Polytechnische Rundschau. – Polytechnisches Journal

Titel:	Polytechnische Rundschau.
Fundstelle:	Band 328, Jahrgang 1913, S. 665
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Polytechnische Rundschau. Polytechnische Rundschau. Ueber den Turbinenpumpenbau der Firma C. H. Jaeger & Co. in Leipzig berichtet H. Miller in Heft 26 und 27, 1913, der Zeitschrift des Vereines deutscher Ingenieure. Die genannte Firma beschäftigt sich ausschließlich mit der Herstellung von Turbinenmaschinen, in der Erkenntnis, daß sich der Bauschneilaufender Turbinenmaschinen und langsamlaufender Kolbenmaschinen nicht ohne Schaden in einer Werkstatt vereinigen läßt. Ein sehr großer Teil der von Jaeger hergestellten Pumpen findet für Wasserhaltungsanlagen in Bergwerken Verwendung. Da diese Maschinen meistens für große Leistungen bestimmt sind, wird für sie ein hoher, innerhalb weiter Grenzen sich wenig ändernder Wirkungsgrad verlangt. Zur Feststellung des Wirkungsgrades und der Leistung wird jede Pumpe auf dem Versuchsstande geprüft. Zur Messung der geförderten Wassermenge dienen eine Reihe von Ueberf all wehren sowie Meßdüsen. Die der Pumpenwelle zugeführte Leistung wird durch Dynamometer Bauart Jaeger (s. Z. d. V. d. I. 1905 S. 1187) und Gleichstrommotoren bis zu 400 PS Leistung geprüft. Textabbildung Bd. 328, S. 665 Abb. 1. Hinsichtlich der Bauart der Turbinenpumpe von Jaeger im allgemeinen ist auf einen Aufsatz darüber in der Z. d. V. d. I. 1905 S. 1181 verwiesen. Im vorliegenden Bericht sind nur einige Besonderheiten hervorgehoben. Die Laufräder werden nicht gegeneinander sondern hintereinander geschaltet. Dadurch ergibt sich eine einfache Wasserführung und eine einfache Gehäusekonstruktion. Der bei dieser Ausführung notwendige sorgfältige Ausgleich des Achsialschubes wird in verschiedener Weise erreicht. Die ursprüngliche Ausführung der Entlastungsvorrichtung ist in Abb. 1 dargestellt. Vor und hinter dem Rade b sind Dichtungsringe a von gleichem Durchmesser angeordnet. Durch Bohrungen c in der Radnabe werden die Räume d und e vor und hinter dem Rade mit einander verbunden, so daß auf beiden Seiten gleiche statische Drucke herrschen. Der Strömungsdruck gegen die Radnabe b wird durch einen entsprechend geformten Entlastungssteller f ausgeglichen. Die Druckunterschiede an den Dichtungsstellen der einzelnen Räder sind gering, und damit auch die Abnutzungen. Infolgedessen wird diese Anordnung insbesonders für Abteufbetriebe, bei denen mechanisch stark verunreinigtes Wasser zu fördern ist, verwandt. Eine doppeltwirkende hydraulische Entlastung, welche die in wechselnder Richtung auftretenden Seitenschübe selbsttätig aufhebt, stellt Abb. 2 dar. Bei a wird Druckwasser aus der Pumpe zugeführt. Wirkt der Achsdruck in der Pfeilrichtung, so schließt sich Spalt b, während sich Spalt c öffnet. Infolgedessen fließt das Druckwasser in den Raum d vor dem Druckteller e, verschiebt die Welle entgegengesetzt zur Pfeilrichtung und fließt bei f wieder ab. Wirkt der Achsdruck entgegengesetzt zur Pfeilrichtung, so öffnet sich Spalt b, während sich Spalt c schließt. Alsdann gelangt das Wasser durch die Bohrungen g auf die Rückseite des Tellers e und fließt bei f und h ab. Textabbildung Bd. 328, S. 665 Abb. 2. Werden die Dichtungsringe an den Rädern auf der Druckseite fortgelassen, und die Bohrungen an den Naben geschlossen (vergl. Abb. 1), so wirkt der Achsdruck nur nach der Saugseite und kann durch einen einfachwirkenden Teller wie in Abb. 3 dargestellt aufgenommen werden. Textabbildung Bd. 328, S. 665 Abb. 3. Kleinere Pumpen werden mit dem Motor zusammen auf einer gemeinsamen Grundplatte montiert. Bei größeren Aggregaten bekommt jeder Teil eine kleine Platte für sich, die dann auf einen gemeinsamen schmiedeeisernen in Beton eingegossenen Rahmen gesetzt werden. Dieser kann den etwaigen Verschiebungen im Untergrunde ohne Schaden folgen, während eine große Grundplatte sich dabei leicht verzieht. Wellen werden aus Nickelstahl, Räder und Leitringe aus Bronze angefertigt. Für die Teile, die gegen Abnutzung unempfindlich sein sollen, wird das Material dem jeweiligen Verwendungszweck entsprechend bestimmt. Der Vorteil, bei Aufstellung von Turbinenpumpen in einer Maschine Drucke von 1000 m W.