Polytechnische Rundschau. Polytechnische Rundschau. Neuerungen auf dem Gebiete stromsparender elektrischer Glühlampen. Eine bedeutende Verbesserung auf dem Gebiete der elektrischen Glühlichtbeleuchtung wurde hervorgerufen, als man bei großen Lampentypen von etwa 600 bis 3000 Kerzen dazu überging, den Glühkörper anstatt im luftleeren Raum in einer mit reinem Stickstoff gefüllten Glasglocke zum Leuchten zu bringen. Der Verbrauch an elektrischer Energie für eine bestimmte Lichteinheit konnte hierdurch gegenüber den bis dahin gebräuchlichen hochkerzigen Glühlampen um etwa die Hälfte herabgesetzt werden. Damit war ein ganz neuer Weg beschritten. Die mit Stickstoffüllung erzielten Resultate legten den Glühlampenwerken nahe, auch mit Edelgasen Versuche zu machen. Bei der kürzlich von den Siemens-Schuckertwerken auf den Markt gebrachten neuen Wotan-Lampe Type „G“ kommt ein nach besonderem Verfahren gereinigtes Edelgas zur Anwendung, das gegenüber Stickstoff weitere Vorteile bietet. Nur mit Hilfe dieses Gases war es möglich, die neue Wotan-Lampe in den für jede Art von Innenbeleuchtung geeigneten Größen bis zu 40 Watt herab herzustellen.Bei gleicher räumlicher Lichtmessung ergeben diese Lampen gegenüber den gewöhnlichen Metalldrahtlampen mit gleichem Verbrauch etwa 40 v. H. mehr Licht. Diese Lampen, die in dem Glühlampenwerk der Siemens & Halske A.-G. hergestellt werden, unterscheiden sich von den allgemein bekannten Wolfram-Drahtlampen, bei denen das Leuchtsystem aus einem geradlinig über eine Anzahl von Haken hin- und hergespannten Wolframdraht besteht, der in einer luftleer gepumpten Glasglocke untergebracht ist, außer durch die Füllung mit Edelgas auch dadurch, daß der Leuchtdraht in Form einer sehr eng gewickelten feinen Spirale ausgebildet ist (s. Abb.). Lampen der ersteren Art, die für große Lichteinheiten und zwar etwa von 600 Kerzen an aufwärts gebaut waren, sind von den Siemens-Schuckertwerken schon vor Jahren unter dem Namen „Wotan-Halbwattlampen“ auf den Markt gebracht worden. Der Name „Halbwattlampe“ wurde für diese Lampen deshalb gewählt, weil sie nach Art der Bogenlampen in betriebsmäßig ausgerüsteten Armaturen gemessen, tatsächlich in der unteren Hemisphäre nur noch einen mittleren Energieverbrauch von etwa ½ Watt für die Hefnerkerze benötigen. Später ist es dem Glühlampenwerk der Siemens & Halske A.-G. gelungen, diese Lampen auch mit kleineren Lichtstärken von einigen 100 Kerzen zu bauen. Aber erst durch die Wotan-Lampen Type „G“ (G = Gasfüllung) ist es erreicht worden, dieser Lampengattung, die ursprünglich fast nur zur Beleuchtung im Freien sowie in großen Räumen, wie Bahnhofshallen, Theatersälen usw. in Frage kam, auch das Verwendungsgebiet in gewöhnlichen Hausanlagen zu erschließen. Textabbildung Bd. 330, S. 311 Die Wotan-Lampen Type „G“ werden vorläufig für einen Gesamtenergieverbrauch von 40, 60, 75 und 100 Watt bei 100 bis 130 Volt und für 75 und 100 Watt bei 200 bis 250 Volt gebaut. Sie zeichnen sich, wie erwähnt, gegenüber den gewöhnlichen Vakuum-Wotan-Lampen mit Zickzackwicklung durch eine bedeutende Stromersparnis bzw. durch eine erheblich größere Lichtabgabe bei gleichem Stromverbrauch aus, so daß ihr Mehrpreis gegenüber den gewöhnlichen Wolfram-Drahtlampen unter Zugrundelegung einer gleichen räumlichen Lichtabgabe schon nach kurzer Zeit durch die erzielte Stromersparnis gedeckt wird. Ein weiterer Vorteil der Wotan-Lampen Type „G“ liegt darin, daß die verhältnismäßig kurzen, ringförmig angeordneten Leuchtdrahtspiralen die Verwendung besonders kleiner Glasglocken gestatten, so daß diese Lampen ohne weiteres fast in alle gebräuchlichen Armaturen für Innenbeleuchtung hineinpassen. Außerdem zeichnet sich die Wotan-Lampe Type „G“ durch ein besonders glänzendes weißes Licht aus. Es empfiehlt sich deshalb, diese Lampen in solchen Fällen mit mattierter Kappe zu verwenden, wo sie derart