Titel: Hub der direkt wirkenden Fördermaschinen.
Autor: Anonymus
Fundstelle: 1889, Band 273 (S. 262–271)
URL: http://dingler.culture.hu-berlin.de/article/pj273/ar273058

Ist der groſse Hub der direkt wirkenden Fördermaschinen zweckmäſsig? Von A. Bauer, Professor an der Bergakademie in Leoben.1)

Die neueren eincylindrigen oder Zwillingsbetriebs-Dampfmaschinen erhalten einen Hub, der von dem zweifachen Cylinderdurchmesser in der Regel nur wenig abweicht. Dies Verhältniſs läſst sich zwar nicht rechnungsmäſsig ableiten, hat sich aber im Laufe der Jahre als zweckmäſsig herausgestellt. Einzelne Maschinenfabriken, insbesondere amerikanische, vergröſsern den Hub eincylindriger Maschinen bis zum Dreifachen der Cylinderbohrung.

Direkt wirkende Zwillings-Fördermaschinen zeigen ein Verhältniſs , welches zwischen 2 und 4 schwankt, ja bei einzelnen noch über letzteres Maſs hinausgeht. Insbesondere sind es belgische und französische Maschinen, die einen auſserordentlich groſsen Hub besitzen; sie zeichnen sich in Folge der geringen Gröſsen ihrer Steuerungsbestandtheile durch die Leichtigkeit aus, mit welcher das Umsteuern vor sich geht, und fallen auf durch ihre schlanken Formen.

Zwei Umstände sind es hauptsächlich, welche zu Gunsten des groſsen Hubes angeführt werden: die geringe Kraft, welche das Eingreifen in die Steuerung erfordert, und die gröſsere Kolbengeschwindigkeit, welche erreicht wird. Auch werden manchmal die geringeren Dampfverluste hervorgehoben, welche diese Maschinen in Folge ihres kleineren Cylinderdurchmessers besitzen sollen.

Die Umdrehungszahl der Maschine wird durch die Fördergeschwindigkeit und durch die Gröſse der Treibkörbe bestimmt; aus dem Durchmesser der letzteren und aus der Förderlast ergibt sich auch die an der Maschinenwelle für jede Umdrehung erforderliche Arbeitsleistung. Zum Vergleiche werden nun zwei Maschinen gewählt, welche für dieselbe Förderanlage bestimmt und mit vollständig gleichen Treibkörben, Seilen u.s.w. ausgerüstet sind; ihre Umdrehungszahlen und effectiven Arbeiten für den Hub sind daher in gleichen Zeitabschnitten des Aufzuges dieselben. Dies gilt auch für den mittleren Ueberdruck p ihrer Indicator-Diagramme, wenn beide mit einerlei Anfangsspannung und derselben Dampfvertheilung arbeiten.

Einstweilen werde angenommen, daſs der Nutzeffect, das Verhältniſs zwischen gebremster und indicirter Leistung, bei beiden Maschinen I und II den gleichen Werth besitze, so daſs nicht nur die effectiven, sondern auch die indicirten Leistungen für jeden Hub dieselben sind und |263| ist. Es wird also: f1 s1 =f2 s2 sein, d.h. bei beiden Maschinen durchläuft der Kolben denselben Raum. Hierin bezeichnet d den Durchmesser, s den Hub und den Querschnitt des Cylinders. Der Einfluſs des Kolbenstangenquerschnittes wird bei dieser angenäherten Rechnung vernachlässigt.

In gleichen Kurbelstellungen besitzen die Maschinen Kolbengeschwindigkeiten (c), die sich zu einander verhalten wie die Hübe s1 und s2; von diesen Stellungen ausgehend, werden daher die Kolben in darauffolgenden gleichen Zeiten denselben Raum hinter sich lassen. Beide Maschinen bedürfen daher in entsprechenden Kurbelstellungen dieselben Aus- und Einströmungsquerschnitte, also genau die gleiche äuſsere und innere Steuerung, z.B. denselben Schieber mit dazu gehörigem Hube.