-S. und mehr zu erreichen, ermöglicht es, die Wasserhaltung in Bergwerksanlagen zu zentralisieren. Die erste Anlage, welche in dieser Weise durch Aufstellung von Jaeger- Pumpen umgeändert wurde, ist die Wasserhaltung des Schachtes Hamburg der Gelsenkirchener Bergwerks-A.-G. Dort wurden Einzel-Wasserhaltungen auf der 1., 3., 4. und 7. Sohle sowie eine über Tage befindliche Gestängemaschine durch zwei 13 stufige Pumpensätze, von denen jeder 4,4 cbm/Min. auf 645 m manometrische Förderhöhe hebt, ersetzt. Die erste Anlage für eine Förderhöhe von rund 1000 m W.-S. ist für die Bergwerksgesellschaft Hermann m. b. H. in Bork a. d. Lippe ausgeführt. Sie besteht aus drei gleichen Pumpengruppen, die je 14 Laufräder besitzen und je 5 cbm/Min. auf rund 1000 m manometrische Druckhöhe bei 1480 Uml./Min. und rund 1500 PS Kraftbedarf fördern. Die Wirkungsgrade von Turbinen-Wasserhaltungen mittlerer Leistung sind etwa 75 bis 78 v. H. Daß sie trotzdem den Kolbenmaschinen überlegen sind, haben wir in Heft 11 d. Bd. ausgeführt. Im Aufsatze von Mitter ist noch eine Anzahl von Jaeger auf Berg- und Hüttenwerken ausgeführter Anlagen beschrieben. Ein weiteres Anwendungsgebiet haben die Turbinenpumpen als Lenzpumpen im Schiffbau und als Feuerlöschpumpen gefunden. Auch für Hauswasserversorgung werden kleine zweistufige Pumpen für 40 bis 120 l/Min, und 20 bis 30 m Förderhöhe hergestellt. Ein Anwendungsgebiet für sich stellen die Dampfkraftzentralen dar, insbesondere die Dampfturbinenzentralen, in denen die Turbinenpumpen als Kondensatpumpen, als Kühlwasserpumpen für den Kondensator und als Kesselspeisepumpen Verwendung finden. Die letztgenannten werden bei Motorantrieb für normal 3000, bei Turbinenantrieb bis 6000 Uml./Min. ausgeführt. Neuerdings liefert Jaeger auch wasserbeaufschlagte Turbinenluftpumpen, die durch Regelung der Hilfswassermenge und damit ihrer Leistung und ihres Kraftbedarfes auch stark wechselnden Luftmengen angepaßt werden können. Besonders günstig bezüglich der Gesamtanordnung stellt sich der Zusammenbau einer solchen Luftpumpe mit der Kondensatpumpe in einem gemeinsamen Gehäuse dar. Die Gesamtzahl der von Jaeger bis zum Januar 1913 gelieferten Pumpen ist rund 3000. Dipl.-Ing. C. Ritter. –––––––––– Unfall beim Betrieb einer Dampfmaschine. In Nr. 11 der Zeitschrift des Bayerischen Revisions-Vereins vom 15. Juni 1913 wird über folgenden Unfall berichtet: Es handelt sich um eine liegende Einzylinder-Dampfmaschine. Der Zylinder hatte 250 mm ⌀, der Hub war 420 mm, die Drehzahl betrug 150 in der Min., die Leistung normal 35 PS. Die Steuerung war eine Kolbenschiebersteuerung. Wie aus der Abbildung ersichtlich ist, führte die Abdampfleitung B zunächst nach einem Entöler C. Von dort ging der Dampf durch ein wagerecht liegendes Rohrstück nach einem senkrecht aufgestellten Vorwärmer E. In diesem wurde ein Teil der Dampfwärme dazu benutzt, das Speisewasser vorzuwärmen, welches durch den rechten oberen Stutzen in den Vorwärmer eintrat und durch den linken Stutzen wieder abgeführt wurde. Das bei dieser Wärmeabgabe sich bildende Wasser floß zum Entöler C zurück und von dort aus zum Niederschlagwasserabscheider D. Der Vorwärmer hatte also keinen besonderen Wasserabscheider. Vom Vorwärmer aus konnte der Abdampf nun zwei verschiedene Wege einschlagen, entweder ging er in den wagerecht liegenden Abdampfverteiler G und wurde dann zu Heiz- und anderen Zwecken benutzt, oder aber er ging in die senkrechte Auspuffleitung. Um die Richtung für den Dampf zu bestimmen, waren, wie in der Abbildung angedeutet ist, zwei Drosselklappen F so miteinander durch einen Hebel verbunden, daß die eine Drosselklappe sich öffnete, wenn die andere sich schloß, und umgekehrt. Der Abdampfverteiler G konnte aber auch außer durch den Abdampf noch direkt durch Frischdampf gespeist werden. Um einen zu hohen Druck zu verhüten, war auf dem Abdampfverteiler noch ein Sicherheitsventil H angebracht. An den Abdampfverteiler war außerdem noch ein selbsttätig wirkender Wasserabscheider angeschlossen. Textabbildung Bd. 328, S. 666 a = Wasser, b = Auspuff, c = Frischdampf, d = Heizung. Die Dampfmaschine war einige Monate in Betrieb gewesen und hatte ohne Störung gearbeitet, als eines Morgens kurz nach dem Anlassen der Maschine ein Stillstehen infolge des Bruches einzelner Teile eintrat. Die Kurbel hatte sich um 25 mm auf dem Umfange der Welle verdreht. Sie war durch einen etwa 20 mm dicken, runden Keilstift auf der Welle