angebracht sind, daß sie unbedeckt dem Auge sichtbar sind. Die Wotan Lampen Type „G“ haben infolge der eigenartigen Anordnung ihres Leuchtsystems eine andere räumliche Lichtverteilung als die gewöhnlichen Wolfram-Drahtlampen (Wotan-Lampen). Während bei letzteren die größte Lichtabgabe in wagerechter Richtung, d.h. senkrecht zur Lampenachse, stattfindet, geben die Wotan-Lampen Type „G“ das meiste Licht in achsialer Richtung ab, d.h. senkrecht nach unten. Man darf deshalb beim Vergleich der Lichtwirkung beider Lampensorten nicht die bisher bei der Lichtbewertung gewöhnlicher Lampen übliche mittlere wagerechte Lichtstärke zugrunde legen, vielmehr müssen die mittleren räumlichen Lichtstärken, d.h. die Mittelwerte des gesamten nach allen Richtungen ausgestrahlten Lichtes verglichen werden. Es ist dann dabei zu beachten, daß bei den gewöhnlichen Wotan-Lampen mit Zickzackwicklung diese mittlere räumliche Lichtstärke etwa 80 v. H. der mittleren wagerechten Lichtstärke beträgt. Eine gewöhnliche, im Vakuum brennende Wolfram-Drahtlampe mit einem Gesamtenergieverbrauch von 40 Watt hat also in wagerechter Richtung, d.h. senkrecht zur Achse gemessen, im Mittel rund 40 NK, d.h. also etwa 1 Watt für die Kerze. Die mittlere räumliche Lichtstärke einer solchen Lampe beträgt hingegen nur 80 v. H. dieses Wertes, d.h. etwa 32 Kerzen, während die mittlere räumliche Lichtstärke einer 40-wattigen Wotan-Lampe Type „G“ 45 Kerzen, d.h. also rund 40 v. H. mehr beträgt. R. Fracht- und Passagierdampfer mit indirektem Turbinenantrieb. Die Verwendung von Turbinenanlagen mit Rädergetriebe im Handelsschiffbau beschränkte sich bisher, abgesehen von zwei Frachtdampferanlagen, die jedoch mehr oder weniger als Versuchsobjekte zu betrachten sind, auf Kanaldampfer, schnelle Revierdampfer und ähnliche Schiffstypen. Im wesentlichen handelt es sich dabei um Fahrzeuge, bei denen die Gefahr einer Betriebstörung der Maschinenanlage durch die Kürze der durchfahrenen Strecke ziemlich bedeutungslos gemacht wird. Die neuartigen Maschinenanlagen haben sich innerhalb dieses Verwendungsbereichs sowohl nach der Seite der zu fordernden Betriebsicherheit wie der zu erwartenden Wirtschaftlichkeit durchaus bewährt und so das in sie gesetzte Vertrauen dauernd wachsen lassen. Diese Tatsache kommt nicht allein in der Steigerung der mit indirekt wirkenden Turbinenanlagen mit Rädergetriebe ausgerüsteten Zahl der Schiffe zum Ausdruck, sondern auch darin, daß neuerdings mehrere größere Ozeandampfer mit solchen Anlagen in Bau gegeben wurden und teilweise fertiggestellt sind. Die beiden größten sind die seit kurzer Zeit in Dienst gestellten Fracht- und Passagierdampfer „Transsylvania“ und „Tuscania“. Der erstere gehört der bekannten Cunard-Linie und ist von Scotts Shipbuilding Co., Greenock, gebaut, das zweite Schiff wurde von der Anchor-Linie bei A. Stephen & Sons in Linthouse in Bau gegeben. Beide sind als Schwesterschiffe gebaut und haben, abgesehen von dem etwas abweichenden Tiefgange, mit einer Länge zwischen den Perp. von 167,03 m, einer größten Breite von 20,19 m und 13,72 m Seitenhöhe die gleichen Abmessungen. „Transsylvania“ hat einen mittleren Tiefgang von 8,38 m, „Tuscania“ einen solchen von 9,3 m. Die Wasserverdrängung beträgt dementsprechend 19700 t beziehungsweise 22300 t. Beide Schiffe besitzen Einrichtungen für die Unterbringung von etwa 2500 Fahrgästen. Für den Dampfer „Transsylvania“ war ursprünglich der Einbau von zwei Vierfachexpansionsmaschinen von je 9500 PSi vorgesehen. Mit Rücksicht auf die bei Verwendung einer Turbinenanlage mit Rädergetriebe gewährleistete höhere Dampfökonomie konnte unter Beibehaltung der ursprünglich in Aussicht genommenen Kesselanlage, die aus sechs Doppelender-Zylinderkesseln mit 73,6 m2 Rostfläche und 2858 m2 Heizfläche besteht, die Maschinenleistung auf 11000 PS gesteigert werden. Trotz Vergrößerung der Maschinenleistung