Die Maschine mit langem Hube ist daher nicht leichter umzusteuern als diejenige mit kurzem, letztere wird im Gegentheile bei Coulissensteuerungen eine geringere Kraftanstrengung von Seite des Wärters erfordern, weil sie kürzere und leichtere Excenterstangen besitzt. Die irrige Anschauung, welche in dieser Hinsicht ziemlich allgemein verbreitet ist, dürfte auf die veraltete und unrichtige Constructionsregel zurückzuführen sein, daſs die Ein- und Ausströmungsquerschnitte zur Kolbenfläche in einem bestimmten Verhältnisse stehen sollen, welches je nach der Umdrehungszahl der Maschine ein verschiedenes ist.

Die gröſsere Kolbengeschwindigkeit langhubiger Fördermaschinen ist nicht mit den gleichen Vortheilen verknüpft, wie diejenige gewöhnlicher Betriebsmaschinen. Eine der letzteren Gattung, welche früher mit 30 bis 35 Umdrehungen lief, wird bei einer Verdoppelung ihrer Kolbengeschwindigkeit bei gleichem mittleren Ueberdrucke auch die doppelte Leistung geben – bei der Fördermaschine sind Geschwindigkeit und Leistung von vornherein festgelegt. Eine gröſsere Kolbengeschwindigkeit gibt im Zusammenhange mit höherem Dampfdrucke und weiter gehender Expansion einen ruhigeren Gang; nun sind aber auch die neueren Fördermaschinen meist mit Steuerungen versehen, welche für die kleinsten Füllungen keine günstige Dampfvertheilung mehr geben. Eigentliche Präcisionssteuerungen werden – und wie ich glaube mit Recht – zu Gunsten der Betriebssicherheit und Einfachheit gern vermieden. Es muſs an dieser Stelle bemerkt werden, daſs auch bei neueren Fördermaschinen die Regelung häufig nicht durch Veränderung der Expansion, sondern durch Drosselung des Dampfes bewerkstelligt wird; die Schuld liegt hierbei weniger auf Seite des Wärters, als auf jener der ausführenden Maschinenfabrik. Weil die Bewegung des Steuerhebels einen zu groſsen Kraftaufwand erfordert, benützt der Maschinist denselben lediglich zur Umsteuerung, stellt ihn auf volle oder nahezu volle Füllung und regelt mit der Drossel. Wer selbst versucht hat, |264| wie schwer die Steuerhändel meistens zu bewegen sind, wird einsehen, daſs das andauernde Ueberwinden dieses Widerstandes während der ganzen Fahrt von dem ohnedies in jeder Hinsicht sehr in Anspruch genommenen Maschinenwärter kaum zu verlangen ist. Soll der Gang der Maschine wirklich durch die Expansionsänderung beherrscht werden, so muſs die Verstellung der Steuerung keinen besonderen Kraftaufwand erfordern, weil sie ja während der ganzen Fahrt vorgenommen werden soll und nicht wie bei Locomotiven nur innerhalb bestimmter Zeiträume.

Um die maſsgebenden Umstände zu überblicken, werde angenommen, daſs bei den verglichenen Maschinen und sei – Verhältnisse, welche bei Fördermaschinen nach unten und oben nur selten überschritten werden. Es folgt hieraus weiter:

d13 = (2 d2)3, also: d1 = 1,26 d2 und f1 = 1,6 f2, sowie: s2 = 1,6 s1 und c2 = 1,6 s1. Die hin und her gehenden Massen des Gestänges werden bei der kurzhubigen Maschine etwas gröſser als bei der mit groſsem Kolbenwege, was insbesondere in dem schwereren Kolben und Kreuzkopfe liegt, (Die Kolbendrücke verhalten sich zu einander wie 1,6 : 1.) Ihr Einfluſs wächst aber mit dem Quadrate der Kolbengeschwindigkeit, so daſs der sogen. Beschleunigungsdruck, das ist jener Theil des Dampfdruckes, welcher in einer bestimmten Kurbelstellung zur Bewegung der Massen aufgewendet, oder von denselben bei ihrer Verzögerung abgegeben wird, bei der Maschine I entschieden kleiner ist, als bei der zweiten Maschine. Da nun die erstere auſserdem einen gröſseren Kolbendruck besitzt, haben bei ihr die hin und her gehenden Massen einen viel geringeren Einfluſs. Diese bewirken aber gerade bei Maschinen von stark wechselndem Dampfdrucke, also hoher Expansion, den Ausgleich der Kräfte, weshalb in dieser Hinsicht die Construction der Maschine II, der lange Hub, vorzuziehen ist. Es ist aber oft nicht möglich, diese Gesetze einzuhalten; man denke z.B. nur an die Wende-Walzenzugmaschinen, welche mit hoher Kolbengeschwindigkeit und groſser Füllung arbeiten, dabei aber bedeutende hin und her gehende Massen besitzen. Bei Fördermaschinen sind nun die Verhältnisse nicht derart, daſs eine kleinere Kolbengeschwindigkeit auch unbedingt einen unruhigen Gang nach sich ziehen müſste.

Andere Vorzüge als den besseren Kräfteausgleich besitzt aber der groſse Hub bei Fördermaschinen nicht. Die Eigenwiderstände der Maschine I können nur unbedeutend gröſser sein als jene der Maschine II. Die Wege der hin und her gehenden Theile des Gestänges, also auch der entsprechenden Reibungen stehen bei beiden Maschinen im Verhältnisse 1 : 1,6, die normal zur Führung gerichteten Componenten des Kolbendruckes haben das umgekehrte Verhältniſs, nämlich 1,6 : 1. Die Gewichte der geradlinig bewegten Theile: des Kolbens, Kreuzkopfes u.s.w. und die Kolbenreibung betragen in ihrer Gesammtheit bei der |265| Maschine I aber jedenfalls weniger als das 1,6 fache der gleichen Werthe von der zweiten Maschine, so daſs also erstere durch die Reibung dieser Theile bei jedem Hube eine kleinere Arbeit verliert als letztere, während an den Zapfen und am Kurbellager das Entgegengesetzte eintritt. Alles zusammen genommen, kann der Nutzeffect der Maschine mit kurzem Hube nicht wesentlich kleiner sein, als jener mit groſsem Kolbenwege. Geht man unter das Verhältniſs herab, so wird derselbe wegen der zunehmenden Zapfenreibung jedenfalls ziemlich rasch sinken.

Wäre die Entfernung zwischen dem Cylinderdeckel und dem in seiner äuſsersten Stellung befindlichen Kolben bei beiden Maschinen gleich groſs, so würden sich die entsprechenden Antheile an den schädlichen Räumen wie die Kolbenflächen, also wie 1,6 : 1 verhalten. Wegen der gröſseren Länge muſs aber der Maschine II auch ein gröſserer Deckelspielraum gegeben werden, so daſs sich diese Umstände gegenseitig wieder ausgleichen. (? d. R.)

Der Verlust durch Dampflässigkeit des Kolbens ist bei der Maschine I jedenfalls gröſser, weil ihr Durchmesser das 1,25 fache desjenigen der zweiten Maschine beträgt. Die neueren Versuche haben aber gezeigt, daſs dieser Verlust bei guter Ausführung überhaupt sehr klein ist und von dem Abkühlungsverluste der Innenseite des Cylinders um ein Vielfaches übertroffen wird. Dieser hat bekanntlich darin seine Ursache, daſs die Oberfläche des Cylinders und Kolbens eine Temperatur besitzt, welche zwischen der des Einlaſs- und Auspuffdampfes liegt. Während der Einströmung und eines Theiles der Expansion schlägt sich aus dem Dampfe Wasser nieder, welches noch gegen Ende der Expansion oder beim Beginne der Ausströmung auf Kosten der Wärme der Cylinderwand wieder theilweise verdampft, wovon hauptsächlich die Erniedrigung dieser Temperatur herrührt. Unter den gemachten Voraussetzungen wird bei beiden Maschinen das Condensiren des Dampfes bis zur gleichen Kurbelstellung dauern, also während eines Kolbenweges αs1 bezieh. αs2. Zum angenäherten Vergleich des Verlustes kann hierbei die Oberfläche O benützt werden, auf welcher die Condensation stattfindet, da alle anderen Umstände, die auf die Menge des niedergeschlagenen Wassers von Einfluſs sind, sich bei beiden Maschinen gleichen. Nun sind:

da die Fläche des Kolbens I gröſser ist als jene des zweiten, wird es von dem Verhältnisse α abhängen, welche der beiden Oberflächen einen höheren Werth erreicht. Bei den gewählten Maschinen wird O1 = O2 , wenn α = 0,36 ist. Ist α gröſser als 0,36, so wird O1 < O2, indem die Mantelfläche gegenüber der Oberfläche des Deckels |266| und Kolbens das Uebergewicht erhält und die Maschine mit langem Hübe wird für den Hub, also auch für die indicirte Pferdekraft und Arbeitsstunde einen gröſseren Dampfverlust besitzen als die Maschine I.

Arbeiten die Maschinen mit gröſserer Füllung und ungeheiztem Cylinder, so beginnt das Nachdampfen erst beim Auspuffe, der Coefficient a wird also angenähert gleich 1 und das Verhältniſs O1 : O2 = 12,5 : 14. Besitzen die Cylinder Dampfmäntel, so hört die Condensation bei kleiner Füllung schon vor Ende der Expansion auf, doch dürften bei Fördermaschinen so geringe Füllungen selten verwendet werden, daſs dies schon vor Erreichung von 0,36 des Kolbenweges der Fall ist. Auſserdem bewirkt die weiter unten besprochene Abkühlung während des Endlaufes eine Verlängerung der Condensationsperiode, so daſs im Allgemeinen die Maschine mit kurzem Hube einen kleineren Dampfverbrauch für die gleiche Zeit und Leistung besitzen wird, als jene mit groſsem Kolbenwege. Da nun der Abkühlungsverlust einen sehr bedeutenden Einfluſs übt und bei stetig laufenden Auspuffmaschinen mit Expansion den nutzbaren Dampf verbrauch um 25 bis 50 Proc. erhöht, wird mit Rücksicht auf das Verhältniſs der Nutzeffecte die Maschine I mit kurzem Hube höchstens gleich viel Dampf brauchen als die Maschine II, bei welcher ist.

Die hier gefundenen Ergebnisse werden manchen befremden, nachdem ja doch bekannt ist, daſs gerade die Erhöhung der Kolbengeschwindigkeit den Abkühlungsverlust sehr herabdrückt. Versuche, bei welchen eine und dieselbe Maschine mit verschiedenen Umdrehungszahlen, also auch verschiedener Kolbengeschwindigkeit arbeitete, zeigten, daſs die Verluste für die Stunde und indicirte Pferdekraft sich unter sonst gleichen Umständen angenähert wie die reciproken Kolbengeschwindigkeiten verhielten. Maſsgebend für den Abkühlungsverlust sind bei einerlei Dampfdruck und gleicher Dampfvertheilung die Oberfläche und die Zeit, innerhalb welcher die Abkühlung vor sich geht. Läuft die Maschine nur mehr mit halber Geschwindigkeit, so ist für einen Hub die doppelte Zeit erforderlich. Nun bleibt die während des Hubes geleistete Arbeit – wenigstens näherungsweise – ungeändert, während der Abkühlungsverlust dieser Periode entsprechend der längeren Zeitdauer steigt, und zwar schätzungsweise auf den doppelten Betrag, weshalb der verhältniſsmäſsige Verlust gröſser wird. Bei Fördermaschinen bleibt die Dauer eines Hubes und die Arbeit, welche der Dampf während desselben leistet, auch bei der Wahl einer anderen Kolbengeschwindigkeit, eines gröſseren oder kleineren Hubes ungeändert, so daſs der Verlust für die Arbeitseinheit beinahe ausschlieſslich nur von den Veränderungen der abkühlenden Oberfläche beeinfluſst wird. Auch bei Betriebsmaschinen sind ähnliche Betrachtungen am Platze; insbesondere |267| bei starken inneren Abkühlungen (bei Condensationsmaschinen) ist ein zu groſser Hub nicht zweckmäſsig.