festgehalten. Dieser Keilstift war zum Teil nach außen gedrückt und hatte einen Teil des Wellenmaterials abgeschert. Die Welle war unmittelbar hinter der Kurbel etwas abgeknickt, so daß der Kurbelarm nicht mehr senkrecht zur Welle stand. Die Schubstange, die etwa 56 mm stark war, hatte sich nach oben durchgebogen, die 1¼-zölligen Schrauben am Stangenkopf der Schubstange waren abgerissen, und die Lager-schale des Kurbelzapfens war stark verbogen. Der Keil am Kreuzkopf, der zur Verbindung von Kreuzkopf und Kolbenstange diente, war nach der Zylinderseite zu verbogen, und der am vorderen Ende der Kreuzkopfführung befestigte Oelfangring war am oberen Umfang ausgebrochen. Die schadhaften Teile wurden erneuert und die noch brauchbaren wurden in Ordnung gebracht. Doch nach kurzer Betriebszeit trat wieder ein Unfall ein. Nach dem Anlassen riß die Kolbenstange an der durch das Keilloch geschwächten Stelle ab. Wahrscheinlich hatte das Material schon nach dem ersten Unfall an dieser Stelle gelitten. Diesem Umstände ist es wohl zuzuschreiben, daß durch dies vorzeitige Abreißen der Kolbenstange nicht die beim ersten Unfall eingetretenen Zerstörungen der Schubstange, Welle und Kurbel sich wiederholten. Der zweite Unfall trat ein, kurz nachdem Frischdampf vom Kessel in den Dampfverteiler geleitet war. Bei der nun folgenden eingehenden Untersuchung stellte sich heraus, daß der an den Entöler C angeschlossene Niederschlagwasser-Abscheider D unwirksam geworden war, weil sich in ihm dickes Oel angesammelt hatte. Ein am Abscheider befindlicher Hebel, der gestattete, den Topf während des Betriebes beliebig auszublasen, war schwer zugänglich und war vor dem ersten Unfall niemals benutzt worden. Nach dem zweiten Unfall hatte man sich darauf beschränkt, ihn während des Stillstandes der Maschine einige Male hin- und herzubewegen. Doch es hatte dabei kein Ausblasen stattfinden können, da kein Dampfdruck vorhanden war. Außerdem stellte sich heraus, daß der Vorwärmer E undicht war, so daß die Leitung zwischen Vorwärmer und Entöler sich bald mit Wasser füllen konnte. Als nun Frischdampf in den Abdampfverteiler G geleitet wurde, übertrug sich der Druck rückwärts durch die Abdampfleitung nach dem Zylinder A der Dampfmaschine, und die Bewegung des Kolbens wurde durch das in die Maschine eintretende Wasser aufgehalten. Es wurde der Vorwärmer ausgebessert und an diesen eine besondere Entwässerungsvorrichtung angeschlossen. Ferner wurde dafür gesorgt, daß der Hebel zum Ausblasen des Niederschlagwasser-Abscheiders jederzeit während des Betriebes bequem bedient werden konnte. R. Simon. –––––––––– Das Heißlaufen von Wellen und Zapfenlagern bei Dampfmaschinen. Das Warmwerden oder Brennen der Lager macht sich beim Dampfmaschinenbetrieb oft als recht unliebsame Störung geltend, so daß es sich der Mühe verlohnt, näher auf die Ursachen dieses Uebelstandes einzugehen, um dadurch die Grundlagen für eine wirksame Abhilfe zu gewinnen. Zunächst kann eine zu geringe Bemessung der Auflagerfläche die Ursache des Heißlaufens sein. Es läge also ein rechnerischer Fehler vor. Dies ist verhältnismäßig selten der Fall, kann aber eintreten, wenn die Welle infolge nachträglicher Aenderungen der Konstruktion stärker belastet wird, als ursprünglich vorgesehen war, und eine Wiederholung der Berechnung unterblieben ist. Vielfach wird auf die Durchbiegung der Welle keine Rücksicht genommen. Es wird durch sie ein Warmwerden der Innenseiten des Lagers hervorgerufen. Es ist daher unbedingt notwendig, bei der Montage der Maschine nicht die nackte, sondern die belastete Welle einzupassen und die Lager nachzuschaben, bis sie auf der ganzen Fläche tragen. Unterlassungssünden in dieser Hinsicht rächen sich oft sehr, da bauliche Verhältnisse des Maschinenhauses eine Verbesserung des Fehlers nach Inbetriebsetzung vielfach recht erschweren. Bisweilen wird das Brennen der Lager dadurch verursacht, daß die Mittellinie der Maschine nicht im rechten Winkel zur Mittellinie der Welle liegt. Dies kommt vor, wenn der Monteur nach dem Ausrichten der Maschine noch nachträglich Teile einbaut, bevor die Hauptlager ausgegossen und festgeschraubt sind. Die Gefahr eines Verschiebens der bereits festgelegten Teile ist in diesem Fall sehr groß, und die Nachlässigkeit kann ein Lösen und nochmaliges Richten der ganzen Anlage notwendig machen. Aehnliche