Explosionsmotoren mit Einführung verdampfender Flüssigkeiten. Von Dr. K. Schreber. (Schluß von S. 12 d. Bd.) Explosionsmotoren mit Einführung verdampfender Flüssigkeiten. Die wichtigsten Resultate, die das Mittel aus mehreren gut miteinander übereinstimmenden Versuchen sind, enthält die nachfolgende Zusammenstellung, in welcher unter B die Belastung in gebremsten Pferdestärken. pe der mittlere effektive Druck, wie er sich aus B, dem Hubvolumen und der Umdrehungszahl berechnet, W der Wärmeverbrauch in W. E. für eine gebremste Pferdestärkenstunde, ta die Temperatur der Auspuffgase, gemessen unmittelbar neben der Maschine, aufgeführt ist. B pe W ta   9,44 5,4 2040 339   9,82 5,7 2032 356 10,42 6,0 2026 367 13. Wie ich schon bei der Veröffentlichung meiner Theorie mitgeteilt hatte, ist der Gedanke, Wasser in den Arbeitszylinder einzuspritzen, nicht neu, sondern sogar schon recht alt, so alt wie die Gasmotoren selbst. Den richtigen Wert des eingespritzten Wassers hat aber erst Banki erkannt. Es ist deshalb von besonderem Interesse, Bankis Versuchsergebnisse mit dem hier vorliegenden zu vergleichen. Banki hat, wie ich damals schon ausführlich auseinandergesetzt habe, zwar den richtigen Gedanken gehabt, ihn aber nicht vollständig durchgearbeitet. So ist ihm die Forderung der Theorie entgangen, mit möglichst wenig Wasser das erstrebte Ziel zu erreichen. Deshalb muß man in erster Linie die Wassermengen miteinander vergleichen. Die Banki-Maschinen sind mit Benzin betrieben worden, während ich bei meinen Versuchen Leuchtgas benutzt habe; beide Arten von Brennstoff-Luftgemischen haben aber bei gleichem Wärmegehalt ungefähr dieselbe Zündfahigkeit, so daß in dieser Beziehung die Versuche vergleichbar sind. Auch der Verdichtungsraum hat ungefähr dasselbe Verhältnis zum Hubvolumen. Der Unterschied der Wassermengen gibt also ein unmittelbares Maß für den Fortschritt der Theorie. Da die Banki-Maschine, von der Versuchsresultate veröffentlicht worden sind,D. p. J. 1901, Bd. 316, S. 570. stärker war als meine Versuchsmaschine, so muß man die Wassermenge auf die Belastung beziehen. Bei den Versuchen, welche Eugen Meyer unternommen hat, war der Wasserverbrauch bei der Normalbelastung 1,04 l für die gebremste Pferdestärkenstunde, bei denen von JonasD. p. J. 1901, Bd. 316, S. 570. 0,80 l. Da nach der Theorie die Maschine um so günstiger arbeitet, je weniger Wasser sie verbraucht, was auch diese beiden Versuchsreihen beweisen, indem Jonas einen bedeutend geringeren Benzinverbrauch konstatiert hat, so soll dem Vergleich die letztere Zahl zugrunde gelegt werden. Trotzdem ich, wie schon auseinandergesetzt, mit weniger Wasser als in der Zusammenstellung angegeben, hätte auskommen können, soll doch mit diesem Verbrauch gerechnet werden, der also 0,095 l/PSe . st. beträgt. Es sind somit bei den Versuchen von Jonas mindestens 0,70 l/PSe . st. eingespritzt worden, welche erst nach der Explosion verdampft sind und somit schädlich gewirkt haben. Man erinnere sich hierbei der oben mitgeteilten Aenderung des Verdichtungsenddruckes mit besser werdender Zerstäubungsvorrichtung. Der Dampf, der mit den Abgasen abgeht, hat einen Wärmegehalt von rund 700 WE/kg. Es gehen also bei der Banki-Maschine rund 500 WE/PSe . st. mehr mit den Abgasen weg, als bei meiner Maschine. Bei der Normalleistung von 20 PS, bei der auch die angegebene Wassermenge gebraucht wurde, hat die Banki-Maschine einen Wärmeverbrauch von 2390 WE/PSe . st. gezeigt; meine Maschine müßte also caet. par. mit rund 1900 WE/PSe . st. auskommen. Daß ich diesen Wärmeverbrauch nicht erreicht habe, liegt wesentlich daran, daß meine Maschine nur 10pferdig, die untersuchte Banki-Maschine dagegen 20pferdig ist, und größere Maschinen stets eine günstigere Wärmeausnutzung zeigen, als kleinere. 