Es ist bekannt, daſs die Fördermaschinen gegenüber anderen Motoren häufig einen sehr groſsen Dampfverbrauch ausweisen; die Ursache liegt einerseits in der schlechten Dampfvertheilung, insbesondere dem hohen Gegendrucke und der geringen Expansion, andererseits zeigen diese Maschinen aber auſserordentliche Dampfverluste, indem der wahre Dampfverbrauch manchmal das Doppelte oder sogar noch mehr des nutzbaren, aus dem Diagramm bestimmten beträgt. Da die Dampflässigkeit verhältniſsmäſsig geringfügig ist, müssen diese Verluste der Abkühlung zugeschrieben werden, welche, wie man häufig annimmt, während des Stillstandes der Maschine in so ungünstiger Weise wirkt. Die Wärmeabgabe der Dampfleitung und des Cylinders an ihre Umgebung sind jedoch nicht so bedeutend, daſs durch sie allein die schlechte Wirkungsweise zu erklären wäre, insbesondere bei sorgfältiger Umhüllung dieser Theile. Dies zeigen alle in neuerer Zeit an Dampfleitungen gemachten Versuche. Die Innenwand des Cylinders kann auch dann, wenn die Verbindung mit dem Ausströmungsraume hergestellt ist, keine erhebliche Wärme ableiten, weil keine Circulation vorhanden ist. Der einzige Verlust, welcher eintreten kann, wird durch das Verdampfen des im Cylinder befindlichen Wasserrestes herbeigeführt.

Ein Umstand ist es, dem meiner Ansicht nach ein wesentlicher Antheil an der ungünstigen Wirkungsweise zugeschrieben werden muſs: der verhältniſsmäſsig lange Endlauf.

Dieser nimmt bei gröſseren Fördergeschwindigkeiten einen bemerkenswerthen Bruchtheil der ganzen Förderzeit ein, und zwar bei Schächten von geringerer und gröſserer Teufe. Bei ersteren aus dem Grunde, weil bei ihnen die Zeit eines Aufzuges überhaupt nicht groſs ist, bei letzteren, weil das niedergehende Seil einen bedeutenden Einfluſs übt.

Der Endlauf, bei welchem die Maschine nicht mehr als Motor wirkt, vollzieht sich je nach der Art der Steuerung in verschiedener Weise. Bei Coulissensteuerungen mit nur zwei Excentern ist die Dampfvertheilung in der Mittellage der Coulisse derart, daſs eine sehr frühe Vorausströmung mit einer hohen Compression und frühzeitigen Voreinströmung vereint ist. Insbesondere bei geschlossenem Absperrventil sinkt die Spannung am Ende der Expansion meist unter die atmosphärische, so daſs beim Beginne der Vorausströmung Luft aus dem Auspuffrohre in den Cylinder gesaugt wird, welche bis zum Hubwechsel nachströmt. Die durch die Compression hervorgerufene Spannung kann eine bedeutende Höhe erreichen, was besonders dann der Fall ist, wenn der Schieber wegen sehr groſser äuſserer Deckung den Einströmungskanal gar nicht öffnet, weil dabei die Compression bis zum Hubwechsel dauert. Die todte Lage der Coulisse wird deshalb auch seltener verwendet.

