von 800 PS, bei 3800–4000 Umdreh./Min, bei einer abs. Frischdampfspannung von 6,5 kg/qcm und einem Gegendruck von 0,1 kg/qcm 6,8 kg Dampf für die PS und Stunde verbrauchen, bei Abdampfbetrieb mit 1,0 kg/qcm Anfangsspannung 11,0 kg Dampf. Bei halber Leistung betragen die Zahlen 7,6 bezw. 12,5 kg. Die Messung der effektiven Turbinenleistung erfolgte mit Hilfe einer hydraulischen Bremse. Mit der Turbinenwelle war direkt eine doppelseitige Zentrifugalpumpe halb elastisch gekuppelt, welche so eingerichtet war, daß das Wasser aus der Druckleitung immer wieder dem Saugraum der Pumpe zugeführt wurde. Durch zwischengeschaltete Schieber konnte der Widerstand und damit die Pumpenarbeit beliebig verändert werden. Damit das Betriebswasser nicht zu heiß wurde, lief fortwährend eine kleine Menge Frischwasser zu. Das Gehäuse der Pumpe, in welchem das Schleuderrad läuft, ist drehbar und in Kugellagern gegenüber den feststehenden Teilen gestützt. Der Widerstand kann so mit Hilfe eines Hebelarmes, der am drehbaren Gehäuse befestigt ist, wie beim Pronyschen Zaum auf eine Wage übertragen und gemessen werden; daraus ergibt sich, wenn noch die Reibung in den Stopfbüchsen, welche die Welle gegen das drehbare Gehäuse abdichtet, in Rechnung gezogen wird, die Leistung bei einer bestimmten Umdrehungszahl in einfacher Weise. Der Dampfverbrauch der Turbine wurde durch Messung des niedergeschlagenen Abdampfes bestimmt. Die gewonnenen Resultate sind nachstehend zusammengestellt. Die mittlere Umlaufzahl betrug bei allen Belastungen ∾ 4050 i. d. Min. Der Dampf besaß bei den Hochdruckversuchen etwa 2 v. H. Feuchtigkeit, bei den Niederdruckversuchen war er infolge der Drosselung ein wenig überhitzt. Betrieb mitHochdruck Betrieb mitNiederdruck Dampfdruck b. Hochdruck-  eintritt              kg/qcm abs. 3,25 4,71 6,42 – – Dampfdruck b. Niederdruck-  eintritt              kg/qcm abs. 0,29 0,40 0,54 0,66 1,10 Dampfdruck beim Aus-  puff                  kg/qcm abs. 0,086 0,076 0,088 0,116 0,175 Leistung in PS 326,1 563,8 809,3 407,5 706,8 Dampfverbrauch in.   kg/Std. 2511,8 4048,2 5434,3 5801,7 9381,5 Dampfverbrauch in                     kg f. d. PS/Std. 7,7 7,2 6,7 14,2 13,3 Das Resultat stimmt mit der Berechnung des Dampfverbrauches und des Wirkungsgrades, welcher der Konstruktion der Turbine zu Grunde gelegt war, ziemlich gut überein (bis auf 2 v. H.), bei voller Belastung war die Uebereinstimmung sehr groß. Das ist beachtenswert in Anbetracht des Umstandes, daß die nach dem eingangs erwähnten Rechnungsverfahren berechnete Turbine eine Neukonstuktion darstellte, die von den früheren Ausführungen erheblich abwich. Die oben beschriebene Bremse wurde auch noch zur Bestimmung des mechanischen Wärmeäquivalents benutzt, indem die Menge und Temperatur des Bremswassers genau gemessen wurde. Es ergaben die einzelnen Messungen bei den verschiedenen Belastungen zwar nicht unbedeutende Unterschiede, der Mittelwert aus der großen Zahl von Messungen kommt aber dem heute nach den neuesten Messungen der Physiker als sicher geltenden Wert 427 bei 15° C bis auf weniger als 1/1000 nahe. (Rateau) [Zeitschrift f. d. gesamte Turbinenmessen 1909, Heft 32, 34 und 35.] M. Quecksilber-Amperemeter. Die Leads- und Northrup Company baut ein Normalinstrument für große Ströme, welches sowohl für Wechselstrom als auch für Gleichstrom verwendbar ist, und in erster Linie zur Eichung von Schalttafelinstrumenten und zur Bestimmung des Uebersetzungsverhältnisses von Serientransformatoren benutzt werden soll. Bei dem vorliegenden Instrument erstreckt sich die Skala von 200 bis 500 Amp. und ist etwa 600 mm lang. Sie ist quadratisch und die Genauigkeit einer Ablesung beträgt im Mittel 0,2 v. H.; drei Viertel der Skala ergeben eine Genauigkeit von 0,1 v. H. Geringe Temperaturänderungen beeinflussen die Ergebnisse nicht. Die Prüfung erfolgte bei Gleichstrom mittels eines Potentiometers, bei Wechselstrom mittels der Kelvinschen Wage. Das Instrument wurde besonders daraufhin untersucht, ob starke Ströme in benachbarten Leitern seine Angaben beeinflussen. Hierbei ergab ein unmittelbar unter der Grundplatte des Instrumentes angebrachter Leiter, der einen 2000 Amp. starken Strom führte, eine Aenderung des Ausschlages um 0,3 v. H. Wurde die Entfernung zwischen Leiter und Instrument vergrößert, so sank der Einfluß rasch. Die Wirkungsweise des Instrumentes beruht darauf, daß Leiter, die von gleichen Strömen durchflössen werden, sich anziehen und das Bestreben haben, sich einander zu nähern. Als Leiter wird in dem Instrument Quecksilber verwendet, welches sich in zwei nebeneinanderliegenden Reihen von scheibenförmigen untereinander angeordneten Hohlräumen befindet. Die Hohlräume stehen miteinander durch Bohrungen in Verbindung, die jeweilig von dem Umfange der einen Scheibe zur Mitte der nächsten Scheibe führen. Der Hohlraum über der letzten Quecksilberscheibe ist mit einer gefärbten Flüssigkeit gefüllt, die je nach der Stärke des durchfließenden Stromes unter verschiedenem Druck steht. Dieser Druck wird mittels eines an den Hohlraum anschließenden Standrohres an der Teilung abgelesen. Die Richtung, in der der Strom das Amperemeter durchfließt, ist gleichgültig. Der Energieverbrauch des Instrumentes beträgt etwa 0,4 Watt für jeden Zentimeter Länge der Teilung. Letztere ist abhängig von der Anzahl und dem Durchmesser der Scheiben, von dem spezifischen Gewichte der als Indikator verwendeten Flüssigkeit und der Schwerkraft. Da ferner nur die Höhe der Flüssigkeit eine Wirkung ausübt, so sind Ungenauigkeiten in der Kalibrierung des Standrohres ohne jeden Belag. [Electrical Review und Western Electrician 1909, II, S. 128–129.] Pr.