14. Trotz des bei ihrem Auftreten durch sie erreichten, recht bedeutenden Fortschrittes in der Wärmeausnutzung haben sich die Banki-Maschinen doch nicht auf dem Markt halten können. Weil die größte Menge des eingespritzten Wassers, – nach der eben durchgeführten Rechnung ungefähr ⅞, – erst während des Arbeitshubes von den Wandungen verdampft, setzt sie hier Kesselstein ab und gibt zu Rostbildungen Anlaß, so daß Zylinder und Kolben sehr bald zerstört werden. Bei der geringen Menge Wasser, welche genügt, um in meiner Maschine stoßfreien Gang zu erzielen, sind derartige Uebelstände, wie man sich ohne weiteres sagen kann, gar nicht möglich. Die 1 20 mg, welche bei jedem Verdichtungshub in den Raum eingespritzt werden, werden durch die Zerstäubungsvorrichtung in eine Anzahl feinster Nebeltröpfchen verteilt, die, ehe sie die Wand erreichen können, schon verdampft sind, weil die Atmosphäre, durch die sie sich bewegen, heißer ist als ihr Siedepunkt. Aus jedem dieser feinsten Tröpfchen kann nun ein Staubteilchen Kesselstein entstehen, daß dann natürlich feiner ist als das feinste Sonnenstäubchen und ohne irgend welchen Schaden mit den Abgasen abzieht. Von Rostbildung kann gar keine Rede sein, da die feinen Nebeltröpfchen die Wandung gar nicht erreichen. Während der ganzen Versuchsdauer hat die Maschine auch nicht den geringsten Anlaß zu einem Verdacht nach dieser Richtung gegeben. Eine Vorstellung von der Geringfügigkeit der eingespritzten Wassermenge kann man sich bilden, wenn man sie mit dem Feuchtigkeitsgehalt der atmosphärischen Luft vergleicht. Die bei jedem Verdichtungshub eingespritzte Menge von 120 mg wird in dem angesaugten Volumen verteilt. Da die vom vorhergehenden Hub im Verdichtungsraum gebliebenen Abgasreste schon die Feuchtigkeit enthalten, so darf dieser Rechnung nur das Hubvolumen zugrunde gelegt werden. Nehmen wir wieder an, dieses sei zu 0,8 bei Beginn des Verdichtungshubes gefüllt, so werden die 120 mg in 4,6 l gespritzt, d.h. 1 cbm enthält 25 g; das ist die Wassermenge, mit der Luft von 26° gesättigt ist. An heißen schwülen Sommertagen ist also in der Luft mehr Wasser enthalten, als in meine Maschine eingespritzt werden muß. Hieran muß man auch denken, wenn man die Zündgeschwindigkeit in meiner Maschine diskulieren will. 15. Der mittlere effektive Druck in meiner Maschine bei einer Belastung mit 10,4 PS beträgt 6,0 kg/qcm, ist also, obgleich diese Belastung noch nicht die schwerste ist, welche meine Maschine leisten kann (vergl. Nr. 10), doch bedeutend stärker als derselbe Druck bei den Diesel-Maschinen, bei denen er nach den letzten mir bekannt gewordenen Veröffentlichungen zwischen 5,4 u. 5,7 kg/qcm schwankt. Bis jetzt war die Diesel-Maschine in bezug auf die Ausnutzung des Hubvolumens die bei weitem beste aller Wärmekraftmaschinen; sie ist nun von dieser Stelle durch meine Maschine endgültig verdrängt. Das Gestänge meiner Maschine wird aber trotzdem nicht mehr beansprucht als das einer Diesel-Maschine. Hierfür ist ja maßgebend der Druck, welcher im Indikatordiagramm zum Ausdruck kommt. Vergleichen wir zwei Maschinen dieser Arten, bei denen der nach den offiziellen Regeln für Leistungsversuche an Gasmaschinen gemessene mechanische Wirkungsgrad derselbe ist, so muß der mittlere Druck des