Ist die Steuerung der Drehungsrichtung entsprechend gestellt, der |268| Hebel also ganz oder theilweise ausgelegt und das Absperrventil oder die Drossel geschlossen, so bildet sich zu Ende der Expansion im Cylinder ein theilweises Vacuum, so zwar, daſs beim Beginne der Ausströmung Luft eintritt, welche beim Rückgange des Kolbens wieder hinausgeschoben wird. Der Endlauf der Maschine vollzieht sich bei Coulissensteuerungen meist in dieser Weise. Die zur Entleerung des Cylinders aufgewendete Arbeit, welche von den bewegten Massen und vom niedergehenden Seile bestritten wird, und die zu Beginn der Förderung vom Dampfe geleistet werden muſste, wird hierbei zerstört, d.h. durch die hereinstürzende Luft in Wärme verwandelt und mit dieser wieder fortgeführt.

Aber auch in anderer Weise wirkt der Endlauf schädlich auf den Dampfconsum. Das Ein- und Ausströmen der Luft kühlt die Cylinderwand ab, was zur Folge hat, daſs beim nächsten Aufzuge eine beträchtliche Condensation des Admissionsdampfes eintreten muſs. Ist auch das Auspuffrohr zu Beginn des Endlaufes mit Dampf von atmosphärischer Spannung gefüllt, so wird dieser, insbesondere bei niederer Auſsentemperatur, durch die nachgesogene Luft condensirt, so daſs nach einigen Drehungen der Maschine und kurzer Leitung direkt kalte Luft in den Cylinder gelangt. In dieser Hinsicht ist während des Endlaufes das Fahren mit geschlossenem Admissionsventile und ganz ausgelegter Steuerung am schlechtesten.

Werden die Ein- und Auslaſsorgane von getrennten Mechanismen bewegt, so können unter Umständen die Verluste des Endlaufes herabgezogen werden. Die bekannte Steuerung von Kraft-Brialmont z.B. gelangt in zweierlei Ausführung zur Verwendung: in der Mittellage zwischen Vor- und Rückwärtsgang bleiben stets beide Einlaſsventile geschlossen, die Auslaſsventile werden bei dieser Stellung entweder ebenfalls geschlossen gehalten, oder sie sind – und zwar jedes während der ganzen Drehung – etwas geöffnet. Bei der ersten Anordnung arbeitet der Cylinder während des Endlaufes gerade so, als wenn er überhaupt keine Ventile hätte und die im schädlichen Raume enthaltene Dampfmenge wird abwechselnd comprimirt und expandirt. Jede Cylinderseite muſs dabei mit einem verläſslich arbeitenden Sicherheitsventile ausgestattet werden, damit bei der ersten Compression nach dem Einstellen der Steuerung in die todte Lage der zusammengedrückte Dampf ins Freie gelassen wird, wobei also das Sicherheitsventil gleichsam die Rolle des Ausströmungsventiles übernimmt. Mit dieser Anordnung sind keine wesentlichen Verluste verbunden, aber der Nachtheil, daſs die Maschine, wenn sie bei einer gewissen Kurbelstellung zur Ruhe kommt sich nach dem Lüften der Bremse wieder von selbst etwas bewegen kann, und zwar in Folge des eingeschlossenen Dampfes. Bei der zweiten Anordnung stehen beide Cylinderseiten während des Endlaufes tortwahrend mit dem Auspuffrohre in Verbindung. Das gleiche |269| Volumen, welches auf der einen Kolbenseite angesaugt wird, schiebt die andere Seite hinaus, so daſs der Dampf (von atmosphärischer Spannung) durch die geöffneten Auslaſsventile von einer Kolbenseite auf die andere wechselt. Stoſsen aber die Auspuffräume beider Cylinderseiten unter einem spitzen Winkel zusammen, wie es eine gute Führung des abströmenden Dampfes verlangt, so wird ein theilweises Rückströmen und Einziehen von äuſserer Luft stattfinden. Das Gleiche tritt ein, wenn die rückwärtigen und vorderen Auslaſsventile beider Maschinen – der linken und rechten – mit einander verbunden sind. Ist die Eröffnung der Ausströmungsventile in der todten Lage der Steuerung nur eine geringe, so wirkt der Cylinder auſserdem nach Art eines Luftkataraktes bremsend auf die Maschine.