ermöglichte die neue Anlage gegenüber der erstgewählten Anordnung eine Verringerung der Maschinenraumlänge um 3,8 m oder mehr als 20 v. H. und eine Raumersparnis von etwa 10 v. H. Die Ersparnis an Maschinengewicht berechnet sich ohne Berücksichtigung der für die Kolbenmaschinenanlage veranschlagten Kesselanlage, die für die Turbinenanlage ein wesentlich geringeres Gewicht und weniger Platz gefordert hätte, zu annähernd 15 v. H. Diese Ersparnis kommt natürlich der Erhöhung der Ladefähigkeit zugute. Textabbildung Bd. 330, S. 312 Abb. 1. Rädergetriebe Textabbildung Bd. 330, S. 312 Abb. 2. Längsschnitt durch Hochdruck- und Niederdruckturbine mit Ritzelwelle Die Maschinenanlagen der beiden Schiffe „Transsylvania“ und „Tuscania“ stimmen völlig überein. Sie setzen sich aus zwei symmetrisch angeordneten Maschinensätzen zusammen, die an die beiden Propellerwellen eine Leistung von je 5500 WPS bei 120 Umdrehungen in der Minute abgeben. Jeder Satz besteht aus einer Hochdruck- und einer Niederdruck-Vorwärtsturbine und einer in das Gehäuse der letzteren eingebauten Rückwärtsturbine. Die beiden Vorwärtsturbinen sind reine Reaktionsturbinen vom Parsons-Typ, während die Rückwärtsturbine miteinem der Reaktionstrommel vorgeschalteten Aktionsrade die kombinierte Bauart zeigt. Die Wellen der Turbinen sind durch eine elastische Kupplung mit den beiden Ritzelwellen des Rädergetriebes verbunden. Das mit der normalen Pfeilradverzahnung versehene Getriebe setzt die Drehzahl der Turbinen, die bei normaler Belastung mit ∾ 1500 Umdrehungen in der Minute laufen im Verhältnis von 12,5 : 1 herab. Seine Bauart (Abb. 1) ist die für derartige Handelsschiffsanlagen übliche. Das auf der Propellerwelle angeordnete Triebrad besteht aus einem kräftigen gußeisernen Radkranz, der durch einen doppelseitig ausgebildeten, mit ihm verschraubten Armstern mit der Welle verbunden ist. Auf den Radkranz sind die beiden Ringe aus schmiedbarem Stahlguß, die die Verzahnung tragen, aufgeschrumpft. Die Zähne der Ritzel sind aus dem vollen Material herausgeschnitten. Ihre Wellen sind wie üblich dreifach gelagert, während das Rad nur zwei Außenlager hat. Das Getriebe, das durch Düsen, die in geeigneten Abständen über die Zahnbreite verteilt sind, mit Preßöl geschmiert wird, ist von einem festen Gehäuse umschlossen. Aufbau und Anordnung des ganzen Maschinensatzes zeigen die Abb. 2 und 3. Textabbildung Bd. 330, S. 313 Abb. 3. Anordnung eines Maschinensatzes (oberer Gehäuseteil abgenommen) Anschließend seien einige Meilenfahrtsergebnisse des Dampfers „Tuscania“ in der nachstehenden Tabelle gegeben. Umdrehungeni. d. Min. Dampf-druck Vakuum Ge-schwin-digkeit Sligv. H. Eff.LeistungWPS Spez.Dampf-verbr.kg/WPS-Std. Tur-binen Pro-peller kg/cm2 mm QS kn 1387 111 14,1 729 14,6 10,8   5780 – 1582 127 14,1 721 16,5 12,0   8720 – 1707 137 14,1 719   17,65 12,6 11050 5,03 Die Meilenfahrtergebnisse von „Transsylvania“ schließen sich den vorstehenden Zahlen gut an. Der bei Vollast erzielte spezifische Dampfverbrauch betrug hier 5,13 kg/WPS-Std. Die Maschinenanlagen sollen unter allen Betriebsverhältnissen zufriedenstellend gearbeitet und gute Manövrierfähigkeit und ruhigen Gang gezeigt haben. (Engineering 12. Februar 1915.) Kraft. Koksofen-Wärmebilanz. Die Koksofentechnik verfolgte früher als wichtigstes Ziel die Herstellung von Oefen, die möglichst viel und möglichst guten Koks lieferten. Dazu kam neuerdings das Bestreben, die im Koksofengas enthaltenen Nebenerzeugnisse möglichst quantitativ und auf einfachem und billigem Wege zu gewinnen. Seit einigen Jahren hat nun eine neue Entwicklung eingesetzt, die dadurch gekennzeichnet ist, daßder Koksofen auch Heizgaslieferer bzw. Energielieferer für Hüttenwerke wird, daß er unter Wahrung seiner ursprünglichen Bestimmung als Kokserzeuger gleichzeitig Gaserzeuger, sogar für die Städtebeleuchtung werden will. Diese Entwicklung