Indikatordiagramms der Diesel-Maschine, trotzdem der effektive Druck schwächer ist, mindestens gleich wenn nicht stärker sein als der Indikatordruck meiner Maschine, weil bei der Diesel-Maschine noch die große Arbeit der Luftpumpe im Indikatordiagramm enthalten ist, während bei meiner Maschine, wie schon oben bemerkt, diese Arbeit verschwindend klein ist. Gleich gute Bauausführung bei beiden Maschinen vorausgesetzt, muß, selbst wenn man den offiziellen Regeln entsprechend die Luftpumpenarbeit bei beiden abzieht, der mechanische Wirkungsgrad meiner Maschine besser sein, als der der Diesel-Maschine, weil in meiner Maschine die Verdichtungsarbeit bedeutend kleiner ist, als in dieser. Dieser Wirkungsgrad ist ja ein Maß für die Verluste an Arbeit, welche durch die Reibung der verschiedenen aneinander vorbeigleitenden Flächen entstehen. Diese Reibung ist vom Druck abhängig, wird also auf dem Ausdehnungshub größer sein als auf dem Verdichtungshub. Wir dürfen deshalb einen mechanischen Wirkungsgrad ηv des Verdichtungshubes und einen solchen ηa des Ausdehnungshubes unterscheiden. Beträgt nun die positive Arbeit des Ausdehnungshubes Aa die negative des Verdichtungshubes Av, so ist, wie ich an anderer StelleZeitschr. f. d. ges. Turbinenwesen, 1905, S. 52. entwickelt habe, der entgültige mechanische Wirkungsgrad ηm gegeben durch: \eta_m=\eta_a-\frac{A_v}{A_a-A_v}\,\left(\frac{1}{\eta_v}-\eta_a\right) oder anders geschrieben \eta_m=\eta_a\,\left(1-\frac{\frac{1}{\eta_a\,.\,\eta_v}-1}{\frac{A_a}{A_v}-1}\right) Difinitionsgemäß sind: ηa < 1; ηv < 1; Aa > Av; folglich ist ηa der Maximalwert, den ηm erreichen kann. Er wird diesem Wert umso näher kommen, je weniger ηa und ηv sich von 1 unterscheiden, d.h. je besser die Maschine ausgeführt ist, ein Resultat, welches schon lange bekannt und beachtet ist. Er wird aber auch seinem Maximalwert umso näher kommen, je größer das Verhältnis Aa/Av ist, d.h. je kleiner bei gleicher positiver Arbeit des Ausdehnungshubes die negative Arbeit des Verdichtungshubes ist. Daraus folgt, daß eine im Gleichdruckverfahren arbeitende Maschine, wie die Diesel-Maschine und ihre Nachahmungen, niemals einen gleich guten mechanischen Wirkungsgrad haben kann, wie die gewöhnlichen Explosionsmaschinen und meine Maschine. Bei den mitgeteilten Versuchen betrug der mechanische Wirkungsgrad meiner Maschine im Durchschnitt 0,85, während nach den letzten Veröffentlichungen der der Diesel-Maschine im Mittel 0,80 ist, also kleiner als bei mir, trotzdem hier die Luftpumpenarbeit abgezogen ist und bei mir nicht; genau entsprechend der eben durchgeführten Diskussion. Die Forderung der Theorie der Diesel-Maschine, den stärksten Druck, und noch mehr die ursprüngliche Forderung Diesels selbst, die heißeste Temperatur vor der Einleitung des Verbrennens zu erzielen, sind zwar thermodynamisch gut begründet, stehen aber im Widerspruch mit den Forderungen der Mechanik. Die Forderung Diesels selbst ist aus diesem Grunde überhaupt nicht durchführbar gewesen. War nun nachgewiesen, daß, gleichen mechanischen Wirkungsgrad vorausgesetzt, das Gestänge der Diesel-Maschine trotz geringerer Ausnutzung des Hubvolumens mindestens ebenso angestregt wird, wie in meiner Maschine, so verschiebt sich dieser Unterschied, gleich gute Ausführung des Baues vorausgesetzt, noch mehr zu meinen Gunsten. 