Erscheinungen treten auf, wenn der Kurbelzapfen nicht fluchtrecht mit der Welle sitzt. Der Fehler hat seinen Grund meist darin, daß die Bohrung für den Kurbelzapfen vor dem Aufziehen der Kurbel auf die Welle hergestellt, und beim Hereintreiben des Keiles die Kurbel hinten herübergedrückt wird. Auch die Bohrungen der Zapfenlager sind bisweilen schief zur Mittellinie der Pleuelstange. Sie müssen daher zusammen mit der Stange aufgepaßt werden. Eine weitere Veranlassung des Warmlaufens ist zu starkes Anziehen der Lager. Allerdings muß ein ruhiger Gang der Maschine unbedingt erzielt werden. Es gehört aber Ueberlegung und Verständnis dazu, wenn man dies erreichen will, ohne durch zu festes Aufpressen der Lagerschalen über das Ziel hinauszuschießen. Stöße in der Maschine rufen ebenfalls Erhitzung der Lagerung hervor. Sie können ihren Grund in unrichtiger Kompression haben. Ein Montagefehler braucht nicht vorzuliegen. Fast stets müssen Lager, wenn sie sich aus irgend einem Grunde einmal heißgelaufen haben, nachgearbeitet werden, da infolge der Volumenzunahme bei der Erwärmung eine Verkleinerung der lichten Weite verursacht wird, weil eine Vergrößerung nach außen durch den Lagerkörper verhindert wurde. Selbstverständlich ist die Schmierung von größter Wichtigkeit. Trotz der Vervollkommnung durch Einführung von Ringschmierlagern und zentraler Zapfenschmierung kommen Fehler durch Versäumnis des Zeitpunktes der Oelerneuerung und mangelhafte Beschaffenheit des Schmiermaterials vor. Auch die unsachgemäße Anordnung der Schmiernuten ist oft die Ursache zu Störungen. Es kann ferner durch zu scharfkantige Ränder ein Verschmieren der Nuten eintreten. Man findet dies besonders häufig bei der Verwendung von Weißmetall. [Werkstattechnik, 18. Juli 1913.] Schmolke. –––––––––– Glühkopfmotoren. Glühkopfmotoren werden zur Zeit sehr häufig für kleinere Leistungen als Ersatz für Diesel-Maschinen verwendet. Es ist bis jetzt nicht gelungen, den Glühkopfmotor so ökonomisch zu gestalten, wie die Diesel-Maschine, was mit Rücksicht auf die steigenden Weltmarktpreise der Treiböle von großer Wichtigkeit wäre. Die Glühkopfmaschinen arbeiten mit Wassereinspritzung in den Verbrennungsraum, wobei die Wassereinspritzung selbsttätig oder von Hand reguliert werden kann. In der Tabelle sind Leistungen und Brennstoffverbrauchzahlen zusammengestellt, wie sie in der Zeitschrift„Oel- und Gasmaschine“ 1913 S. 49 bis 53 enthalten sind. Eine allgemeine Gültigkeit kann diesen Zahlen nicht zugeschrieben werden. Zweizylinder-Grühkopfmotorn = 360,Gewicht = 4000 kg,Preis = 6000 M Zweizylinder-Viertakt-Dieselmaschinen = 240, Leistung = 60 PS,Gewicht = 11500 kg,Preis = 12000 M IZweizylinder-Viertakt-Dieselmaschinen = 350, Leistung = 60 PS,Gewicht = 4500 kg,Preis = 11000 M Leistung Brennstoff-verbrauchPS Std in g Leistung Brennstoff-verbrauchPS Std in g Leistung Brennstoff-verbrauchPS Std in g 61,5 231 60 200 60 215 50,75 246 45 210 45 235 43,2 266 40 220 40 245 34,6 302 30 245 30 260 23,4 376 15 325 25 350 14,2 506 – – – – Die jährliche Amortisationsdifferenz zwischen I und II stellt sich auf 600 M, zwischen I und III auf 500 M, die Verbrauchsdifferenz zwischen I und II stellt sich für die PS/Std. auf etwa 50 g, zwischen I und III auf 40 g, das ist bei 3000 Betriebsstunden 9000 bzw., 7200 kg. Je nach den effektiven Betriebsstunden und dem am Betriebsort herrschenden Brennstoffpreis für Gasöl, Blauöl, Steinkohlenteeröl ändert sich die Größe, bis zu welcher die Glühkopfmaschine mit der Diesel-Maschine konkurrieren kann, der niedrigere Anschaffungspreis des Glühkopfmotors ist aber in vielen Fällen ausschlaggebend. W. –––––––––– Textabbildung Bd. 328, S. 668 Abb. 1. Textabbildung Bd. 328, S. 668 Abb. 2. Ein neuer Maschinenantrieb, das Reibkeilband System Halfmann, soll einige der Hauptnachteile des Antriebes mittels Riemen und Seilen vermeiden. (Zeitschr. für prakt. Maschinenbau, 25. Juni 1913). Das Reibkeilband besteht, wie die Abb. 1 bis 3 zeigen, aus einer Art Kette mit kreuzweis angeordneten Gliedern, welche an ihren Drehbolzen f Reibkeile aus Vulkanfiber tragen. Durch die kreuzweise Anordnung der Glieder wird erreicht, daß bei einer Krümmung der Kette sich die Fiberkeile in radialer Richtung einstellen können (vergl. Abb. 2). Die Drehgelenke der Kettenglieder sind in bekannter Weise mit Buchsen ausgestattet, um