hat die beheizungstechnische Frage des Koksofens wieder in den Vordergrund des Interesses gerückt, über die wissenschaftliche Grundlagen bisher kaum vorhanden waren. Daher ist eine Arbeit von C. Otto, über die in Stahl und Eisen 1912 S. 477 berichtet wird, von besonderem Interesse. Otto bestimmte zunächst die für die eigentliche Verkokung theoretisch notwendige Gesamtenergie. Diese wird benötigt 1. zur Erhitzung des Kokses auf die Endtemperatur, 2. für die eigentliche Destillation, 3. ist sie teilweise in der Wärme der abziehenden Gase und Dämpfe enthalten. Die mittlere spezifische Wärme des Kokses fand Otto bei   750° zu    0,377 „   840° „ 0,39 „   950° „    0,394 „ 1050° „ 0,4 Die bei den Versuchen verkokte Kohle mit 12 v. H. Wasser zeigte folgendes Tiegelausbringen: Koks 75,94 75,22 75,63 v. H. Asche   7,18   6,26   5,28 „ Wasser   0,68   0,68   0,38 „ Der Verbrauch an Wärmeeinheiten für den Verkokungsvorgang ist bei nasser Kohle bei Temperaturen zwischen 750° und 850° geringer als bei trockener Kohle. Auch ergab sich, daß die zur Verkokung nötige Wärmemenge bei steigender Verkokungstemperatur stark anwächst, teils infolge der höheren Erhitzung des Kokses, infolge des Anwachsens seiner spezifischen Wärme mit zunehmender Temperatur und zum geringen Teil auch wegen der stärkeren Erhitzung der Gase und Dämpfe. Laboratoriumsversuche über die bei der Verkokung in Gasform übergeführte Wärmeenergie lieferten folgende Zahlen: Verkokungstemperatur 820 932 1020 Gasausbringen aus 1 kg trockner    Kohle m3 0,213 0,239 0,284 Oberer Heizwert des Gases WE 5372 5200 4670 Gesamtenergie des Gases WE 1145 1242 1322 Zur Verkokung gebraucht WE 650 720 755 Als Ueberschuß-Gasenergie WE 49,5 522 567 In v. H. 43,3 42,0 42,8 Unter Berücksichtigung der Zersetzung, welche die Destillationsgase im oberen Teil der Verkokungskammer erleiden (Umwandlung von Teerenergie in Gasenergie) ergab sich bei 870° eine theoretische Gasüberschußenergie von 60,4 v. H. bei trockener Kohle und von 55 v. H. bei Kohle mit 12 v. H. Wasser. Ferner zeigte sich, daß der prozentuale Gasüberschuß von der Verkokungstemperatur unabhängig ist, während die im Ueberschußgas enthaltene Gesamtenergie mit ihr wächst. Aus den Gasmengenmessungen ergab sich folgender Wärmeaufwand zur Verkokung: In der Stunde zugeführte Gas-   menge cbm 76 80,6 85,4 87,4 Von 1 cbm Gas zur Verkokung   aufgewendet WE 2499 2557 2577 2513 In der Stunde zugeführte   Wärmeenergie WE 190000 206100 220000 220200 In d. Stunde verkokte Kohle kg 275 275 275 275 Für 1 kg nasser Kohle zur   Verkokung verbraucht WE 690 749 800 800 Für die Verkokung von 1 kg nasser Kohle fand Otto unter Berücksichtigung der Verluste im Abhitzekanal einen mittleren Wert von 750 WE und nach Abzug der Strahlungsverluste 750 WE. Hiervon sind bei 950° Endtemperatur 300 WE im Koks enthalten, ein weiterer Teil in den abziehenden Gasen und Dämpfen. Nach Ottos Ermittlungen gingen pro kg nasser Kohle 146 WE durch das Steigrohr verloren, entsprechend 57 WE bei trockener Kohle, während 70 WE pro kg nasser Kohle notwendig ist, um das Gas (0,3 m3) aus 1 kg Kohle auszutreiben und die dabei erforderliche äußere Arbeit zu leisten. Die Wärmeverteilung für die Abhitzebatterie ergibt sich nach den Ottoschen Untersuchungen wie folgt: Gesamtwärmeverbrauch für 1 kg    nasse Kohle 710 WE Zur Erhitzung des Kokses 300 WE In den Destillationsgasen 146   „ Zur Ueberwindung äußerer Arbeit   70   „ –––––––––––– zusammen 516 WE = 516 WE –––––––––– Verbleibt Rest für die trockene Destillation 194 WE Die Versuche wurden an zwei Regenerativbatterien wiederholt. Wegen Näherem hierüber sei auf das Original verwiesen. Loebe. Ueber den Einfluß des Blockgewichtes und der Walzgeschwindigkeit auf den Leistungsbedarf beim Walzen. Durch den Leistungsbedarf beim Walzen wird die Größe der Antriebsmaschine und der Kesselanlage bzw. der elektrischen