16. Auch noch in anderer Beziehung widerspricht die thermodynamische Forderung der Diesel-Maschine, den stärksten Druck durch Verdichtung zu erzielen, den Forderungen der Praxis, während die gewöhnlichen Explosionsmaschinen und noch mehr meine Maschine gerade hier besondere Vorteile bieten. Durch das Einspritzen des Wassers kurz nach Beginn des Verdichtungshubes wird während dieses ganzen Hubes die Temperatur so kühl gehalten, daß fast bis kurz vor seinem Ende noch Wärme aus den Wandungen in den Zylinderinhalt übertritt, also wieder in verwandlungsfähige umgeformt wird. Dagegen treten in der Diesel-Maschine namentlich gegen Ende des Hubes ganz bedeutende Wärmemengen in die Wandungen, werden also der Verwandlung in Arbeit entzogen. Wie groß diese Wärmemenge ist, erkennt man leicht in dem Temperatur-Entropiediagramm, wie es KraußKrauß. Zeitschr. österr. Ing.- und Arch.-Ver. 1898, 10. und nach ihm GüldnerGüldner. Verbrennungsmotoren, 2. Aufl., S. 178. veröffentlicht haben. 17. Will man den Wärmeverbrauch meiner Maschine mit dem anderer Maschinen vergleichen, so darf man nicht vergessen, daß meine Versuche an einer ganz besonders kleinen Maschine ausgeführt worden sind, daß der Wärmeverbrauch gerade bei diesen kleinen Maschinen sich ganz besonders schnell mit der Größe ändert und daß sämtliche in den letzten Jahren veröffentlichte Wärmeverbrauchszahlen an bedeutend größeren Maschinen gewonnen worden sind. Obgleich die Maschine von der Firma, der sie gehört, als 8 PS-Diesel-Maschine bezeichnet wird, will ich sie dennoch, weil mein Verfahren eine bessere Ausnutzung des Volumens bedingt als das der Diesel-Maschine, als 10pferdig betrachten und mit anderen Maschinen dieser Größe vergleichen. Für Leuchtgasmaschinen dieser Größe gibt Güldner in seinem Lehrbuch an, man solle die Abmessungen der Zuführungsorgane für einen Wärmeverbrauch von 2850 WE/PSe . st. berechnen. Da es sich hier um ein Lehrbuch handelt, nach welchem die Ingenieure bauen sollen, so hat Güldner keine Berechtigung die Abmessungen größer anzugeben als sie nötig sind. Wenn man nun trotzdem noch annimmt, daß besonders gut gebaute Gasmaschinen dieser Größe mit etwas weniger auskommen, weniger als 2600 WE/PSe . st. beträgt der Wärmeverbrauch einer Leuchtgasmaschine von 10 PS niemals. Dann ist aber meine Maschine schon jetzt, wo sie noch lange nicht in allen Einzelheiten sauber ausgeführt ist, allen Leuchtgasmaschinen um 25 v. H. überlegen. Die Kraftmaschinenart, welche bisher die beste Wärmeausnutzung gegeben hat, ist unstreitig die Diesel-Maschine. Nach den Garantiezahlen der Augsburger Maschinenfabrik, der Erschafferin und bedeutendsten Erbauerin dieser Maschinen, gebraucht eine 10 PS-Diesel-Maschine 2300 WE/PSe . st. bei 10 v. H. Spielraum, d.h. die Garantie gilt auch noch als erfüllt, wenn die Maschine 2530 WE/PSe . st. gebraucht. Kaufmännische Erwägungen lassen die Garantiezahlen so klein als möglich ansetzen; diesem Satz entspricht der Vergleich der Garantiezahlen größerer Maschinen mit den in den letzten Jahren veröffentlichten Versuchen, deren Ergebnis gleich oder nur wenig kleiner ist als die Garantiezahl. Aber selbst wenn man für Diesel-Maschinen noch einen etwas kleineren Wärmeverbrauch zugibt als was garantiert wird, mit der Wärmemenge, mit welcher meine Maschine die von ihr verlangte Arbeit leistet, reicht eine Diesel-Maschine doch nicht aus. Meine Maschine ist schon jetzt nach den Versuchen an diesem nicht einheitlich entworfenen, sondern nur roh zusammengestellten Exemplar die beste aller jetzigen Wärmekraftmaschinen. 