Es liegt wohl auf der Hand, daſs die Abkühlungsverluste von der Gröſse der inneren Oberfläche wesentlich beeinfluſst werden; da beim Hubwechsel das Maximum der eingesogenen Luft vorhanden ist, muſs die Oberfläche entsprechend der Todtlage der Kurbel bestimmt werden, so daſs bei beiden verglichenen Maschinen ein gegenseitiges Verhältniſs derselben von 12,5 : 14 vorhanden ist, weshalb die Maschine II auch in dieser Hinsicht ungünstiger arbeitet.

Alles zusammengenommen, kann wohl ausgesprochen werden, daſs der Dampfconsum beider Maschinen höchstens gleich sein wird, wenn er nicht bei der Maschine I ein niedrigerer ist. Zieht man noch das gröſsere Gewicht, also den höheren Preis der Maschine mit langem Hube und die bedeutenderen Kosten ihres Fundamentes in Betracht, so muſs der Maschine mit mäſsigem Verhältnisse zwischen Kolbenhub und Cylinderbohrung entschieden der Vorrang eingeräumt werden.

Die Achse der Maschine wird wohl beim kurzen Hube durch den gröſseren Dampfdruck stärker in Anspruch genommen; bei der gewöhnlichen Entfernung beider Kurbellager von einander bestimmt sich aber die Stärke im Lager ohnedies weniger nach der Biegungsbeanspruchung, welche die Schubstangenkraft an dieser Stelle hervorruft, als mit Rücksicht auf die Wellenstärke in der Mitte der Maschine, indem starke Querschnittsveränderungen vermieden werden müssen.

Das Verhältniſs ist also dann empfehlenswerth, wenn die Fördermaschine mit ungeheizten Mänteln, mit mittlerem Dampfdrucke und mäſsiger Expansion arbeitet. Ueber dasselbe hinauszugehen, etwa bis ist nur dann am Platze, wenn hohe Spannungen und kleine Füllungen zur Anwendung gelangen, wenn der Cylinder ein Dampfhemd besitzt und die Steuerung derart construirt ist, daſs beim Endlauf keine bedeutenden Abkühlungen stattfinden. Das Verhältniſs, aber noch gröſser zu nehmen, ist durch nichts gerechtfertigt.

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Nachdem in dieser kleinen Studie auch etwas näher auf das ungünstige Arbeiten der Fördermaschinen eingegangen wurde, sollen zum Schlusse auch noch jene Mittel besprochen werden, welche den groſsen Dampfconsum derselben herabzudrücken im Stande sind. Daſs diese Maschinen mit Expansion arbeiten sollen, daſs bei ihnen unter Umständen sogar das Verbundsystem am Platze ist und auch schon mit Erfolg Verwendung fand, wurde schon öfter hervorgehoben. Condensation dürfte nur bei flottem Betriebe und dann gerechtfertigt sein, wenn während des Endlaufes keine Verbindung zwischen den Cylindern und dem Ausblaseraume (dem Condensator) hergestellt ist, weil sonst zu groſse Wärmeverluste mit in den Kauf genommen werden müssen.

Weil aber die Condensation auch bei Eincylindermaschinen nicht von jenen Erfolgen begleitet ist, als man früher erwartete, ist ihre Anwendung bei reinen Zwillings-Fördermaschinen ohne Verbundwirkung nicht empfehlenswerth, denn die verhältniſsmäſsig geringen durch sie erzielten Vortheile werden hier durch den Nachtheil der verwickeiteren Bauweise meistens aufgewogen. Das Folgende bezieht sich daher auch nur auf Auspuff-Zwillingsmaschinen.