Zentrale bestimmt. Es ist daher von größter Wichtigkeit, sämtliche Faktoren zu erkennen, die den Leistungsbedarf beeinflussen. Ein bisher kaum berücksichtigter Faktor, dessen Bedeutung nicht unterschätzt werden darf, ist das Blockgewicht. Teilt man den ganzen Leistungsbedarf einer Walzenstraße ein in den Bedarf für Leerlauf, Beschleunigung (bei Umkehrwalzwerken) und reines Walzen, so läßt sich über den Einfluß des Blockgewichts auf die einzelnen Teile das Folgende sagen: Bei durchlaufenden Walzenstraßen wird bei zunehmendem Blockgewicht die Leerlaufarbeit für die Tonne Walzgut geringer, da die Walzpausen zwischen zwei Stichen unabhängig von der Stablänge gleich bleiben, und somit das Verhältnis der nutzbringenden zur verlorenen Arbeitzeit mit wachsender Blocklänge günstiger wird. Textabbildung Bd. 330, S. 314 Abb. 1. Bei Umkehrstraßen steht die Strecke während der Pausen still. Die Leerlaufarbeit wächst demnach proportional den Stichzeiten und ist auf eine Tonne Walzgut umgerechnet nahezu konstant. Bei der Bestimmung der Beschleunigungsarbeit der Umkehrstraßen ist zu beachten, daß die höchste Drehzahl der Antriebsmaschine unabhängig von der Belastung in der gleichen Zeit erreicht wird. Bis zu einer bestimmten Walzlänge wächst somit die auf den Stich entfallende Beschleunigungsarbeit mit jedem folgenden Stiche, während sie bei langen Stichen gleich bleibt. Bei gleichem Anfangsquerschnitt, aber schwererem Block wird, die für den letztgenannten Zustand erforderliche Walzlänge eher erreicht. Es nimmt demnach die auf die Tonne Walzgut entfallende Beschleunigungsarbeit mit wachsendem Blockgewicht ab. Das durch 1 mkg reine Walzarbeit zu verdrängende Volumen wächst mit der Walztemperatur. Diese ist bei größeren Blöcken infolge der längeren Dauer des Walzprozesses geringer als bei leichteren. Die auf eine Tonne Walzgut entfallende reine Walzarbeit steigt somit bei wachsendem Blockgewicht. In Abb. 1 sind die Leerlaufarbeit, die reine Walzarbeit und die gesamte Walzarbeit in KWst/t bei durchlaufenden Straßen als Ordinaten über dem Blockgewicht als Abszisse eingetragen. Die Gesamtarbeit ergab sich durch Addition der ersten beiden Faktoren. Durch Hinzufügen der Beschleunigungsarbeit lassen sich in ähnlicher Weise die Verhältnisse bei Umkehrstraßen darstellen. Erfolgt die Durchrechnung von Beispielen unter Zugrundelegung der Broschüre „Versuche zur Ermittlung des Kraftbedarfs an Walzwerken“, die 1909 im Verlag Stahleisen erschien, so ergibt sich für die Abhängigkeit des Arbeitbedarfs vom Blockgewicht beim Auswalzen von Flacheisen 38 × 7 auf einer Doppelduostraße bei dem Anfangsquerschnitt 125 cm2 und einer Anfangstemperatur von 1340° das in Abb. 2 wiedergegebene Diagramm, in dem noch die Walzarbeiten für 16-, 42- und 55-fache Verlängerung unterschieden sind. Die Kurven für die gesamte Walzarbeit zeigen einen Mindestwert, aus dessen Lage gefolgert werden kann, daß das günstigste Blockgewicht um so niedriger ist, je größer die Verlängerung beim Auswalzen wird. Textabbildung Bd. 330, S. 315 Abb. 2. Es wurde beim Entwurf des Schaubildes die Annahme gemacht, daß sich zu derselben Zeit immer nur ein Block im Walzenstrange befindet. Beim gleichzeitigen Walzen mehrerer Blöcke sinkt die Leerlaufarbeit für eine Tonne auf die Hälfte. Ihre Verminderung stellt einen bedeutenden Gewinn dar. Der Einfluß des Blockgewichts auf die Gesamtarbeit für die Tonne ist indessen bei flotterem Betriebe geringer. Für Umkehrstraßen verändern sich die Verhältnisse wesentlich, da die Leerlaufarbeit in denStichpausen fortfällt, und da man die Walzgeschwindigkeit in gewissen Grenzen dem Blockgewicht anpassen kann, wodurch eine Verminderung der Abkühlung erzielt wird. Abb. 3 veranschaulicht die Rechnungsergebnisse. Bei mittlerer Walzgeschwindigkeit ist das Anwachsen des Arbeitbedarfs bei steigendem Blockgewicht sehr bemerkbar. Wählt man für größere