18. Ich habe das Verfahren an einer Leuchtgasmaschine durchgeführt, weil dieses die bequemste Versuchsanordnung ermöglicht und es mir andererseits namentlich darauf ankam, nachzuweisen, daß man selbst mit ganz geringen Wassermengen, wenn man sie richtig und rechtzeitig einspritzt, imstande ist, sehr leicht entzündliche Gemische bis auf beliebige Drucke zu verdichten. Das Verfahren ist selbstverständlich für alle gasförmigen und leicht verdampfenden flüssigen Brennstoffe in genau derselben Weise anwendbar. Die Praxis wird zu entscheiden haben, welches der vorteilhafteste Enddruck der Verdichtung sein wird. Aus meinen Versuchen kann man schon jetzt schließen, daß für Leuchtgas 18 at Verdichtung wahrscheinlich etwas zu stark sein wird. Schon in den gewöhnlichen Leuchtgasmaschinen ist bei schwerster Belastung das Verhältnis des Explosions- zum Kompressionsdruck drei und mehr als drei. Dieses Druckverhältnis ist aber direkt dem Verhältnis der entsprechenden beiden absoluten Temperaturen proportional und da nur die Differenz dieser beiden Temperaturen durch den Wärmegehalt der Mischung bedingt ist, so ist das Verhältnis der Temperaturen und damit auch der Drucke um so größer, je kälter die Temperatur am Ende der Verdichtung ist. Daraus folgt, daß nach meinem Verfahren das Druckverhältnis noch größer ist als bei den gewöhnlichen Leuchtgasmaschinen Würde man stets bis 18 at verdichten, so würden also leicht Explosionsdrucke von 60 at und mehr entstehen. Ob das vorteilhaft ist, muß noch die Erfahrung lehren. Zunächst wird es wohl ausreichen, wenn man die Verdichtung in Leuchtgasmaschinen bis auf 16 at treibt. Bei Sauggasanlagen und ähnlichen Gasen, bei denen der Wärmegehalt der Mischung und dem entsprechend auch die Temperaturdifferenz längs der Explosionslinie bedeutend kleiner ist, wird man gut tun, die Verdichtung bis zu stärkeren Drucken zu treiben, vielleicht bis 20 oder 22 at, damit man ebenfalls Explosionsdrucke von 50–55 at erzielt. Dann wird man das billige Sauggas mit einem besseren Wirkungsgrad ausnutzen können als in den jetzigen Diesel-Maschinen die teueren Rohöle ausgenutzt werden, und Deutschland wird in seinem Kraftbedarf unabhängig vom Ausland bleiben. 19. Daß mein Verfahren keine besonderen Schwierigkeiten in der Konstruktion bedingt, beweist schon die Benutzung einer alten, zu anderen Zwecken gebauten Maschine. Seit die Diesel-Maschine einmal den Nutzen der starken Verdichtung, richtiger gesagt, der starken Drucke in die Augen fallend gezeigt hat, hat man die verschiedensten Starkdruckmaschinen gebaut, welche mit 50 bis 60 at Druck arbeiten, so daß also in dieser Beziehung keine neuen Anforderungen an Bau und Baustoff gestellt werden. Auch das Unterbringen der verschiedenen Organe macht, da es sich ja nur um altbekannte Organe handelt, keine Schwierigkeiten. Fabriken, welche Starkdruckmaschinen irgend welchen Systems bauen, können Maschinen meiner Bauart fast vollständig mit den vorhandenen Modellen ausführen. 20. Durch meine Versuche habe ich den Beweis erbracht, daß man durch rechtzeitiges Einspritzen ganz geringer Mengen Wasser oder anderer verdampfender Flüssigkeiten imstande ist, jedes beliebige Gemisch bis zu ganz beliebigen Drucken zu verdichten; daß, wie die Thermodynamik verlangt, dadurch ein ganz bedeutender Fortschritt in der Wärmeausnutzung erzielt wird; daß die nach diesem Verfahren gebauten Maschinen entsprechend der guten Wärmeausnutzung eine ganz besonders gute Ausnutzung des Hubvolumens ermöglichen und daß die nach diesem Verfahren arbeitenden Maschinen, weil sie eine verhältnismäßig geringe Verdichtungsarbeit haben, einen ganz hervorragenden mechanischen Wirkungsgrad besitzen.