die Reibung und die Abnutzung bei der Bewegung zu verkleinern; Abflachungen der Bolzen ermöglichen in ebenfalls bekannter Weise das Einbringen von Starrschmiere. Durch die Keilwirkung wird beim Antrieb von Scheiben naturgemäß eine bedeutende Anpressungskraft erzielt, ohne daß die Spannung im gezogenen Trum besonders hoch werden muß, die Folge davon ist, daß das Keilband ohne Vorspannung auf die Scheiben aufgebracht werden kann, und daß Spannrollen auch bei kleinen Achsenabständen unnötig sind. Auch wird dadurch der Wirkungsgrad erhöht; allerdings dürfte der für eine Uebertragung von 100 PS bei 10,5 m/Sek. angegebene Wirkungsgrad von 99,25 v. H. wohl etwas sehr hoch geschätzt sein! Textabbildung Bd. 328, S. 668 Abb. 3. Die Scheibenbreite wird wesentlich geringer als bei Verwendung von Riemen- oder Seiltrieben, ein Vorteil, der im Verein mit dem möglichen geringeren Achsenabstand für viele Zwecke nicht zu unterschätzen ist und zur Verbilligung einer Anlage beitragen kann. Auch der Preis des Keilbandes soll geringer sein als der eines gleichwertigen Riemen- oder Seiltriebes. Allerdings müßte die Lebensdauer des ziemlich kompliziert zusammengebauten Zugmittels erst durch Betriebserfahrungen erwiesen werden. Dipl.-Ing. W. Speiser. –––––––––– Textabbildung Bd. 328, S. 668 Die Lentz-Metall-Stopfbüchsendichtung bezweckt die Vermeidung der Uebelstände der bisher gebräuchlichen Stopfbüchsen, nämlich die Gefahr des Heißlaufens der Kolbenstange und die überflüssige Vergrößerung der Reibung durch das Anziehen der Packung. Infolgedessen besteht die Lentz-Dichtung, die im ganzen nach Art einer Labyrinth-Dichtung ausgebildet ist, aus einer Anzahl achsial hintereinander gelagerter Kammerringe a (s. Abb.), zwischen deren genau bearbeiteten Stirnflächen sich ungeteilte Dichtungsringe b befinden. Diese sind auf die Kolbenstange ziemlich dampfdicht aufgeschhffen und außerdem an den Stirnflächen ebenfalls sauber geschliffen, so daß sie sich annähernd dampfdicht auf die Kammerringe auflegen, wenn einseitig Dampfdruck auf sie wirkt. Der Dampf, der z.B. von links eintretend sich noch zwischen dem ersten Ring und der Kolbenstange sowie durch die Dichtungsfläche des als Ventilkörper wirkenden ersten Ringes mit dem zugehörigen Kammerring durchzwängt, verliert zunächst in der folgenden Kammer durch Wirbelbildung an Bewegungsenergie, durch weitere Drosselung in den nacheinander durchströmten Kammern wird erreicht, daß in die letzte nur noch ein ganz leichter Dampfschleier tritt. Die Dichtung, die von der Firma Heinrich Lanz, Mannheim, seit etwa sechs Jahren in Tausenden von Ausführungen in Lokomobilen eingebaut ist, soll sich im Betrieb außerordentlich gut bewährt haben. Die Herstellung der ganz aus Gußeisen bestehenden Dichtung geschieht als Massenfabrikation auf eigens für diesen Zweck durchgebildeten Spezialmaschinen, von denen einige in der Zeitschrift f. prakt. Maschinenbau, 25. Juni 1913, abgebildet und beschrieben werden. Dipl.-Ing. W. Speiser. –––––––––– Die Benennung der spezifischen Flüssigkeitsdrücke ist in den kürzlich vom Verein Deutscher Ingenieure und dem Verein Deutscher Maschinenbauanstalten aufgestellten „Regeln für Leistungsversuche an Ventilatoren und Kompressoren“ durch Begriffsbestimmungen festgelegt worden, die zum Teil im Widerspruch stehen zu der in vielen der bekanntesten Lehr- und Hilfsbüchern üblichen Bezeichnungsweise. So definiert die „Hütte“ als „hydrostatischen Seitendruck“ den absoluten Druck der in Ruhe gedachten Flüssigkeit auf die Wandung der Leitung, gemessen in m der Flüssigkeitssäule, wobei der dynamische Einfluß der Geschwindigkeit v durch die Höhe \frac{v^2}{2\,g} mit einbegriffen sein soll, als „hydrodynamischen Seitendruck“ den absoluten Druck der in Bewegung gedachten Flüssigkeit auf die Wandung der Leitung. Die „Regeln“ dagegen verstehen unter statischem Druck den inneren Druck eines geradlinig strömenden Gases, also den Druck, den ein im Gasstrom mitbewegtes Meßgerät anzeigen würde, sowie den Druck, den ein parallel zur Kanalwand strömendes Gas auf diese ausübt. Dynamischer Druck (Geschwindigkeitsdruck) ist dann die größte Drucksteigerung, die in einem bewegten Gasstrom vor einem Hindernis auftritt; sie folgt als p_d=\gamma\,.