Blöcke eine vermehrte Walzgeschwindigkeit, so liegen die Verhältnisse günstiger. Keinesfalls darf der Einfluß des Gewichts der zum Auswalzen gelangenden Blöcke auf die Wirtschaftlichkeit einer Anlage unterschätzt werden. Textabbildung Bd. 330, S. 315 Abb. 3. Ein zweiter bisher wenig beachteter Faktor, der den Leistungsbedarf beeinflußt, ist die Drehzahl. Wächst diese, so ergibt sich infolge der verkürzten Arbeitzeit eine Verringerung der reinen Walzarbeit, indessen eine Steigerung der Leerlaufarbeit. Es läßt sich ein Anwachsen der Gesamtarbeit mit Erhöhung der Walzgeschwindigkeit feststellen. Dieses ist indessen bei schweren Blöcken ziemlich bedeutungslos. Durch Verkürzung der Stichpausen wird weiterhin eine Verminderung der reinen Walzarbeit erzielt, während die Leerlaufarbeit sich häufig durch Verbesserung der Lagerung, geringes Lösen der seitlichen Anstellschrauben usw. verringern läßt. (J. Puppe und H. Monden in Stahl und Eisen Nr. 19 und 20.) Schmolke. Tragfedern für Eisenbahnfahrzeuge. Die Tragfähigkeit und die Beanspruchung solcher Tragfedern nach Abb. 1 ist hauptsächlich von dem genauen Festsitzen der einzelnen Blattfedern in dem sie umgebenden Federbund abhängig. Bei ihrer Berechnung wird vorausgesetzt, daß die Feder an dem einen Ende fest eingespannt und am anderen Ende von der Kraft P beansprucht wird, Lockern sich die einzelnen Blattfedern im Tragfederbund, so wird die Beanspruchung der einzelnen Federlagen eine größere werden. Um die seitliche Verschiebung der einzelnen Federlagen zu verhindern, sind entsprechend Rippen und Vertiefungen in den einzelnen Blättern eingewalzt. Um auch eine Längsverschiebung zu verhindern, sind bereits viele Konstruktionen versucht worden. Der Federbund wird bis jetzt aus Schweißeisen hergestellt und in hellrotwarmem Zustande auf die Blattfedern aufgebracht. Diese Ausführungsart ist teuer. Der roh geschmiedete Federbund muß innen sorgfältig bearbeitet werden, so daß er nach dem Erkalten die Federlagen genau umschließt und zusammenpreßt. Durch das Aufziehen des glühenden Federbundes wird aber die Härtung der oberen und unteren Federlage ungünstig beeinflußt. Bricht dabei eine Federlage, so muß der Federbund stark erwärmt und heruntergeschlagen werden. Dadurch leidet die Härtung sämtlicher Blattfedern. Es müssen dann meist alle Lagen neu gehärtet, und der Federbund erneuert werden. Zweiteilige Federbunde haben sich nicht gut bewährt. Die dazu notwendige Verschraubung ist nicht betriebssicher und lockert sich durch die fortwährenden Erschütterungen. Textabbildung Bd. 330, S. 316 Abb. 1. Textabbildung Bd. 330, S. 316 Abb. 2. Textabbildung Bd. 330, S. 316 Abb. 3. Es werden deshalb in neuerer Zeit Tragfedern ausgeführt, deren Federlagen durch einen Flachkeil nebst Beilage in dem aus Stahlguß hergestellten Federbund festgehalten werden. Eine solche Ausführung ist in Abb. 2 und 3 dargestellt. Dabei erhält jede Federlage in ihrer Mitte mittels eines Gesenkes im rotwarmen Zustande eine Warze und Vertiefung angeschmiedet. Dadurch wird ein Verschieben in der Längsrichtung verhindert. Um eine Verschiebung der gesamten Federlage in der Längsrichtung zu verhindern, wird die Sicherungsschraube a angebracht. Die Warze der unteren Blattfeder greift in die Vertiefung der Keilbeilage b. Die notwendige Vorspannung wird durch das Eintreiben des Flachkeiles k in den Federbund erzeugt. Die Auswechselung einer gebrochenen Blattfeder kann hier durch Herausschlagen des Keiles schnell geschehen. Die Beanspruchung der einzelnen Blattfedern ist keine gleichmäßige. Die größte Beanspruchung erleidendie beiden obersten Federlagen, die gleich lang ausgeführt werden. Die ungünstigste Beanspruchung tritt dann auf, wenn die volle Belastung P nur an den Enden der einzelnen Federlagen wirkt. Bei Abb. 1 ist außerdem noch der Teil der Belastung vernachlässigt, der durch die Tragkraft der darüber