Während der Fahrt soll die Maschine in erster Linie durch die Expansion geregelt werden und die Steuerung deshalb leicht zu beherrschen sein; die Drossel soll erst später und die Bremse nur zu allerletzt Verwendung finden. Besitzt die Maschine Coulissensteuerung, so soll beim Endlaufe eine solche Dampfvertheilung vorhanden sein, bei welcher Arbeitsverluste möglichst vermieden sind und die aus dem Auspuffrohre angesaugte Luftmenge auf das geringste Maſs gebracht wird. Dabei darf die Spannung am Ende der Expansion – beim Beginne der Vorausströmung nicht viel von der atmosphärischen abweichen, es soll abwechselnd dasselbe Volumen comprimirt werden und expandiren. Dies wird bei geschlossenem Absperrventil dann der Fall sein, wenn Admission und Expansion beim Vorwärtsgange des Kolbens denselben Weg einnehmen, als Compression und Voreinströmung beim Rücklaufe desselben, wobei eine zu hohe Spannung durch eine genügend frühe Eröffnung der Einströmung verhindert werden muſs. Unvermeidlich ist es dabei, daſs bei der Vorausströmung ein Ansaugen und bei der Ausströmung ein Hinausschieben von Luft stattfindet, weshalb diese Perioden möglichst abgekürzt werden sollen. Bei Ventilsteuerungen mit Gegenhebeln kann sich der Endlauf auch bei vollständig geschlossenen Ein- und Auslaſsorganen vollziehen, was bei Schiebersteuerungen nicht leicht durchführbar ist; in beiden Fällen müssen aber Sicherheitsventile zur Anwendung gelangen. Dies sind jene Verhältnisse, welche anzustreben sind; wie weit dies bei den einzelnen Steuerungen möglich ist, ohne daſs hierdurch die Dampfvertheilung während des eigentlichen Arbeitens der Maschine verschlechtert wird, muſs eine specielle Untersuchung derselben zeigen.

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Steuerungen, bei welchen man die Dampfvertheilung der todten Lage vollständig in der Hand hat, wie die Kraft'sche Ventilsteuerung, sind den anderen vorzuziehen, weil man bei ihnen die Arbeits- und Abkühlungsverluste während des Endlaufes sehr herabziehen kann. Dieser kann sich dabei entweder bei vollständig geschlossenen Ein- und Auslaſsventilen vollziehen, oder es können die Ein- oder Auslaſsorgane offen gehalten werden.

Sind die Auslaſsventile allein offen, so muſs das Ueberströmen des Dampfes von der einen zur anderen Kolbenseite erleichtert und das Eindringen von Luft durch das Auspuffrohr vermieden werden. Es wäre dabei zweckmäſsig, die Dampfableitung eines Cylinders oder beider zusammen durch einen leichten, genieteten Sammelraum zu erweitern, der vor Wärmeverlusten geschützt ist und von welchem das gemeinschaftliche Auspuffrohr abzweigt.

Vollzieht sich der Endlauf und Stillstand der Maschine bei offenen Einlaſsventilen mit gedrosseltem Absperrventil, so stellt sich dabei in den Cylindern die volle Kesselspannung ein, wodurch die Abkühlung der Innenwand vollständig vermieden wird. Dies ersetzt theilweise einen Dampfmantel, nur muſs für eine selbsthätige Entfernung des Condensationswassers gesorgt werden und eine Einrichtung vorhanden sein, welche es gestattet, den Dampf nach Schluſs des Absperrventiles hinauszulassen. Diese Construction ist aber hinsichtlich der Betriebssicherheit nicht über jeden Zweifel erhaben.

Wie bei allen Maschinen, welche starken Abkühlungsverlusten ausgesetzt sind, empfiehlt sich auch bei Fördermaschinen die Anwendung eines Dampfmantels.

Nach einem uns vom Herrn Verfasser freundlich eingesandten Separatabdrucke aus der Oesterreichischen Zeitschrift für Berg- und Hüttenwesen, 37. Jahrgang, 1889.

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