\,\frac{v^2}{2\,g}, wo v = Stromgeschwindigkeit, γ = Raumgewicht des Gases. Gesamtdruck ist die algebraische Summe des statischen und dynamischen Drucks. Demnach bezeichnen die „Regeln“ das als statischen Druck, was die „Hütte“ dynamischen Druck nennt. Die Unstimmigkeit erklärt sich dadurch, daß eben bisher einheitliche Vereinbarungen nicht getroffen waren und daß deshalb die mit der Ausarbeitung der Regeln betraute Kommission dem nach ihrer Ansicht verbreitetsten Sprachgebrauch folgen mußte. Die „Turbine“ eröffnet in Heft 16 dieses Jahrgangs eine Erörterung über die genannten Regeln, in der zunächst Dr.-Ing. Löwy, von der Bernoullischen Gleichung ausgehend, sich gegen die Zweckmäßigkeit und gegen die Berechtigung einiger der gewählten Definitionen wendet. Die Bernoullische Gleichung lautet unter Voraussetzung einiger in der Praxis allerdings nie zutreffender Vereinfachungen (z.B. Reibungs- und Wirbelfreiheit) für inkompressible Flüssigkeiten: h+\frac{c^2}{2\,g}+\frac{p}{\gamma}=\mbox{konst}. und nimmt für kompressible Flüssigkeiten (Gase) die Form an: h+\frac{c^2}{2\,g}+\int\,\frac{d\,p}{\gamma}=\mbox{konst}., da das spezifische Gewicht vom Druck abhängig ist. In diesen Gleichungen kann das zweite und dritte Glied ebenfalls als Höhe aufgefaßt werden, und man spricht demgemäß von \frac{c^2}{2\,g}=h_c als Geschwindigkeitshöhe und von \frac{p}{\gamma}=h_pals Druckhöhe. Trägt man den tatsächlich doch stets auftretenden Verlusten noch durch ein weiteres Glied Rechnung, das ebenfalls als Höhe, „Verlusthöhe“ hr, eingeführt wird, so kann man also schreiben h + hc + hp + hr = konst. oder analog für kompressible Flüssigkeiten d h + d hc + d hp + d hr = 0, wobei d hp noch abhängig ist von γ. Ganz ebenso wie die Höhen kann man auch die Drucke als Vergleichsmaßstab wählen; man erhält dann durch Multiplikation der ganzen Gleichung mit γ und durch Schreiben von γ h = p. p + ph + pc + pr= konst. In dieser Gleichung entspricht p der in den „Regeln“ angewandten Bezeichnung als dynamischer oder Geschwindigkeitsdruck. Die Unterscheidung zwischen statischem und dynamischem Druck in dieser Weise entspricht allerdings nicht dem sonst üblichen Gebrauch, die Definitionen so zu wählen, daß die dynamischen Erscheinungen in die statischen übergehen, wenn die Bewegung bis zu Null abnimmt; man wird daher bei Gebrauch dieser Begriffe sich ihren Umfang stets sehr genau vor Augen halten müssen. Infolgedessen ist zu fragen, ob die von der Regelkommission gewählte Definition überhaupt notwendig und berechtigt war. Festzuhalten ist, daß die obengenannte Druckgleichung nur für nicht kompressible Flüssigkeiten gilt. Die analoge Gleichung für Gase, \gamma\,d\,h+\gamma\,d\,\left(\frac{c^2}{2\,g}\right)+d\,p+\gamma\,d\,h=0, ist ohne weiteres nicht integrierbar, weil γ von p abhängig ist. Zur Definition des dynamischen Druckes nach den „Regeln“ müßte also γ als konstant angesehen werden können. Das aber wird zwar bei Ventilatoren wenigstens annähernd der Fall sein, stimmt jedoch durchaus nicht mehr bei großen Druckdifferenzen, wie sie bei Kompressoren vorkommen. Für den Fall eines Ventilators oder Kompressors, bei welchem also der Luft von außen her eine Arbeit zugeführt wird, erhält man eine anschauliche Gleichung, wenn man von der Höhengleichung ausgehend diese mit dem Gewicht G der Masseneinheit i. d. Sek. multipliziert und zu der so erhaltenen Energiegleichung ein Zusatzglied G . d l fügt, das die durch die Arbeitsmaschine dem Gas mitgeteilte Leistung ausdrückt: G\,d\,h+G\,d\,\frac{c^2}{2\,g}+G\,\int\,\frac{d\,p}{\gamma}+G\,d\,h_r+G\,d\,t=0. Diese äußere Strömungs-Energiegleichung muß nun noch ergänzt werden durch die Untersuchung der inneren Vorgänge mittels einer Wärme-Energiegleichung. Erst diese beiden Gleichungen ergeben dann ein vollständiges Bild der Vorgänge in den Gebläsemaschinen. Für den Ventilator wird die Strömungsgleichung die ausschlaggebende sein, für den Kompressor tritt sie gegenüber der Wärmebilanz in den Hintergrund; für Turbokompressoren kommen beide in Frage. Bei Messungen werden die Druckwerte meistens in Wasser- oder Quecksilber-Höhen gemessen; es wäre natürlich ebensowohl möglich, diese in Gassäulenhöhen umzurechnen und anzugeben. Die Geschwindigkeitsmessung geschieht mit der Pitot-Röhre, wobei die Geschwindigkeit selbst erst aus dem Ausdruck \frac{c^2}{2\,g} als Geschwindigkeitshöhe gemessen wird. Aus diesen Gründen erscheint es als ein überflüssiger Umweg, in den