liegenden Federlage aufgenommen wird. Die obersten Federlagen sind am stärksten beansprucht und brechen erfahrungsgemäß am häufigsten. Eine Tragfeder mit gleichmäßiger Beanspruchung der einzelnen Federlagen würde man dann erhalten, wenn die Höhe des Querschnittes der einzelnen Federlage entsprechend ihrer Belastungslänge gewählt würde. Der zur Herstellung der Blattfedern verwendete Federstahl ist meist zu 90 × 13 festgesetzt worden. Für die hochbelasteten Blattfedern dürfte sich ein Querschnitt von 90 × 16 empfehlen. Um die Wirkung dieser Verstärkung auf die Tragfähigkeit und Durchbiegung der Blattfedern feststellen zu können, sind in der Kgl. Eisenbahn-Hauptwerkstatt zu Leinhausen mit solchen Tragfedern Versuche ausgeführt worden mit folgendem Ergebnis: 1. Tragfeder von 1200 mm Länge, zehn Lagen 90 × 13 mm, die zwei obersten Lagen 90 × 19 mm, ganze Höhe der Federblätter 168 mm. Belastung in kg Durchbiegung in mm   5000   43   6000   53   7000   63   8000   73   9000   83 10000   92 10500   96 11000 100 Bei der Belastung von 11000 kg war die Feder gestreckt. 2. Tragfeder von 1200 mm Länge, dreizehn Lagen von 90 × 13 mm, ganze Höhe der Federblätter 169 mm. Belastung in kg Durchbiegung in mm 5000   56 6000   68 7000   78 8000   90 9000 100 Bei der Belastung von 9000 kg war die Feder gestreckt. Die beiden Versuche lassen erkennen, daß bei gleicher Gesamthöhe der Federlagen, also bei nahezu gleichem Aufwand an Federstahl, die Tragfähigkeit der Blattfeder mit den zwei auf 19 mm verstärkten obersten Federlagen nach Versuch Nr. 1 um 2000 kg größer ist als bei der Tragfeder mit gleichen Blattfedern nach Versuch Nr. 2. (Glasers Annalen für Gewerbe und Bauwesen 1915 S. 97 bis 98.) W. Temperaturmessungen im Dieselmotor. Mittels Thermoelemente hat Dr. E. Wolff, Amsterdam, eingehende Versuche angestellt, um den Temperaturverlauf während des Arbeitsvorganges in einer solchen Maschine bestimmen zu können. Die hier abgebildeten Diagramme sind Temperatur-Zeitdiagramme, auf denen die Zeit in 1/50 Sekunden aufgetragen ist. Die Ordinaten zeigen die Ausschläge des Galvanometers in Millimeter an. Die wagerechte Linie über dem Diagramm wurde von dem elektrischen Unterbrecher aufgezeichnet. Die Punkte auf dieser Linie geben den Augenblick an, wo der Arbeitskolben seine untere Totlage erreicht, alle andern Zwischenstellungen des Kolbens können damit leicht gefunden werden. Textabbildung Bd. 330, S. 317 Abb. 1. Textabbildung Bd. 330, S. 317 Abb. 2. Das Anlassen der Dieselmaschine erfolgte mittels Druckluft mit 40 v. H. Füllung. Die Druckluft dehnt sich dann bis zum Ende des Kolbenhubes aus, in welcher Stellung sich das Auspuffventil öffnet. Beim Rückwärtsgange des Kolbens wird die Anlaßluft aus dem Zylinder geschoben. Beim nächsten Hub wird frische Luft angesaugt, die beim folgenden Rückwärtsgange des Kolbens verdichtet wird. Dann tritt wieder Druckluft in den Zylinder ein. Aus dem Diagramm (Abb. 1) ist zu ersehen, daß die Temperatur vom Punkte A bis B infolge der Verdichtung der Luft ansteigt. Tritt dann bis C Anlaßluft in den Zylinder ein, so sinkt die Temperatur wiederum. Von C bis D erfolgt die Ausdehnung der Anlaßluft, dabei sinkt die Temperatur bald unter 0° C. Beim Oeffnen des Auspuffventils im Punkte D sinkt die Temperatur weiterhin bis zum Punkte E. Beim Aufwärtsgange des Kolbens geben die Zylinderwände Wärme an die kalte Luft ab, deren Temperatur dann allmählich bis G ansteigt. Im Punkte G hat der Kolben den oberen Totpunkt erreicht. Der Kolben saugt nun beim Abwärtsgange frische Luft an, und die Temperatur im Zylinder wird gleich der der Außenluft. Vom Punkte F an wiederholt sich das Spiel. In Abb. 2 ist bei L das Anlaßventil abgestellt, so daß bei M keine Anlaßluft mehr einströmen kann. Es findet aber noch keine Verbrennung statt. Die verdichtete Luft dehnt sich aus und entweicht bei O mit geringer Spannung. Bei der ersten Verbrennung steigt die Temperaturkurve plötzlich bis T an und sinkt darauf während der Ausdehnung bis zum Punkte U. Durch das Oeffnen des Auspuffventils dehnen sich die Gase plötzlich aus, die Temperatur sinkt bis zum Punkte V. Durch das Ansaugen von Außenluft sinkt die Temperatur noch bis zum Punkte W. Nach der zweiten Verbrennung öffnet sich das Auspuffventil bei Z. Beachtenswert ist die Tatsache, daß beim Anlassen der Maschine nach dem Ausströmen der entspannten Anlaßluft im Zylinder Temperaturen auftreten, die unter dem Gefrierpunkt liegen. Es wurden so Temperaturen von – 25, – 30, – 35, – 55 und – 60° C festgestellt. Abb. 3 zeigt den Temperaturverlauf bei vollbelasteter Maschine. Die Höchsttemperatur ist dabei auf 1320° C gestiegen. Die Auspufftemperatur beträgt 1040, die niedrigste Temperatur 370°. Die mittlere Verdichtungstemperatur bei Vollast liegt in der Nähe von 570°. Die Höchsttemperatur tritt erst nach der oberen Totpunktlage des Kolbens ein, obwohl sich das Brennstoffventil schon vor der Totpunktlage öffnet. Es vergeht aber einige Zeit, ehe der Brennstoff durch den Zerstäuber in den Verbrennungsraum gelangt, um dort zu verbrennen. Die Indikatordiagramme zeigen, daß beim Anlassen die Verdichtung unmittelbar vor der ersten Zündung nur 27 at ist. Beim warmen Motor ist sie 34 at. Der Verbrennungsdruck steigt bei der ersten Zündung auf 50 bis 57 at. Der Auspuff findet bei solcher Zündung zu einer Zeit statt, wo die Gase noch einen Druck von 3,5 bis 4 at besitzen. Die normale Drehzahl der Maschine betrug 200 Umdrehungen in der Minute. Textabbildung Bd. 330, S. 317 Abb. 3. Die Versuche haben weiterhin die bekannte Tatsache bestätigt, daß die Temperatur in der Maschine in einem bestimmten Augenblick an verschiedenen Stellen verschieden groß ist. Diese Verhältnisse sind bei der Dieselmaschine ungünstiger als bei den Explosionsmotoren. Die Temperatur des ungekühlten Kolbenbodens wurde im höchsten Falle zu 600° C festgestellt. Die Höchsttemperaturen, die in einer Dieselmaschine auftreten, liegen wahrscheinlich über 2000° C in der heißesten Zone. Die hier erwähnten Temperaturmessungen wurden in der Nähe der Zylinderwandungen ausgeführt. Die Auspufftemperatur kurz nach dem Oeffnen des Auspuffventils liegt bei 1000° C. Die Temperaturen in der Auspuffleitung selbst sind bedeutend niedriger und wurden hier auf gewöhnliche Weise mit einem Thermometer zu etwa 400° C bestimmt. (Der Oelmotor 1915 S. 9 u. f.) W. Quadranten-Härtemesser. Einen auf einer neuen Methode beruhenden Härtemesser, der als Quadranten-Härtemesser bezeichnet ist, beschreibt Heathcote in Heft 10 der „Werkzeugmaschine“. Der Apparat dient zur Bestimmung der Härte runder Körper. Der zu untersuchende Gegenstand wird auf die obere Seite einer Feile gelegt und eine zu dieser in einem Scharnier bewegliche zweite Feile mit ihm ebenfalls in Berührung gebracht. Je härter der Gegenstand ist, um so kleiner wird der Winkel, den die beiden Feilen miteinander einschließen, bis sie den Körper durch ihre Zähne festhalten. Dieser an einem Quadranten abzulesende Winkel kann als Maß für die Härte des untersuchten Körpers genommen werden. In gewissem Maße ist allerdings der Winkel vomDurchmesser des Prüfkörpers abhängig, und zwar ist er bei gleicher Härte und kleinerem Durchmesser geringer, bei größerem Durchmesser größer. Dieser Fehler soll jedoch beim handelsmäßigen Prüfen selbst für Durchmesserabweichungen in weiten Grenzen zu vernachlässigen sein. Sogar geringe Unterschiede beim Tempern hat der Apparat angezeigt. Zur Prüfung längerer Stücke werden anstatt einer Auflagerfeile zwei solche benutzt, die nach Bedarf in verschieden weitem Abstande zueinander eingestellt werden können. Auch für die Untersuchung der Innenfläche hohler Körper, z.B. der Außenringe von Kugellagern, ist dasselbe Prinzip mit abgeänderter Anordnung anwendbar. Ritter.