Grundbegriffsbestimmungen auf die Drucke zurückzugehen, zumal durch die eigenartige Unterscheidung zwischen dynamischem und statischem Druck leicht Unklarheiten entstehen können. Unter Vernachlässigung der Schwerkraft und der Druckverluste läßt sich aus der Beziehung \frac{c^2}{2\,g}+\int\,\frac{d\,p}{\gamma}=\mbox{konst}. ableiten, daß für isothermische Kompression die zuzuführende Arbeit den Wert annimmt l=\frac{p_1}{\gamma_1}\,\mbox{ln}\,\frac{p_2}{p_1}+\left(\frac{{c_2}^2}{2\,g}-\frac{{c_1}^2}{2\,g}\right); die Arbeitszufuhr läßt sich also in zwei ganz getrennte Teile zerlegen, deren einer nur dem thermodynamischen Vorgang, der andere nur dem Strömungsvorgang entspricht. Die „Regeln“ geben eine wesentlich andere Formel an, die in dem Spezialfall p2 = p1, γ2 = γ1, aber c2 > c1 nicht den zu erwartenden Wert l=\frac{{c_2}^2}{2\,g}-\frac{{c_1}^2}{2\,g} ergibt, sondern die nicht richtig erscheinende Gleichung l=\left(\frac{p_1}{\gamma_1}+\frac{{c_1}^2}{2\,g}\right)\,.\,\mbox{ln}\,\frac{p_1+\gamma_1\,\frac{{c_2}^2}{2\,g}}{p_1+\gamma_1\,\frac{{c_1}^2}{2\,g}}. Naturgemäß können die für ein so umfangreiches Gebiet, wie die Messungen an Ventilatoren und Kompressoren, aufzustellenden Regeln nicht gleich beim ersten Entwurf eine Form besitzen, die allen Ansprüchen der Praxis voll und ganz entspricht; über den Fortgang des verdienstvollen Unternehmens der „Turbine“, in eine Erörterung dieses Entwurfs einzutreten, wird in diesem Journal weiter berichtet werden. Dipl.-Ing. W. Speiser. –––––––––– Die Verwertung der Rückstände von Feuerungsanlagen. Die Rückstände der Feuerungen, die sogenannten Schlacken, sind eine höchst unangenehme Beigabe, und ihre Beseitigung erfordert bei großen Betrieben recht erhebliche Kosten. Die aus dem Aschengehalt der Kohle hervorgegangenen Schlacken werden bisher zur Herstellung von Isolierwänden oder zur Aufschüttung von Wegen verwendet, doch ist eine solche Verwertung nicht überall möglich, und dann ist auch der Verbrauch von Schlacken für diese Zwecke bei weitem nicht so groß wie die Mengen, die in Feuerungsanlagen abfallen. Trotz allem sind die Schlacken kein wertloses Material, denn sie enthalten oft noch recht erhebliche Mengen nicht ausgenutzten Brennstoff. Wenn eine Feuerung noch so wirtschaftlich arbeitet, so enthalten die Schlacken doch noch mindestens 20 v. H. brennbare Substanz, welche Menge sich bei schlechten Feuerungen bis auf etwa 75 v. H. erhöhen kann. Von dem 150 Millionen Tonnen betragenden Kohlenbedarf Deutschlands verfeuert unsere Industrie etwa 50 bis 60 Millionen Tonnen. Diese Menge ergibt 6 bis 8 Millionen Tonnen Rückstände, die noch 2 bis 3 Millionen Tonnen brennbare Substanz enthalten und bisher vollständig verloren gehen. Diese Zahlen zeigen, von welcher Bedeutung es für die Industrie wäre, wenn es ein Verfahren zur Verwertung dieser in den Schlacken enthaltenen brennbaren Stoffe gäbe. Ueber ein solches Verfahren berichtet nun Professor Mohr in der „Zeitschrift für angewandte Chemie“ 1913, S. 40. Das neue patentierte Verfahren wurde von Ad. Fried r. Müller angegeben und ermöglicht eine Trennung der Schlacken von den in ihnen enthaltenen Kohleresten auf Grund ihres sehr verschiedenen spezifischen Gewichtes, das bei der Kohle 1,3 bis 1,5, bei der silikathaltigen Schlacke dagegen 2,5 bis 5,0 beträgt. Wenn daher die Schlacke in eine Flüssigkeit gebracht wird, deren spezifisches Gewicht etwas über 1 ist, so wird die reine Kohle oben schwimmen, die Schlacke dagegen untertauchen. Man kann nun die spezifischen Gewichte der Flüssigkeit den verschiedenen Ansprüchen anpassen und so eine Sortierung der Kohle vornehmen. Die zur Trennung verwendeten Flüssigkeiten müssen billig und indifferent sein; sie werden in zylindrische Gefäße, die nach unten zu konisch verlaufen und im Innern mit einem Rührwerk versehen sind, eingefüllt. Die bei der Separation gewonnenen kohlehaltigen Anteile läßt man abtropfen und kann sie dann in Feuerungen verbrennen. Neben einer Reihe kleinerer Anlagen dieser Art, die zur Aufarbeitung der Feuerungsrückstände auf Dampfern bestimmt sind, wurde auch eine größere Versuchsanlage in Veiten errichtet, bei der aus 2000 t Rückständen 800 t brennbare Stoffe gewonnen wurden. Der erstgewonnene Koks hatte einen Heizwert von fast 6500 WE, die feineren Anteile von 7 bis 12 mm Korngröße ließen sich auch noch direkt verfeuern, während die staubförmigen Anteile, deren Korngröße unter 6 mm war, nur in Form von Briketts oder aber mit Hilfe von Windgebläsen verfeuert werden konnten. Auch der kohlenstoffarme Teil, die eigentliche Schlacke, kann nach Entfernung der Kohleteilchen besser als früher Verwendung finden. Sie eignet sich zur Herstellung von Leicht- oder Schwemmsteinen oder von sehr widerstandsfähigen Betonkörpern, die sich nach dem Urteil des Materialprüfungsamtes in Groß-Lichterfelde gut bewährt haben. In einem Vorort Berlins soll nun eine größere Anlage nach dem Müllerschen Verfahren erbaut werden, es besteht dann für die Berliner Industrie die Möglichkeit, ihre jetzt nur mit Kosten zu beseitigenden Feuerungsrückstände rentabel zu verwerten. In dieser Weise werden in Zukunft wohl große Mengen bisher verschwendeter brennbarer Substanz nutzbar gemacht werden können. Dr. Sander. –––––––––– „Pendulameter“ nennt sich ein neuartiges Instrument, das im Maschinenbau namentlich zum Prüfen der Parallelität und Geradheit von Flächen – so insbesondere von Führungen an Maschinenbetten usw. – verwendet wird. Die Anforderungen an Genauigkeit werden immer größer, man wird z.B. das Bett einer Präzisions-Schleifmaschine gar nicht genau genug bekommen können. Nach dem meist üblichen Verfahren wurden solche Maschinenbetten zunächst auf der Hobelmaschine möglichst genau vorgearbeitet und dann mit Hilfe des Richtlineals die Gleitbahnen von Hand aus genau gerade geschabt. Zum Prüfen auf Divergenz diente eine Wasserwage, die jedoch bei den verlangten Genauigkeitsgraden von Hundertsteln Millimetern nicht mehr genügte. Dieser Mangel führte zu der Konstruktion eines in mancher Beziehung dem Fühlhebel ähnlichen Instruments, das infolge einer großen Hebelübersetzung – 400- bzw. 500- fach – selbst kleine Abweichungen durch einen großen Zeigeranschlag anzeigt. Der Apparat besteht in der Hauptsache aus einem Pendel in Form eines 20 kg schweren Bleigewichtes, welches an einem 3 m langen Stück dünnen Klaviersaitendrahtes aufgehängt ist. Als Traggerüst dient ein etwa ebenso langer Stahlrohrmast, innerhalb dessen das Pendel hängt, und der durch eine Anzahl von Zugverbindungen noch besonders mit einem kräftigen Untergestell aus Aluminium versteift ist. Dieses hat drei Füße, von denen zwei mit Einstellschrauben versehen sind, die dazu dienen, das Pendel auf Null einzustellen. Infolge der großen Länge des Pendels im Verhältnis zum Abstand der Auflagepunkte des Hintergestells – das Verhältnis beträgt etwa 10 . 1 –, ergeben schon kleinere Veränderungen in der Neigung der Ebene, auf welcher der Apparat steht, große Pendelausschläge. Das Pendel steht durch eine dünne Darmsaite mit zwei langen, aus Aluminium hergestellten Zeigern in Verbindung, wobei diese, um einen reibungsfreien Gang zu erzielen, auf zwei gehärteten Stahlschneiden gelagert sind, die ihre Auflage in entsprechenden V-förmigen Nuten finden. Da die Darmsaite dicht am Drehpunkt angreift, und die Länge der Zeigernadel etwa fünfzigmal größer ist als dieser Abstand, so ergibt sich eine weitere Uebersetzung um das fünfzigfache. Ein unter einen Fuß gelegtes Stück Seidenpapier von 0,04 mm Stärke hat einen Zeigeranschlag von 20 mm zur Folge. Da der Apparat sehr empfindlich ist, und schon geringe Luftströmungen einen erheblichen Anschlag veranlaßten, so mußten die Zeiger durch entsprechende Schutzbleche abgedeckt werden. Auch die Lagerstellen sind eingekapselt, um eine Verunreinigung durch Staub möglichst zu verhindern. Die Anwendungsweise des Apparates bei der Bearbeitung eines Maschinenbettes ist die folgende: Nachdem das Werkstück die Hobelmaschine verlassen hat, wird das eine Ende der Gleitbahn sauber geschabt und eine als Lehre verwendete Platte aufgesetzt, die Aussparungen entsprechend dem Profil der Gleitbahn besitzt. Auf dieser Platte wird das Pendulameter, gesichert durch Prisonstifte, aufgestellt und die Zeiger auf Null eingestellt. Nun wird in einiger Entfernung davon, die jedoch geringer als die Länge des Richtlineals sein muß, eine weitere Stelle sauber geschabt, und zwar unter der Kontrolle durch das Pendulameter. Sodann wird ebenso eine neue Stelle eingepaßt und so fort. Der Raum zwischen je zwei solchen Merkstellen wird dann mittels des Lineals ausgeschabt. [Zeitschrift für praktischen Maschinenbau, 2. Juli 1913.] R. Müller.